Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trong hộp...27 Phần III.. Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục a... Tính toán cho cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng a.Xá

Mục lục

Trang

Phần I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1 Chọn động cơ 3

2 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục 5

3 Bảng thông số 6

Phần II Thiết kế các bộ truyền A) Bộ truyền đai 1 Chọn loại đai 8

2 Xác định các thông số của đai và bộ truyền đai 8

3 Bảng thông số bộ truyền đai 9

B) Bộ truyền trong hộp. 1 Chọn vật liệu 9

2 Xác định các loại ứng suất cho phép 10

3 Tính toán cho cấp nhanh 12

4 Tính toán cho cấp chậm 20

5 Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trong hộp 27

Phần III Thiết kế trục và chọn ổ lăn A) Thiết kế trục 1 Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động 29

2 Giá trị của các lực ăn khớp 29

3 Tính sơ bộ trục 30

4 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực 31

5 Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục 31

6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 31

7 Tính kiểm nghiệm độ bền của then 54

B) Chọn ổ lăn. 1 Chọn ổ lăn cho trục I 56

2 Chọn ổ lăn cho trục II 58

3 Chọn ổ lăn cho trục III 59

Phần IV Tính toán các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác. 1 Tính toán các yếu tố của vỏ hộp 63

2 Bảng kê các kiểu lắp 66

Tài liệu tham khảo và tra cứu.

Đồ án đợc thiết kế dựa trên các tài liệu sau đây :

1 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 - Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển (2000) Các số liệu đợc tra trong qúa trình thiết kế và tính toán dựa trên các bảng trong cuốn  Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1,T2 - Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển (2000) ”

2 Bài tập kỹ thuật đo – PGS, TS Ninh Đức Tốn

TS NguyÔn Träng Hïng ThS NguyÔn ThÞ CÈm Tó

Phần I chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

I Chọn động cơ điện

1 Chọn loại, kiểu động cơ

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiệt bị công nghiệp là giai đoạn

đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy

Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần đợc dẫn động và phạm vi sử dụng của loại

4,46 kW

- Hiệu suất truyền động:

 = đ k ôt 2 BR  3

ôlTrong đó: k, đ, ôt, ôl, BR lần lợt là hiệu suất của bộ truyền khớp nối, đai, ổtrợt, ổ lăn và bánh răng Tra bảng (2.3) trang 19 tài liệu I ta có:

i

i t

t T

T t

(vì thời gian mở máy là rất nhỏ => bỏ qua)

=> P yc =

85 , 0

9 , 0 46 , 4

62 , 0 60000

60000

ung - Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài

Truyền động ngoài bằngđai dẹt thờng

Chọn ung= 4

uh - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

 uh =uch/ung =40,92/4=10,23

Mặt khác: uh = unh uch

unh - Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

uch - Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

Trong hộp giảm khai triển thờng lấy(Bảng 3.1\43-TKHDĐ-I):

unh= 3,89

 uch =2,63

63 , 2 89 , 3

92 , 40



ch nh

ch

u u

II Tính toán tốc độ quay, momen, công suất trên các trục

a Tính công suất P trên mỗi trục

 Trục3:

ol

 - Hiệu suất ổ lăn, ol= 0,99

k ot ct

P P





99 , 0 99 , 0

46 , 4

P P

55 , 4

 Trục 1:

2- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, 2=0,97

br ol

P P

74 , 4

 Trục động cơ:

d - Hiệu suất bộ truyền đai, d=0,95

d ol

dc P P



 1 '

95 , 0 99 , 0

94 , 4

n2 =356,25/3,89 =91,58 (v/ph)

 Trục 3

n3 = n2 / uchuch - Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm uch=2,63

94 , 4 10 55 ,

 Trôc 2

2

2 6

74 , 4 10 55 ,

55 , 4 10 55 ,

n

P

82 , 34

46 , 4 10 55 ,

n

P T

' 6 '

10 55 , 9

1425

25 , 5 10 55 ,

Phần II Thiết kế các bộ truyền cơ khí

1.Chọn loại đai:

Theo yêu cầu đã cho thì ta chọn bộ truyền ngoài là đai thang dẹt

Vật liệu đai: vải cao su

u –Tỉ số truyền của bộ truyền đai , u=4

Thay số : d2=4.180.(1-0,01) = 727,27 mm ,Ta chọn theo tiêu chuẩn d2=710 mm

Nh vậy tỉ số truyền thực tế là ut=d2/[d1(1-)]=710/[180(1-0,01)]=3,98 và sai số

là u= 100 % 0 , 5 %

4

4 98 , 3

<4% (thoả mãn trong phạm vi cho phép)

- Theo (4.3) Tính khoảng cách trục :

- Số vòng chạy của đai I = v/l = 13,43/4,548 = 2,95 1/s < imax= 3…6,4) 5 1/s

- Xác định lại khoảng cách trục:

a =

4

) 8 (    2   2



2

) 710 180 (

4548 2

) ( 1 2

1 2

- Theo (4.9),Lực vòng trên đai là : Ft = 1000.Pdc/v

Pdc – Công suất trên động cơ, Pdc= 5,25 kW

v -Vận tốc đai , v = 13,43 m/s

Thay số : Ft= 1000 5,25 /13,43 = 390,92 N

- Theo bảng 4.8 tỉ số (/ d1)max nên dùng là 1/40(đai vải cao su),do đó  =d1/40

=180/40 = 4,5 mm, do đó theo bảng 4.1 dùng loại đai B-800 không có lớp lót ,trị số  tiêu chuẩn  = 4,5mm (với số lớp 3)

- ứng suất có ích cho phép, theo (4.10):

C-Hệ số ảnh hởng của góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của

đai,ta tra bảng 4.10/trang57/TKHDĐ C =094

Cv –hệ số kể đến ảnh hởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai ,

ta tra bảng 4.11 với đai chất liệu cao su ,Cv=0,97 C0 –hệ số kể ảnh hởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phơng pháp căng

- Chiều rộng bánh đai là:B =63 Theo bảng 21-16-TKHDĐCK/II(tr 164)

4.Xác định lực căng ban đầu- và lực tác dụng lên trục:

-Theo công thức (4.12), lực căng ban đầu F0= 0 b=1,8.4,5.50=405 N

- Theo công thức (4.13),lực tác dụng lên trục Fr=2F0sin(1

(mm2)

50*4,5Lực tác dụng lên trục Fr(N) 797,69

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…6,4) 285

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…6,4) 285

1

 = 850 MPa, ch1= 580 MPa

Chọn HB1= 245

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…6,4) 240

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…6,4) 240

2

 = 750 MPa, ch2= 450 MPa

Chọn HB2= 230

- Cấp chậm:

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…6,4) 285

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…6,4) 285

3

 = 850 MPa, ch3= 580 MPa

Chọn HB3= 260

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…6,4) 285

+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…6,4) 285

H

 = 2HB +70 ; S H = 1,1

0 lim

H

 = 2HB 1 + 70 = 560 MPa

0

1 lim

F

 = 1,8HB 1 = 441 MPa+ H0lim 2 = 2HB 2 +70 = 530 MPa 0

2 lim

F

 = 1,8HB 2 = 414 MPa+ H0lim 3 = 2HB 3 + 70 = 590 MPa 0

3 lim

F

 = 1,8HB 3 = 468 MPa+ H0lim4 = 2HB 4 + 70 = 560 MPa 0

4 lim

F

 = 1,8HB 4 = 441 MPaKFC: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1

HB350  mH = 6, mF = 6 (mH, mF: bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn)

NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo công thức 6.5:

c, n, t lần lợt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, số vòng quay trong 1

phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

NHE2= 60.1.356,25.20000.(13.0,5 + 0,83.0,5)/3,89 = 8,3.107> NHO2  KHL2= 1

Số chu kỳ chịu tải tơng đơng của bánh nhỏ lớn hơn số chu kỳ chịu tải của bánh lớn u1 lần:

NHE1= 8,3.107.3,89 = 32,287.107 > NHO1  KHL1= 1Theo công thức 6.1a:

1 , 1

1 560

0 1 lim

1 530

0 2 lim

NHE2= NHE3= 8,3.107> NHO3  KHL3= 1

NHE4= NHE3/u2 = 8,3.107/2,63 = 3,15.107 > NHO4  KHL4= 1Theo công thức 6.1a:

  536 , 36

1 , 1

1 590

0 3 lim

1 560

0 4 lim

max

i

t

t T

=> NFE2>NFO2 = 4.106 => NFE1>NFO1 = 4.10 6

Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC= 1

75 , 1

441 1

lim

S F

o F



75 , 1

414 2

lim

S F

o F



75 , 1

468 3

lim

S F

o F



75 , 1

441 3

lim

S F

o F

3 Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

a.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Khoảng cách trục aw đợc xác định theo công thức(6.15a):

 

3 2

.

).

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa)

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng(thép-thép) và loại răng thẳng ta có: Ka=49,5

Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổtrong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HBchọn ba1= 0,3 Với u = u1= 3,89 => bd1 = 0.53ba1.(u1+1) = 0,53.0,3.(3,89+1) =0,78

Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd1 = 0,78 và sơ đồ 3 chọnKH = 1,115

1 89 , 3 (

5 , 49

.

).

1

2 3

1 1 2

1 1

u

K T u

K

a

ba n

H

H a

3

198 2 )

1 (

a

03 , 105 27 89 , 3 1

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoảmãn điều kiện sau:

 H2

1 w 1 m 1 w

1 m H 1 H

M H

d u b

) 1 u (

K T 2 Z Z

H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

T1 – Momen xoắn trên trục T1= 132427(Nmm)

um1 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp nhanh um1 = 3,89 (lần)

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đợc xác định theo công thức (6.34):

tw

b H

2 sin

cos 2 Z

0 cos 2 2

sin

cos 2

73 , 1 1 105

1 27

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

3

73 , 1 4 3

200 2 1

2 1

1

u

a d

) / ( 53 , 1 60000

25 , 356 82 , 81 60000

. 1 1

KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềtiếp xúc

1 w 1 w H Hv

K K T 2

d b 1

K

Trong đó:

1 m

1 w 1 o H H

u

a v g

ứng với v1= 1,53 (m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợccấp chính xác 9.Vậy theo bảng6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc go=73

89 , 3

200 53 , 1 73 006 , 0

.

H H

u

a v g



Vậy:

07 , 1 13 , 1 115 , 1 132427

2

82 , 81 60 81 , 4 1

2

1

w w H Hv

K K T

d b K

=> KH= KH.KH.KHv= 1,07.1,115.1,13 = 1,35

Tính chính xác H:

Với v1 = 1,53(m/s) và độ rắn mặt răng HB<350 hệ số xét đến ảnh hởng của vậntốc vòng đợc xác định nh sau:

  385 , 92 ( ) )

( 68 , 376

82 , 81 89 , 3 60

) 1 89 , 3 (

35 , 1 132427

2 76 , 0 71 , 1 274

.

) 1 (

2

1 1 1

1 1

MPa MPa

d u b

u K T Z Z Z

H H

w m w

m H H

M H

, 376

68 , 376 92 , 385

H

H H

2

a b

H

H w ba

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

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

v-ợt quá giá trị cho phép (theo công thức (6.43),(6.44)):

 1

1 1

1 1

1

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

2 F 1 F 2 F

Y

Y

F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 (Mpa)(tính chính xác)

F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 2 (Mpa)(tính chính xác)

T1 – Momen xoắn trên trục T1= 132427(Nmm)

Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Y đợc xác định nh sau:

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn

1 w 1 w F

Fv 2 T K K

d b 1

K

Trong đó:

1 m

1 w 1 o F F

u

a v g

200 53 , 1 73 016 , 0

.

F

a v g



Vậy:

11 , 1 37 , 1 223 , 1 132427

2

82 , 81 57 81 , 12 1

2

1

w w F Fv

K K T

d b K

Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cốbất thờng…6,4) ) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc vàứng suất uốn cực đại

Với hệ số quá tải:

2 , 2 max

T

qt

Trong đó :

T– Momen xoắn danh nghĩa

Tmax– Momen xoắn quá tải

4 Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

H a

w

u

K T ).

