đồ án chi tiết máy: thiết kế Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải), hộp giảm tốc bánh răng trục vít bánh vít

thiết kế Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải), hộp giảm tốc bánh răng trục vít bánh vít. Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít . ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường cong.

II.Phân phối tỷ số truyền 5

III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6 dẫn động IV.Bảng kết quả 7

PhầnII.Thiết kế chi tiết 7

II.Kết cấu một số chi tiết 53

III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai 56

PhầnIV.Tài liệu tham khảo 59

Lời nói đầu

Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão Và là cơ sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ…

Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao và được ứng dụng rộng rãikhi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như : than đá, cát, sỏi, thóc…

Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít

ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyểnvật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn Nhưng băng tải còn có mộtsố hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường cong.

Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành được đồ án được giao.

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa

nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.

Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáovà bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ

em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn

Hà Nội , Ngày tháng năm

Sinh viên

Phần I Tính động học hệ dẫn động.I.Chọn động cơ.

Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được.

Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

1 Động cơ điện.

2 Bộ truyền bánh răng.

3 Bộ truyền trục vít – bánh vít 4 Băng tải.

5 Khớp nối.

2.Tính công suất động cơ.

-Ta có: Pct.Pth

 (I.1).

-Mà   = k 0L.br. tv 0L.X.0L  k br .X. tv 0L4 (I.2).Tra bảng 2.3 (trang 19…).ta được

 k 0,99;  k 0,99; br 0,98; X 0,93 tv 0,82 (z1=2).

Thay tất cả vào công thức 1.2 ta được  0,99.0,98.0,82.0,93.0,9940,71.-Vì tải trọng là thay đổi ta có:

Vậy ta chọn nsb của động cơ là :nsb=1500(v/ph).

*Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lượng của động cơ không phải làchỉ tiêu được quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn là mô menmở máy phải lớn Do đó ta chọn động cơ loại k.Cụ thể tra bảng (P1.1).Ta chọn động cơ K132M4 có các thông số sau đây:

+Pđc=5,5(KW) +nđc=1445(v/ph) +=0,86

+cos0,86

+Tk 2Td 

+Khối lượng của động cơ m=72(kg).

+tra bảng 1.4 ta được đường kính của động cơ là:D=32mm.

II.Phân phối tỉ số truyền.

-Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí: nSbuch lv.n (1.4)

Mà uch u uxh.

Chọn sơ bộ ux=2,5

134,42 53,772,5

-Mà uhubr.utv (1.5)

Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta chọn C=0,9.Dựa vào uh=53,77 gióng lên ta có được ubr=2,2.Thay lại công thức (1.5) tađược 53,77 24,44

utv   Ta chọn u =25tv Vậy u =55h

-Thay công thức(1.4) ta được tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích 134,42 2,44

 

2 .3 0,99.0,823,91 4,82( )0

3.Tính mô men xoắn trên các trục (T).

-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n là:6

9,55.10 PT



Pdc

Phần II.Thiết kế chi tiết.I.Thiết kế bộ truyền.

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng.

1.Chọn vật liệu.

-Vì công suất trên bánh dẫn P=4,96 (KW) không quá lớn.Bộ truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về vậy theo quan điểm thông nhất hoá và dựa vào bảng 6.1/91 ta chọn.

+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241285,có úb1=850MPa, úch1=580MPa.

+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192240, úb2=750MPa, úch2=450MPa.

Thoả mãn điều kiện H1≥ H2+(1015).

2.Tính các ứng suất cho phép 2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]và ứng suất tiếp xúc cho phép [úF].

[úH]= (úHlim0 /sH) KHL (II.1)

[úF]=( úFlim0/sF) KFL (II.2) +úHlim0, úFlim0 là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có được

úHlim0 =2.HB+70 , sH=1,1 (II.3) úFlim0=1,8.HB , sF=1,75 (II.4)Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245

Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2=230

Thay lại các công thức (I.3),(I.4) ta được úFlim10=2.HB1+70=2.245+70=560 (MPa) úFlim20=2.HB2+70=2.230+70=530 (MPa) úFlim10=1,8.HB1=1,8.245=441 (MPa) úFlim20=1,8.HB2=1,8.230=414 (MPa) + KHL, KFL hệ số tuổi thọ.

*Ta có số chu kỳ cơ sở NH0=30.HB2,4

→ NH01 =30 HB12,4=30.2452,4=1,6.107

→ NH02 =30.HB22,4=30.2302,4=1,39.107Số chu kỳ ứng suất tương đương NHE,NFE.

NHE=60.C i 1 Tin t

i iTmax

=60.C i 21 1

Titiniti

Mà NHE1NHE2 1.u 2,2.32,2.10770,84.10 7  NHE1NH011,6.107

414 1 236,57( )2 1,75



2,8 2,8.450 1260( ).0,8 0,8.580 464( ).1

0,8 0,8.450 360( ).2

2 .

