Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc đồng trục và bộ truyền xích đại học chính qui

tính toán thiết kế theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần thiết khôn

lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều chơng trình đào tạo kĩ s cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ

sở cho sinh viên về kết cấu máy

Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm đợc những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động (tính toán thiết kế theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần thiết không thể thiếu đợc nhằm phục vụ cho công việc tính toán

Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem nh là đồ án

đầu tay của mình nhng nó tổng hợp đợc tất cả những kiến thức cơ bản trong những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề thiết kế

cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhng chung quy lại nó đòi mổi ngời cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết đợc yêu cầu đặt ra

Đồng thời qua đồ án môn học này đa sinh viên tiếp xúc dần với thực tế hơn

và từ đó xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề trong nay mai để

từ đó xác định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ

MụC LụC

Trang Phần I : Chọn động cơ

I Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí 3

Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền I Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ

truyền 7

Phần III : Thiết kế các bộ truyền I Bộ truyền bánh răng nghiêng 10

II Bộ truyền trục vít – bánh vít 20

III Bộ truyền xích 26

Phần IV : Tính thiết kế trục I Chọn vật liệu 30

II Thiết kế trục 30

Phần V : Thiết kế gối đỡ trục I Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn 52

II Chọn cấp chính xác của ổ 53

III Chọn kích thớc ổ theo tải trọng 53

Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

I Tính chọn khớp nối 62

II Thiết kế vỏ hộp giam tốc 64

Phần VII : Dung sai lắp ghép I Chọn cấp chính xác 74

II Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép 75

η1 = 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động

η2 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng

η3 = 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít

η4 = 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích

η5 = 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục Các trị số η1 , η2 , η3 , η4 , η5 đợc chọn ở bảng 2.3 trang 19

Vậy : η = η1 η2 η3 η4 (η5 ) 4 = 0,99.0,96 0,8 0,9 0,994 = 0,657 (1-2)

* Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) :

Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi

- Xác định độ dài làm việc tơng đối ts%

ttt

t100

.t

t

%ts

0 2 1

lv ck

lv

++

=

Trong đó : tlv = t1 + t2 : Thời gian làm việc

Động cơ đợc coi nh làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi

Do đó công suất đợc xác định theo công thức sau:

2 1

2 2

1

2 1

2

1 1

1 td t

tt

t

P

Pt

P

P.PPP

Trong đó : P1 là công suất ứng với tải trọng 1

P2 là công suất ứng với tải trọng 2

- Tải trọng P1 đợc xác định theo công thức sau:

1000

v F

Theo đề bài: T2 = 0,8 T1 ⇒ 0,8

T

T1

2 = ⇒ 0,8

P

P1

2 =

2 5

2 8 , 0 5

1 23 , 1

2 2

= +

%5,87100.8

7100.125

25

%

+++

=

⇒ 1 , 773

657 , 0

165 , 1

Trong đó: u1 : Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít

u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền xích

Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u1 = 85 ; u2 = 2

⇒ ut = 170

- Xác định số vòng quay của trục máy công tác (nlv)

Số vòng quay của trục máy công tác đợc xác định bằng công thức sau:

D

v.1000.60

15 , 0 1000 60

3 Chọn động cơ :

Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,773 KW

Kết hợp với điều kiện nđb ≈ nsb

Pđc > Pct

Do đó ta chọn nđb = 1500 (vòng /phút)

Tdn

I Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.

1 Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (u t ).

173 , 488

185 , 8

⇒ 86,744

2

488,

u

u u

3 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT

Ta có : uh = u1 u2

Trong đó : uh :Là tỉ số truyền của HGT

u1 : Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng

u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít

Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn đợc tỉ số truyền u1 của bộ truyền bánh răng nh sau:

Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng)

uh = 86,744 Ta tra đồ thị nhận đợc u1 = 3,614 ⇒ u2 =

61,3

744,86

= 24

* Tính lại un : 2

614,3.24

488,173 2

u

n

4 Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục

Trên trục I (trục nối với trục động cơ):

PII = PI.ηbr ηol = 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW)

nII = 392,916

614,3

652,110.55,9

10.55,

Trên trục III:

PIII = PII ηBv ηol = 1,652 0,8 0,99 = 1,308 (KW)

308 , 1 10 55 , 9

10 55 ,

III

III n

P

(N.mm) Trªn trôc IV:

A Thiết kế bộ truyền trong HGT

I Bộ truyền bánh răng nghiêng.