1 u (

K a

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa)

u – Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

KH – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về tiếp xúc

ba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw

Với u = u2= 2,63 => bd2 = 0.5ba2.(u2+1) = 0,5.0,3.(2,63+1) = 0,54

Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd2 = 0,54 và sơ đồ 5 chọnKH = 1,03

1 63 , 2 (

43

.

).

1

2 3

2 2 2

2 2

u

K T u

K a

ba c

H

H a

3

10 cos 210 2 ) 1 (

cos 2

a z

n

(răng)Chọn số răng bánh nhỏ là: z3 = 38(răng)

Vậy số răng bánh lớn là: z4 = u2.z3 = 38.2,63 = 99,94(răng)

Chọn số răng bánh lớn là: z4 = 100(răng)

Suy ra tỉ số truyền thực là: um2 = z4/z3 = 100/38 = 2,63 (lần)

Sai số tỉ số truyền là: ∆u = um2- u2 = 2,63 - 2,63 = 0

=> ∆u = ∆u.100%/ u2 = 0%

Vậy bộ truyền đợc đảm bảo.

Xác định chính xác góc nghiêng 

Ta có:

9857 , 0 210

2

) 100 38 (

3

2

) (

cos

2

4 3

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 kiệnsau:

 H2

3 w 2 m 3 w

2 m H 2 H

M H

d u b

) 1 u (

K T 2 Z Z

H – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác)

T2 – Momen xoắn trên trục T2= 494289(Nmm)

um2 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 2,63 (lần)

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH đợc xác định theo công thức sau:

tw

b H

2 sin

cos 2 Z

1 , 9 cos 2 2

sin

cos 2

69 , 9 sin 210 63

74 , 1 9875 , 0 100

1 38

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

Vậy:

76 , 0 74 , 1

1 1

210 2 1

2 2

2

u

a d

58 , 91 7 , 115 60000

. 3 2

3 w 3 w H

Hv 2 T K K

d b 1

K

Trong đó:

2 m

2 w 2 o H

a v g

ứng với v2=0,55(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợccấp chính xác 9 Vậy theo bảng 6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn đợc go=73

63 , 2

210 55 , 0 73 002 , 0

.

H H

u

a v g



Vậy:

005 , 1 13 , 1 03 , 1 494289

2

7 , 115 63 72 , 0 1

2

1

w w H Hv

K K T

d b K

Đờng kính đỉnh răng: da3= dw3+2.m = 115,7+2.3 = 121,7(mm)<700(mm) =>KxH = 1

Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:

H = H.ZR.Zv.KxH = 522,68.0,95.1.1 =496,55 (MPa)

Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:

  496 , 55 ( ) )

( 45 , 466

7 , 115 63 , 2 63

) 1 63 , 2 (

17 , 1 494289

2 76 , 0 74 , 1 274

.

) 1 (

2

3 1 3

2 2

MPa MPa

d u b

u K T Z Z Z

H H

w m w

m H H

M H

, 466

45 , 466 55 , 496

H

H H







Thoả mãn

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

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

v-ợt quá giá trị cho phép :

 F 1

n 3 w 3 w

1 F F

2 1

F

m d b

Y Y Y K T 2

2 F 1 F 2 F

Y

Y

F1– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác)

F2– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác)

T2 – Momen xoắn trên trục chủ động T2= 494289(Nmm)

Hệ số xét đến độ nghiêng của răng Y:

KF – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về uốn Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd2 =0,54 và sơ đồ 5 chọn đợc KF = 1,1.

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn Xác định hệ số KFv theo công thức:

3 w 3 w F Fv

K K T 2

d b 1

K

Trong đó:

2 m

2 w 2 o F F

u

a v g

v2 – Vận tốc vòng của bánh răng v2= 0,55 (m/s)

63 , 2

210 55 , 0 73 006 , 0

.

F

a v g

w w F

d b K

  268 , 5 ( ) 43

, 137 3

7 , 115 63

74 , 3 93 , 0 575 , 0 52 , 1 494289

2

.