T KHkau

 (I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.

+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94).

+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=32781[MPa]+ [úH]=481,82[MPa]

Quy tròn ta lấy a =100(mm) w  bw w = a ba =100.0,3=30(mm).

4.Xác định các thông số ăn khớp 4.1.xác định mô đun (m).

Ta có m=(0,014÷0,02) a =(0,014÷0,02).100=14÷2(mm).w Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,5 (mm).

4.2.Xác định số răng

Mà Z2=u.Z1=2,2.41=90,2.Ta chọn Z2=90 răng.Khi đó 2,2 2,195 0,23%

41 90

5.Kiểm nghiệm răng.

5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

-ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức

2 .1 ( 1) .

w w1

T kHuZM HZZ

b u d

    (II.6)

+zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc zM=274(MPa)(1/3)

+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với

1 2 41 901,24 0,011 2

kH hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng  kH 1

Hk vhệ số tả trọng động

w w1.1

2,T 1

Thay lại ta được

0,006.56.4,73 100 10,71( / ) 380( / )2,2

VH   m s vMAX  m s Tra bảng 6.17/106.

 KHV 1,0152.32781.1,015.110,71.30.62,5 1,3.

 KH 1,015.1,3.1 1,32.

274.1,68.0,86. 2.32781.1,32.(2,2 1)2 410,3( ).30.2,2.62,5 MPa

+Đường kính vòng đỉnh răng da1<da2=m.Z2+2.(1+x2)/m =1,5.90+2.(1+0,84)/1,5 =138(mm)<700(mm) →KXH=1

→[úH].ZR.ZV.KXH=481,82.0,95.0,99.1=453(MPa)> úH=410,3(MPa).Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.

5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

*Bánh răng 1

Để thoả mãn về độbền uốn thì

1 2 .1 . .. 1 1 .w w1

KF=1,04(tra ở bảng 6.7/96).

KFỏ =1(vì bánh răng thẳng).

w w1.1

aVFFg v

Tra bảng6.15và 6.16/105có F 0,016,g056,v4,73( / ),a =100.m s w  VF0,016.56.4,73. 1002,2 28,57VFMAX 380( / ).m s Tra ở 6.17/106)

 KFV  1 2.32781.1,04.128,57.30.62,5 1,79.  KF 1,04.1.1,79 1,86.

Thay lại (II.7) 1 2.32781.1,86.0,565.1.3,48 85,25( ).

→ [úF1].YR.YS.KXF=252.1,05.1.1=265(MPa)> úF1=85,25(MPa).Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn.

5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.

-Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì Hmax=H Kqt Hmax.



+Ta có =410,3(MPa).K =TMAX=1,7.qt

+Tra ở bảng 6.13/104 H MAX =1260(MPa)

Hmax=410,3 1,7=535(MPa) Hmax=1260(MPa).

Ta có =85,25(MPa), =87,21(MPa),K =Tmax =1,7qt

6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.

Thông số Kích thước

1.Số răng Z1=41 Z2=902.Khoảng cách trục chia a=98,5mm.

3.Khoảng cách trục aW=100mm.

4.Đướng kính chia d1=62mm d2=135mm.5.Đường kính đỉnh răng da1=66

da2=1406.Đường kính đáy răng df1=60mm

df2=1337.Đường kính cơ sở db1=58 mm

db2=127 mm8.Góc prôfin góc ỏ=200.

9.Góc prôfin răng ỏt=ỏ=200.

10.Góc ăn khớp ỏWt=22,690.

11.Hệ số trùng khớp ngang ồỏ=1,4

12.Hệ số dịch chỉnh X1=0,4mm X2=0,84mm.13.Chiều rộmh răng bW1=30mm.

bW2=28mm14.Tỉ số truyền u=2,2

15.Góc nghiêng răng =00.

17.

7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

FaFaF tgtN

2.Xác định ứng suất cho phép.

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít

2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [úH].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [úH] được tra theo bảng 7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức

8,8.10 33 . 8,8.10 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).331 1

→[úH]=212(MPa).

2.2.Ứng suất uốn cho phép [úF].

-[úF] đươc tính theo theo công thức [úF]= [úF0].KFL

+[úF0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít được tôi,bộ truyền quay 1 chiều

→[úF0]=0,25.úb+0,08.úch

Vật liệu làm bánh vít là úp AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có được úb=600(MPa),úch=200(MPa).

Thay lại công thức ban đầu có F 0,77.166 128(MPa).

-Ứng suất quá tải.

Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên [úH]max=2.úch=2.600=12009MPa).

[úF]max=0,8.úch=0,8.600=480(MPa).