1.Chọn vật liệu

Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lợng thờng : Thép CT45 tôi cải thiện

Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có:

Giới hạn chảy σch2 (MPa) : 450

• Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ : HB1 = HB2 + (10 đến 15)

F

0 lim F

YX.YS.KXF =1

H

0 lim H

[ ] FC FL

F

0 lim F

+ Đối với bánh răng nhỏ : NHO = 30.2402,4 =1,5.106

+ Đối với bánh răng lớn: NHO = 30.2302,4 = 1,4.106

- Xác định NHE và NFE (Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng ứng với ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn)

Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có:

3

maxT

Ti

c.60

Ti

c.60N

+ Đối với bánh răng nhỏ: NHE1 = 60.1420.[16.12000 + 0,83 4800] = 123.107 NFE1 = 60.1420[16.12000 + 0,86.4800] = 113.107

10.123

10.113

σ0 Hlim (MPa)

σ0 Flim (MPa)

[σH]

(MPa)

[σF](MPa)

(MPa)

- ứng suất quá tải cho phép

[σH] max=2,8.σch =2,8.450 =1260 MPa

H 1 a

w

.u

K.T.1u.Ka

ψσ

KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7 ta đợc: KHβ = 1,043

3,0.614,3.909,490

043,1.11689

1614,3

+

=Lấy aw = 75 (mm)

cos 2

+

=+

=

u m

a

Lấy z1 = 21

Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,614.21 = 75,894 Lấy z2 = 76

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : um = 76/21 = 3,619

So với ban đầu (um- u)/um = 100 % 0 , 138

619 , 3

614 , 3 619 ,

75.2

)7621.(

5,1

β

Suy ra: β = 14,070

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

1 w w

H 1 H

M H

d.u.b

1u.K.T.2.ZZ

)567,20.2sin(

206,13cos.22

sin

cos.2

Z

αβ

1 1

= α

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

- KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo (6.42) νH = δH.g0 v

u

aw = 0,002.73.2,414

619,3

75 = 1,604

Trong đó: δH = 0,002 theo bảng 6.15 - Hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số

2

47,32.5,22.604,11

2

1

ν

H H

w w H Hv

K K T

d b K

Theo (6.39) KH = KHα.KHβ.KHv = 1,043.1,13.1,043 = 1,229

Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc:

47,32.619,3.5,22

1619,3229,1.11689

2782,0.72,1

=

H

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo (6.1) với v<5(m/s) , Zv = 1 ; với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra =

2,5 1,25àm , do đó ZR = 0,95 với da < 700mm , KxH = 1 , do đó theo (6.1) và (6.1a)

[σH] = [σH] ZvZRKxH = 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa)

Nh vậy: σH < [σH]

[ ]

217 , 458 364 , 466

σ

σσ

< 4%

d Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không

v-ợt quá trị số cho phép :

1 w w

1 F F

1 1

F

m.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

2 F 1 F 2

Y

σ

≤

σ

=σ

Trong đó: T1 - là mômen xoắn trên bánh chủ động

619,3

75 = 4,813

37,1.107,1.11689

2

47,32.5,22.813,41

2

1

α β

ν

F F

w w F

K K T

d b

,1.47,32.5,22

967,3.9,0.612,0.667,1.11689

608,3.704,77

T: Mômen xoắn danh nghĩa

Tmax : Mômen xoắn quá tải

σHmax = σH. Kqt = 458,217. 1 , 3=522,448 < [σH]max =1260 (MPa)

Ta có : σFmax1 = σF1 Kqt = 77,704.1,3 = 101,015 < [σF]max1 =464 (MPa)

σFmax2 = σF2 Kqt = 70,672.1,3 = 91,874 < [σF]max2 =360 (MPa) Vậy điều kiện quá tải đợc thoả mãn

f Các thông số và kích thớc của bộ truyền.