2

3 3

3

1 2

m d b

Y Y Y K T

F n

w w

F F

65 , 132 74

, 3

61 , 3 43 , 137

4 1

2 1

Y

Y

F F

F F



Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cốbất thờng…6,4) ) Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc vàứng suất uốn cực đại

Với hệ số quá tải:

2 , 2 max

T

qt

Trong đó :

T– Momen xoắn danh nghĩa

Tmax– Momen xoắn quá tải

Tmm – Momen mở máy

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không

đợc vợt quá một giá trị cho phép:

 H max

qt H max

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền trong hộp:

Chiều rộng vành răng bw = 57(mm) bw = 63(mm)

HÖ sè dÞch chØnh x1 = 0,15x2 = 0,546

y = 0,026

x1 = 0x2 = 0

y = 0Kho¶ng c¸ch trôc

(kho¶ng c¸ch trôc chia) aw1 = 200(mm) aw2 = 210(mm)

II Gi¸ trÞ cña c¸c lùc ¨n khíp.

1 T¶i träng t¸c dông lªn trôc

a Bé truyÒn cÊp nhanh: b¸nh r¨ng trô r¨ng th¼ng

Lùc vßng:

8 , 81

132427

2 2 1

1 2

d

T F

F

w t

Lùc híng t©m:

0 cos

57 , 21 82 , 3237 cos

) (

1 2

494289

2 2 3

2 4

d

T F

F

w t

Lùc híng t©m:

69 , 9 cos

33 , 20 32 , 8544 cos

) (

3 4

Lực dọc trục:

) ( 89 , 1459 69

, 9 32 , 8544

3 4

Fđy = Fđ cos300 = 797,69.cos300 = 690,82 (N)

d Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi:

0 

T

d 

Với T: Mômen xoắn

  : ứng suất xoắn cho phép    = 15…6,4) 30 MPa

a Trục 1

132427 2

, 227

1354882

2

2 3

N D

T F

t

Từ các đờng kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Theo bảng 10.2 (TR.189,TKHTDĐCK-T1):

3 Xác định khoảng cách các gối đỡ

a Xác định chiều dài mayơ

1 Chiều dài mayơ bánh đai:

lmđ = (1,4…6,4) 2,5)d1 = (1,2…6,4) ,5)40 = (48…6,4) 60)1chọn lmđ = 60 (mm)

2 Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lmk = (1,4…6,4) ,5)d3 = (1,42 …6,4) ,5)65 = (91 162,52 …6,4) )chọn lm12 = 120 (mm)

3 Chiều dài mayơ bánh răng 1:

lm12= (1,2…6,4) 1,5)d1 = (1,2…6,4) 1,5).40 = (48…6,4) 60) chọn lm12= 57

4 Chiều dài mayơ bánh răng 2 và 3

lm23 = (1,2…6,4) ,5)d2 = (1,21 …6,4) ,5).55 = (66 82,51 …6,4) )chọn lm22 = 70 (mm)

lm23 = 67 (mm)

5 Chiều dài mayơ bánh răng 4

lm33 = (1,2…6,4) ,5)d3 = (1,21 …6,4) ,5)65 = (78 97,5)1 …6,4)

chọn lm12 = 80 (mm)

b Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

+ Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp

k1 = 12 (mm)+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k2 = 10 (mm)+ Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

k3 = 15 (mm)+ Chiều cao ổ và đầu bulông

hn = 18 (mm)

* Xét trên trục 2

+ Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 3

l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(70 + 27) + 12 + 10 = 75,5 (mm)+ Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 2

l23 = 0,5.(lm23 + b0) +lm22 + 2k1 + k2

= 0,5.(67 + 27) + 70 + 2.12 + 10 = 151 (mm) + Khoảng cách từ gối 0 đến gối đỡ 1

l11 = l21 = 220 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến chỗ lắp bánh đai

l31 = l21 = 220 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến chỗ lắp khớp nối:

l32 = 0,5.(lmk + b0) + hn + k3

= 0,5(120 + 33) + 18 + 15 = 109,5 (mm)