3.Tính toán truyền động trục vít về độ bền.3.1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.

-Khoảng cách trục aW.



T KHq

qZ H

Thoả mãn đìêu kiện 28<z2=50<80.

+q hệ số đường kính trục vít.Chọn theo điều kiện q≥0,25.z2=0,25.50=12,5Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5.

+T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=14214129(N.mm).+KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ KH=1,15.

Z2.aw 50 12,52.200 6,4.2

3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau.

170 .  2  3. 2,. .

aw2

 0,95.tgtg . 

8,44 2,7

KH KH.KHV.

Trong đó KH hệ số phân bố tảI trọng kgông đều.

350 12,5

Thoả mãn.

3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.

-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá giá trị cho phép.

,1,4 2 .

+Ta có zV=z2/cos3ó=50/cos8,440=51,66.

Dựa vao zV tra bảng 7.8/152 ta được YF=1,45.Thay lại công thức (II.10).Ta được

3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá giá trị cho phép.

Thông số Kích thước

1.Khoảng cách trục aW=200 mm.

2.Hệ số dịch chỉnh bánh vít x2=0,49 mm.

3.Đường kính vòng chia d1=78,75 mm d2=315 mm.4.Đường kính vòng đáy df1=63,63 mm.

df2=306 mm.5.Đường kính ngoài của bánh vít daM2=324,5 mm.

3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.

Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi.

-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2).Công thức thiết kế

+ỗ=0,72→P1=39,9/0,72=5,43(kW).+kt=13.Hệ số toả nhiệt.

+ứ=0,28.Hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp.+Hệ số .

/ 2 / 1 1.5 0,8.38 1,08.1

Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn xích ống con lăn.

2.Xác định các thông số của bộ truyền xích 2.1.Chọn số răng đĩa xích.

Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại tỉ số truyền của xích u=2,44.

Tra bảng 5.4/78 ta được z1=25(răng) →z2=u.z1=2,44.25=61(răng).Ta thấy z1≥z1min=15(răng).z2z2max

2.2.Xác định bước xích (t).

-Bước xích t được chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp suấp p0

trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện

Pt P k k k .z n P . Trong đó kZ=Z01/Z1=25/25=1.

kn=n01/n1=50/26,27=1,90(chọn n01=50v/ph gần n1 nhất).

+Hệ số sử dụng k được tính K=K0.Ka.Kđ/c.Kbt.Kđ.Kc

Dựa vào bảng 5.6/80 ta có được =00→k0=1.Chọn a=40.t →ka=1.

Chọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích nên kđ/c=1.Tải trọng va đập nhẹ →kđ=1,2.

Làm việc 2 ca →kc=1,25.

Chọn môi trường làm việc có bụi,phương pháp bôi trơn nhỏ giọt với chấtlượng đạt yêu cầu v = 0,18 (m/s) <4(m/s) →Kbt=1,8.

Thay lại →K=1.1.1.1,2.1,25.1,8=2,7+P=3,91 (KW).

Điều kiện là 1 1.  .15.

3.2.Về độ bền.

Ta có 1 1 . 25.50,8.26,27 0,56( / ).60000 60000

z t n

Mà 1000. 1000.3,91 6982,14( ).0,56

+F0 lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.

F0 9,81.K q af . mà a=2,03(m)và kf=6 (do bộ truyền nằm ngang)  F09,81.6.9,7.2,03 1159( ). N

+Dựa vào bảng 5.10/84 ta tra được [s]=7.Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta được 226,8.103 17,4 7.

4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.

Ta chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ và lớn là cùng vật liệu.Trong quá trình làm việc bánh nhỏ dễ bị phá hỏng vì mòn hơn nên ta dựa vào ứng suất cho Phép của đĩa nhỏ để chọn vật liệu.Để thoả mãn điều kiện bền thì

-Kiểm nghiệm cho đĩa xích 2.

Ta có z2=61(răng) →kr2=0,22kr1→ úH2úH1 [úH]=600(MPa).Vậy bánh 2 cũng thoả mãn điều kiện về bền.

11.Vật liệu thép C45 tôi cải thiện [ú]=500600(MPa)

II.Thiết kế trục,ổ lăn và khớp nối.

A.Chọn khớp nối.

1.Xác định các thông số của khớp nối.

Để truyền mô men từ trục của động cơ sang trục I ta dùng nối trục vòng đàn hồi ,nối trục được lắp trên trục có mô men xoắn TI=32,781(KN).Dựa vào bảng 16-10a/63-Q2 ta chọn được khớp nối.

*Các thông số về kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi : T=33(N.m), d=22(mm), D=90mm.

dm=36mm, L=104mm, l=50mm d1=36mm, D0=63mm, Z=4

nMAX=6500v/ph B=4mm B1=28mm

l1=21mm, D3=20mm l2=20mm Bộ phận đàn hồi bằng cao su.

*Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi.

T=31,5(N.m), dC=10mm, d1:M8 D2=15mm l=42mm l1=20mm l2=10mm l3=15mm h=1,5mm.

2.Kiểm nghiệm khớp nối.

2.1.Kiểm nghiệm về độ bền dập của vòng đần hồi.

Để nối trục thoả mãn về độ bề dập thì phảI thoả mãn điều kiện sau: .2 . . 2 ÷4 .

2.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn của chốt.

Để đảm bảo về điều kiện bền uốn thì phải thoả mãn biểu thức sau.

0 60÷80 .3

2.1Sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng lên các trục (hình 2).

2.2Độ lớn của các lực như sau.

9025 3

1777 3

70082 3308 4

1777 4

9025 4



a.Đường kính trục vào động cơ

-Trục được nối với động cơ thông qua khớp nối.Chọn sơ bộ đường kính động cơtheo công thức.

dI=(0,81,2).dđc=(0,81,2).32=25,638,49 (mm).Ta chọn dI=30(mm).

b.Đường kính trục trung gian.Được chọn sơ bộ theo công thức

 .3

dtg   với TII=70082(N.mm) 370082 25,97( ).

Ta chọn dII=25(mm).c.Đường kính trục ra dIII.

Được chọn theo công thức

 .3

 với TIII=1421412(N.mm).

dtg 314214120,2.20 70,3(mm).Vật ta chọn dIII=70(mm).

2.2.Vẽ phác hoạ hộp giảm tốc với khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực (hình 3).

Bản vẽ tờ 3(tờ phô tô)đã có

2.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực (dựa hình 3).

a.Trục vào động cơ.

-Vì đường kính sơ bộ của trụ I dI=30(mm).Tra bảng 10.2/187 ta được chiều rộng ổ lăn là d0=19(mm).

-Chiều dài may ơ nửa khớp nối

lmI2=(1,42,5).dI=(1,42,5).30=4275(mm).Ta chọn lmI2=60(mm).-Chiều dài may ơ lắp bánh răng.

lmI3=(1,21,5).d=(1,21,5).30=3645.Ta chọ lmI3=42(mm).chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).

-Ta tính được các kkhoảng cách.

+lI2=0,5.(lmI2+b0)+k3+hn=0,5.(60+19)+15+18=72,8(mm) Chọn lI1=72(mm).

+lI3=0,5.(b0+lmI2)+k2+k1=0,5.(19+42)+12+12=54,5(mm) Chọn lI3=55(mm).

+Do kết cấu lắp ổ lăn nên lI1=2.lI3=2.55=110(mm).+Tổng chiều dài của trục I.

lI=lmI2/2+lI2+lI1+b0/2=60/2+72+110+19/2=200,5(mm).b.Trục trung gian.

-Vì đường kính sơ bộ của trục dII=25(mm).Tra bảng 10.2/187 chọn được

chiều rộng ổ lăn b0=17(mm).-Chiều dài may ơ bánh răng.

dmII2=(1,21,5).d=(1,21,5).25=3037,5(mm) chọn dmII2=35(mm)≥b2=30(mm).

-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục.

lII1=(0,91).daM2=(0,91).324,45=292324,45(mm).Chọn lmII1=310(mm).

-Khoảng cách từ gối 0 đến giữa tiết diện lắp trục vít.lII3=lII1/2=310/2=155(mm).

-Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).-Ta cólII2=lmII2/2+k3+hn+b0/2=35/2+15+18+19/2=60(mm).-Tổng chiều dài trục II.

lII=lmII2/2+lII2+lII1+b0/2=35/2+60+310+19/2=397(mm).c.Trục ra.

-Vì đường kính trục sơ bộ dIII=70(mm).tra bảng 10.2/187 ta chọn được b0=35(mm).

-Chiều dài may ơ lắp bánh vít.

lmIII2=(1,2 1,8).d=(1,2 1,8).70=84 126(mm).chọn lmIII2=105(mm).

-Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).-Chiều dài may ơ đĩa xích.

lmIII3=(1,21,5).d=(1,21,5).70=84105(mm).chọn lmIII3=95(mm).

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến chi tiết quay số 1.

lIII1=0,5.(b0+lmIII2)+k1+k2=0,5.(35+105)+12+12=94(mm).Chọn lIII1=94(mm).

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến ổ lăn số 1.Vì tính chất đối xứng trong việc bố trí ổ lăn nên.

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến đĩa xích.

lIII3=lIII1+0,5.(b0+lIII3)+k3+hn=188+0,5.(35+95)+15+18=286(mm).