II Bộ truyền trục vít - Bánh vít

1 Chọn vật liệu

Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt về dính Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít

- Tính vận tốc trợt (vt),vận tốc trợt tính theo công thức kinh nghiệm

3 2

2 2 2

3

t 8,8.10 P u n

Trong đó : vt : Vận tốc trợt

P2 : Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít

u2 : Tỉ số truyền của bộ truyền

n2 : Số vòng quay của trục vít

Dựa vào phần trên thay vào:

(m s)

v t =8,8.10−33 1,652.24.392,9162 =1,61 /

- vt = 1,61 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang CΨ 18-36 ,đợc

đúc bằng khuôn cá, có σb = 180(MPa) , σch = 360(MPa)

- Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trợt (Tải trọng trung bình) Ta chọn vật liệu của trục vít là thép hợp kim 20X tôi đạt độ rắn HRC >=45

2 Tính ứng suất cho phép

* ứng suất tiếp xúc cho phép:

Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trợt vs = 1,61(m/s) tra theo bảng 7.2 : [σH] = 141,7 (MPa)

* ứng suất uốn cho phép:

Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều đợc xác định theo công thức sau:

[σF] = 0,12 σbu = 0,12.360 = 43,2 (MPa)

* ứng suất cho phép khi quá tải.

Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [σH]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max Bánh vít làm bằng gang: [σH]max = 1,5.[σH ]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa)

w

q

K.T

z

170

qza







σ+

2,1.763228

7,141.48

170

5,12

=

w

- Xác định môđun m : m = 2.aw/(q + z4) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7

2

) 5 , 12 48 (

7 2

) ( 4

Thoả mãn - 0,7<x<0,7

b Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã đợc thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:

3

w

4 4

H

q

K.T.a

qz.z

916,392.84.14,3cos

.60000

0 2

=

γπ

tg.95,0

Trong đó : ϕ - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trợt và bảng 7.4 ta có : ϕ = 3,4330

Do đó : η = 0,8

Và T3 = 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm)

KH - hệ số tải trọng

KH = KHβ KHv

KHβ - Hệ số phân bó không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- Gọi kt = T2m/T2max , từ (7.25) với n3i = n3 ta có :

. 1.5/7 0,8.2/7 0,943

max 3

t

t T

T kt

Do đó : KHβ = 1 + (z4/θ)3(1- kt) = 1+ (48/125)3(1 - 0,943) = 1,003

Trong đó : Với z3 = 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta đợc : θ = 125

-Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trợt

170

5,1248

Nh vậy : σH < [σH] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại

c.Kiểm nghiệm độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá trị số cho phép

n

F F F

m d b

K Y T

4,1

4 4

K Y T

n

F F

905,6.336.75

12,1.45,1.667825

4,1

4

,

1

4 4

=

Vậy thoả mãn về bền uốn

d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:

Với hệ số quá tải kqt =1,3

σHmax = σH. Kqt = 133,967. 1 , 3=152,746 < [σH]max =212,55 (MPa)

σFmax = σF Kqt =8,726.1,3 = 11,34 < [σF]max =108 (MPa)

Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải

f Tính nhiệt truyền động trục vít.

