THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pyc với

Đồ án chi tiết máy MỤC LỤC I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG .3 1. Chọn động cơ .3 1. Chọn động cơ 3 2. Phân phối tỉ số truyền .4 2. Phân phối tỉ số truyền .4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục .4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục .4 II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN .5 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng 5 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng 5 2. Thiết kế bộ truyền trục vít .10 2. Thiết kế bộ truyền trục vít 10 3. Thiết kế bộ truyền ngoài 16 3. Thiết kế bộ truyền ngoài .16 III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 21 1. Sơ đồ phân tích lực chung 21 1. Sơ đồ phân tích lực chung 21 2. Thiết kế trục 22 2. Thiết kế trục 22 3. Chọn then .39 3. Chọn then 39 4. Chọn ổ lăn 40 4. Chọn ổ lăn .40 5. Chọn khớp nối .48 5. Chọn khớp nối 48 IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC .49 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc 49 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc .49 2. Một số chi tiết khác .51 2. Một số chi tiết khác 51 V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP .53 1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 53 1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 53 2. Bôi trơn ổ lăn .53 2. Bôi trơn ổ lăn 53 3. Điều chỉnh ăn khớp 54 3. Điều chỉnh ăn khớp 54 1 Đồ án chi tiết máy VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 55 TÀI LIỆU THAM KHẢO .57 2 Đồ án chi tiết máy I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1. Chọn động cơ  Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: P đc > P yc với P yc = P tđ = P ct η β Ta có: P ct = 1000 Fv 88,4 1000 65,0.7500 == (kW) 9,0 8 3 7,0 8 5 2 2 2 1 21 =+=         += ckck t t T T t t β Từ công thức 2.9[1] ta có: br tvxotol K ηηηηηηη 3 = Với Theo bảng 2.3[1] ta có: 99,0 = ol η 97,0 = br η 99,0 = ot η 8,0 = tv η 96,0 = x η Với tvbrxotol ηηηηη ,,,, lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động 99,0 = K η Vậy η = 0,99 . 0,99 . 0,99 3 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: P yc = 19,6 71,0 9,0.88,4 = (kW).  Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] n ct = 49,35 350.14,3 65,0.6000060000 == d v π (vòng/phút) Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: u sb= u sbhộp . u sbxích = u sbbánh răng . u sbtrụcvít . u sbxích Từ bảng 2.4[1] chọn u sbbánh răng =2; u sbtrụcvít = 20; u sbxích = 2; ⇒ u sb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: n sb = u sb . n ct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là n đb = 3000 (vòng/phút) 3 Đồ án chi tiết máy Từ bảng P1.1[1] với P yc = 6,19 kW, n đb = 3000 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có P đc = 7,5kW, n đc = 2935 vòng/phút, d đc = 38 mm 4,12,2 =>= T T T T mm dn k 2. Phân phối tỉ số truyền  Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: u ch = ct đc n n = == 7,82 49,35 2935 u hộp . u ngoài chọn sơ bộ u ngoài = 2 ⇒ u hộp = 21 35,41 2 7,82 uu ×==  Phân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn u trục vít = 17 ⇒ u bánh răng = 5,243,2 17 35,41 <= Khi đó u ngoài = 00,2 17.43,2 7,82 = 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: 13,5 99,0.96,0.1000 65,0.7500 1000. 