Bộ truyền trục vít đã đợc thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định ,

thậm chí bị h hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt ợng không đợc toả đi kịp thời Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về nhiệt , xuất phát từ điều kiện : nhiệt lợng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt lợng thoát đi

- Trờng hợp không làm nguội bằng nhân tạo :

td = t0 + 1000(1 - η)P2/[Kt.A(1 + ψ).β] ≤ [td] = 900C

Trong đó : t0 Nhiệt độ môi trờng xung quanh lấy = 200c

η : Hiệu suất của bộ truyền : (= 0,7)

[tđ] Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu chọn = 900

Vậy tđ = 200 + 1000(1- 0,7).1,652/[8.0,9702.(1 + 0,3).1,06] = 66,3370< 900

Do đó thoả mãn điều kiện làm nguội

II Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: (Bộ truyền xích)

1 , 38 27 54 ) 54 27 ( 5 , 0 1 , 38

5 , 952 2

4

)

( 5 , 0

2

2

2 2

2 1 2 1

z p

(5,0x[

π

−

−+

a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) + [92 0,5(27 54)]2 2.[54 27]2

π

−

−+

372,16.27

= 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9 b> Kiểm nghiệm độ bền của xích:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo

F0 = 9,81.kf.q.a

Với a - Khoảng cách trục (m)

kf - Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

kf = 6 (Bộ truyền nghiêng 1 góc < 400)

Vậy F0 = 9,81.6.5,5.965 = 312 N

Do đó : s = 127000/(1,2.4655 + 312 + 0,434) = 21,5

Theo b¶ng 5.10 víi n =50 (vßng/phót) , [s] = 7 VËy s > [s] : Bé truyÒn xÝch

1,38)

1,38)

F K F (

k 47 ,

d

vd d t r 1

kr - Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào z1 (=

177 , 1 35 , 1 4655 (

369 , 0 47 , 0

055 , 4 35 , 1 8262 (

232 , 0 47 , 0

II Tính thiết kế trục:

Các bớc tiến hành theo các bớc sau:

- Xác định tải trọng tác dụng lên trục

- Tính sơ bộ đờng kính trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

- Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục

1> Tải trọng tác dụng lên trục

a Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng , trục vít:

* Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nghiêng.(Hình1)

Bên trái HGT Bên phải HGT theo đầu đề

- Với đầu bài cho và hớng nhìn nh trên ta xác định đợc chiều quay và ta xác

định đợc các lực của bộ truyền bánh răng nh sau:

+ Ft1 : Lực vòng của bánh chủ động (ω1) có điểm đặt tại tâm ăn khớp ,phơng tiếp tuyến với vòng chia dw1, có chiều ngợc chiều ω1

+ Ft2 : Lực vòng của bánh bị động (ω2) có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phơng tiếp tuyến với vòng chia dw2 , có chiều cùng chiều ω2

+ Fr1;Fr2 : Lực hớng tâm trên bánh 1 và 2 có điểm đặt tại tâm ăn khớp,

ph-ơng của bánh kính, chiều hớng vào tâm

+ Fa1 ; Fa2 : Lực dọc trục trên bánh 1 và 2 Có phơng dọc theo trục , có

điểm đặt tại tâm ăn khớp, chiều hớng vào bề mặt làm việc

- Độ lớn của các lực đợc xác định theo các công thức sau:

1 w

1 1

d

T.2

r 1 tw t1 Fr 2

cos

F)

(tg

β

α

= Fa1 = Ft1tgβ = Fa2

- Trong đó T1 - Mômen xoắn trên trục bánh 1(Nmm)

1 720( ) 2

47,32

11689

)07,14cos(

720)

58,20(cos

)

(

r t

tw

βα Fa1 = Ft1tgβ = 720.tg(14,070 )= 180 (N) = Fa2

* Lực tác dụng từ bộ truyền trục vít bánh vít (Hình2):

+ Ft3 : Lực vòng tác dụng lên trục vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , phơng tiếp tuyến , có chiều ngợc chiều quay ω3

+ Ft4 : Lực vòng tác dụng lên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp,

có phơng tiếp tuyến , có chiều cùng chiều ω4

+ Fa3 : Lực dọc trục trên trục vít : Có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phơng dọc theo trục vít , có chiều hớng vào bề mặt làm việc (ngợc chiều với lực Ft4)

+ Fa4 : Lực dọc trục trên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phơng dọc theo trục bánh vít , có chiều hớng vào bề mặt làm việc (ngợc chiều với lực Ft3)

+ Fr3 ; Fr4 : Lực hớng tâm trên trục vít và bánh vít có phơng của bán kính , có chiều hớng vào tâm

- Độ lớn của các lực đợc xác định theo các công thức sau:

Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(γ + ϕ)

Fr3 = Fr4 = tg( )

)cos(

)cos(

Fa3

αϕ

+γ

ϕ

Trong đó :

+ d4 - Đờng kính vòng chia bánh vít (mm)

+ T4 - Mômen xoắn trên trục bánh vít (T4 = T3.ηTv.u2)

+ α - Góc prôfin trong mặt cắt dọc trục vít (α = 200)

+ γ - Góc vít

+ ϕ - Góc ma sát

Từ các số liệu ở phần trớc ta thay vào công thức ta đợc :

Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.ηTv.u2 /d4 =2.40153.0,7.24/336 = 3975 (N) Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(γ + ϕ) = 3975.tg(9,4620+ 3,4330) = 918 (N)

Fr3 = Fr4 = tg( )

)cos(

)cos(

Fa3

αϕ

+γ

ϕ

)433,3462,9cos(

)433,3cos(

0 0

- Lực này là lực hớng kính , có điểm đặt nằm trên đờng tâm trục , tại điểm giữa

đĩa xích và có chiều hớng từ tâm đĩa xích lắp trên trục đến tâm đĩa xích kia

r12

f

Đĩaxích

Xích

Giả sử góc nghiêng của bộ truyền xích là 300có

2,0

Td

τ

≥ Trong đó :

Tk- Mômen xoắn trên trục k Nmm

[τ] - ứng suất xoắn cho phép , MPa, với vật liệu là thép [τ] = 14 MPa + Đối với trục I :

P1 = 1,652 KW , n1 = 1420 (vòng/phút) , T1 = 9,55.106.P1/n1 = 11689 Nmm + Đối với trục II :

- Thay các giá trị vào ta đợc : d1 = 16,1 mm

Trong đó : dđc = 24 mm (Tra trong phụ lục 1.7 trang 242 sách tập I )

3> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Chiều dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe

- Dựa vào sơ đồ hình 10.6 và hình 10.11 và bảng 10.3 , 10.4 (trang 190 194 sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I) ta xác định đợc các khoảng cách trong đó dùng các kí hiệu :

k - Số thứ tự của các trục trong hộp giảm tốc ( k = 1 , 2, 3)

i - Số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : Các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s , với s là số chi tiết quay ( Bánh răng , trục vít, bánh vít, khớp nối )

lk1 - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lki - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

lmki - Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

lcki - Khoảng côngxôn trên trục k , tính từ chi tiết i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ và đợc xác định theo công thức chung sau:

thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi

tiết quay

k1 = 8 15 mm

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp

( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp

mm

l11 = 2.l13 = 76 (mm)Víi k1 = 12 ; k2 = 6,5 ; k3 = 10,5 ; hn = 15

II

l22 = - lc22 = -[0,5(lm22 + b0) + k1 + k2] = 38 (mm)l21 = daM4 = 320 (mm)

l23 = l21/2 = 160 (mm)Víi k1 = 8 ; k2 = 6,5 ; b0 =17

III

l32 = 0,5(lm32 + b0) + k1 + k2 = 70 (mm)l31 = 2.l32 = 140 (mm)

l33 =2 l32 + lc33 = 221(mm)Víi k1 = 8 ; k2 = 10,5 ; b0 =33

4> Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn trục:

M X

M Y

T 76

- TÝnh ph¶n lùc : Sö dông ph¬ng tr×nh m«men vµ ph¬ng tr×nh h×nh chiÕu cña c¸c lùc trong mÆt ph¼ng zox vµ zoy :