3 ==== xolxot ct Fv P P ηηηη (kW) 48,6 99,0.8,0 13,5 . 3 2 === tvol P P ηη (kW) 75,6 99,0.97,0 48,6 . 2 1 === brol P P ηη (kW) 89,6 99,0.99,0 75,6 . 1 ' === Kol đc P P ηη (kW) n 1 = n đc = 2935 (vòng/phút) n 2 = ( ) phútvòng u n /1208 43,2 2935 1 1 == n 3 = ( ) phútvòng u n /71 17 1208 2 2 == 4 Đồ án chi tiết máy n ct = )/(5,35 2 71 3 phútvòng u n x == 21963 2935 75,6.10.55,9 .10.55,9 6 1 1 6 1 === n P T (N.mm) 51228 1208 48,6.10.55,9 .10.55,9 6 2 2 6 2 === n P T (N.mm) 690021 71 13,5.10.55,9 .10.55,9 6 3 3 6 3 === n P T (N.mm) 22419 2935 89,6.10.55,9 .10.55,9 6 ' 6 === đc đc đc n P T (N.mm) 1313159 49,35 88,4.10.55,9 .10.55,9 6 6 === ct ct ct n P T (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Tỉ số truyền u 1 2,43 17 2,00 Công suất P, kW 6,89 6,75 6,48 5,13 4,88 Số vòng quay n, vòng/phút 2935 2935 1208 71 35,5 Momen xoắn T, N.mm 22419 21963 51228 690021 1313159 II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 1. Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u 1 = 2,43 P 1 = 6,75 kW P 2 = 6,48 kW n 1 = 2935 vòng/phút, n 2 = 1208 vòng/phút T 1 = 21936 N.mm, T 2 = 51228 N.mm a. Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І. Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 .285 có σ b1 = 850 MPa, σ chảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 .240 có σ b2 = 750 MPa, σ chảy2 = 450 MPa b. Xác đinh ứng suất cho phép 5 Đồ án chi tiết máy Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ] xác định như sau: [ ] HLXHVR H o H H KKZZ S lim σ σ = [ ] FLFCXFSR F o F H KKKYY S lim σ σ = Chọn sơ bộ XHVR KZZ =1 XFSR KYY = 1 Do đó ta có: [ ] HL H o H H K S lim σ σ = [ ] FLFC F o F F KK S lim σ σ = Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180 .350 HB thì o H lim σ = 2HB + 70, S H = 1,1; o F lim σ = 1,8HB; S F = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 245, bánh lớn HB 2 = 230 Khi đó o H 1lim σ = 2HB 1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa o F 1lim σ = 1,8HB 1 = 1,8.245 = 441 MPa o H 2lim σ = 2HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa o F 2lim σ =1,8HB 2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: N HO = 30. 4,2 1HB H ⇒ N HO1 = 30. 4,2 1HB H = 30.245 2,4 = 1,6.10 7 N HO2 = 30. 4,2 2HB H = 30.230 2,4 = 1,39.10 7 Từ công thức 6.7[1] ∑         = ii i HE tn T T cN .60 3 max       +== ∑ 8 3 7,0 8 5 .160 33 1 1 2 1 u n ctNN HEHE = 2 733 10.22,109 8 3 7,0 8 5 .1 43,2 2935 20000.1.60 HO N >=       + ⇒ K HL2 = 1 N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1. Vậy [ ] ( ) MPaK S HL H o H H 509 1,1 1.560 1 1lim 1 === σ σ [ ] ( ) MPaK S HL H o H H 8,481 1,1 1.530 2 2lim 2 === σ σ Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng ⇒ [ ] H σ = min( [ ] 1 H σ , [ ] 2 H σ ) ⇒ [ ] H σ = 481,8 (MPa) 6 Đồ án chi tiết máy Theo công thức 6.7[1] ∑         = ii i FE tn T T cN .60 3 max       +== ∑ 8 3 7,0 8 5 .160 66 1 1 2 1 u n ctNN FEFE = 766 10.98,96 8 3 7,0 8 5 .1 43,2 2935 20000.1.60 =       + Do N FO = 4.10 6 ⇒ N FE1 > N FO , N FE2 > N FO Vậy: [ ] ( ) MPaKK S FLFC F o F F 252 75,1 1.1.441 1 1lim 1 === σ σ [ ] ( ) MPaKK S FLFC F o F F 5,263 75,1 1.1.414 2 2lim 2 === σ σ  Ứng suất quá tải cho phép Theo công thức 6.10[1] và 6.11[1] ta có: [ ] H σ max = 2,8.σ chảy = 2,8.450 = 1260 (MPa) [ ] = max 1F σ 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [ ] = max 2F σ 0,8.σ ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) c. Xác định thông số bộ truyền  Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a[1] ta có: ( ) [ ] baH H aw u KT uKa ψσ β 1 2 1 11 1 +≥ Với K a : hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có K a = 49,5 ba ψ , theo bảng 6.6[1] tacó ba ψ =0,3. Theo công thức 6.16[1] ta có ( ) 153,0 += u babd ψψ ( ) 55,0143,2.3,0.53,0 =+= β H K : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với bd ψ =0,55 ⇒ β H K = 1,02 Vậy ( ) )(53,86 3,0.43,2.8,481 02,1.21963 143,25,49 2 1 mma w =+≥ Lấy a w1 = 90 (mm)  Xác định môđum m 1 = (0,01 ÷ 0,02)a w1 = (0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8 Theo tiêu chuẩn chọn m 1 = 1,5  Xác định số răng Số răng bánh nhỏ là: 7 Đồ án chi tiết máy z 1 = ( ) 98,34 )143,2(5,1 90.2 1 2 11 1 = + = +um a w Chọn z 1 = 35 ⇒ z 2 = 2,43.35 = 85,05. Chọn z 2 = 85 Khi đó 43,2 35 85 , 1 == u Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: ( ) mm u a d w w 5,52 143,2 90.2 1 2 1 1 1 = + = + = d. Kiểm nghiệm  Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1], ta có: ( ) 1 1 1 12 ub uKT d ZZZ H w HM H ω β ε σ + = Trong đó: Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu Vật liệu là thép có Z M = 275 MPa 1/3 Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc α 2sin 2 = H Z , với α = 90 o => 76,1 40sin 2 == H Z 3 4 α ε ε − = Z . Theo công thức 6.38b[1] ta có: α ε = 1,88 – 3,2 75,1 85 1 35 1 2,388,1 11 21 =       +−=         + zz => 87,0 3 75,14 = − = ε Z K H = K Hv .K Hβ trong đó: K Hv : hệ số tải trọng động. theo bảng P2.3[1] chọn K Hv = 1,21 Với v 1 = ( ) sm nd /06,8 60000 2935.5,52.14,3 60000 11 == ω π , chọn cấp chính xác 7 K Hβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, K Hβ =1,02 b ω : chiều rộng vành răng b ω = ( ) mma ba 2790.3,0 1 == ω ψ Vậy ta có: ( ) ( ) MPa H 25,434 43,2.27 143,226,1.02,1.21963.2 5,52 87,0.76,1.274 = + = σ -Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] [ ] XHRvHH ZZZ σσ = - R Z : hệ số xét đến nhám bề mặt răng 8 Đồ án chi tiết máy Cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 0,4÷0,8 μm Tra bảng ta được R Z = 1 - Z v = 0,85v 0,1 . Với v = 8,06 m/s ta có Z v = 0,85.8,06 0,1 = 1,05 - Z XH = 1 ( do d a <700 mm) => [ ] H σ = 481,8.1.1,05.1 = 505,89 (MPa) => σ H < [ ] H σ Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.  Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] ta có: [ ] 1 111 11 1 2 F FF F mdb YYYKT σσ ωω βε ≤= Với T 1 = 21963 Nmm, d ω1 = 52,49 mm; b ω1 =27 mm; m 1 = 1,5 mm. -Y ε = α ε 1 : hệ số trùng khớp răng. Với α ε =1,75 => Y ε = 57,0 75,1 1 = -Y β = 1 (răng thẳng) -Y F1 ,Y F2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có Y F1 = 3,77 Y F2 = 3,61 -K F = FvFF KKK βα Với α F K = 1 (răng thẳng) β F K : theo bảng 6.7[1] tra được β F K = 1,02 -K Fv :hệ số tải trọng động. Theo bảng P2.3, chọn K Fv = 1,62. Vậy: ( ) MPa F 82 5,1.65,49.5,25 77,3.1.57,0.02,1.62,1.1.21963.2 1 == σ Theo công thức 6.44[1] ta có: ( ) MPa Y Y F F FF 5,78 77,3 61,3 .82. 1 2 12 === σσ [ 1F σ ] =252 MPa, [ 2F σ ] = 263,5 MPa => σ F1 < [ 1F σ ] , σ F2 <[ 2F σ ] => cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi.  Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48[1] với K qt = 4,1 max = T T [ ] 126081,5134,1.25,434 max max1 =<=== HqtHH K σσσ (MPa) Theo công thức 6.49[1] [ ] ( ) MPaK FqtFF 4648,1144,1.82. max 11max1 =<=== σσσ [ ] ( ) MPaK FqtFF 3609,1194,1.5,78. max 22max2 =<=== σσσ Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải. e. Các thông số của bộ truyền là 9 Đồ án chi tiết máy -Khoảng cách trục: a ω1 = 90 mm -Modum: m 1 = 1,5 mm -Chiều rộng vành răng b ω1 = 27 mm -Tỉ số truyền: u 1 = 2,43 -Số răng z 1 =35, z 2 = 85 -Đường kính vòng chia d 1 = mz 1 = 1,5.35 = 52,5 (mm) d 2 = mz 2 = 1,5.85 = 127,5 (mm) -Đường kính vòng đỉnh răng d a1 = d 1 + 2m 1 = 52,5+2.1,5 = 55,5 (mm) d a2 = d 2 + 2m 1 = 127,5+2.1,5 =130,5 (mm) -Đường kính vòng lăn d ω1 = 52,5 (mm) d ω2 = d ω1 .u=52,49.2,43=127,5 (mm) -Đường kính vòng đáy răng d f1 =d 1 –2,5.m 1 = 52,5 -2,5.1,5=48,75 (mm) d f2 =d 2 –2,5.m 1 =127,5-2,5.1,5=123,75(mm) 2. Thiết kế bộ truyền trục vít Các thông số của bộ truyền trục vít: u 2 =17 P 2 = 6,48 kW, P 3 = 5,13 kW n 2 = 1208 vòng/phút; n 3 = 71 vòng/phút T 2 =51228 Nmm; T 3 = 690021 Nmm. a. Chọn vật liệu  Tính sơ bộ vận tốc trượt Theo công thức 7.1[1], ta tính vận tốc trượt sơ bộ: v s = 4,5.10 -5 n 2 ( ) smT /78,4690021.1208.10.5,4 3 5 3 3 == − v s < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít có σ b = 600 MPa, σ ch = 200 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45 f. Xác định ứng suất cho phép  Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4.  Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: [ ] [ ] HLFOF K. σσ = Trong đó [ ] FO σ : ứng suất uốn cho phép với 10 6 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: [ ] )(166200.08,0600.25,008,0.25, MPao chbFO =+=+= σσσ K FL : hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có: 9 6 10 FE FL N K = Với 10 [...]... công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 2 như sau: d20 = 28 mm, d21 =d23 = 30 mm Kết cấu trục như hình vẽ s Thiết kế trục 3  Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] dk ≥ 3 Tk 0,2[τ ] Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12 20 MPa Do đó: d3 ≥3 690021 = 61,27 0,2.15 Chọn sơ bộ d3 = 65 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 3 là... 40o, chọn kx = 1,15 Vậy Fr = 1,15.4981 = 5728 (N) *Các thông số của bộ truyền xích: +Số răng +Đường kính vòng chia z1 = 28 z2 = 56 d1 = 283,72 mm d2 = 566,54 mm 19 Đồ án chi tiết máy +Đường kính vòng đỉnh +Đường kính vòng đáy răng +Khoảng cách trục +Số mắt xích da1 = 297,81 mm da2 = 581,52 mm df1 = 264,48 (mm) df2 = 547,3 (mm) a =1258 mm x = 122 20 Đồ án chi tiết máy III THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ... 20 MPa Do đó: d2 ≥3 51228 = 25,75 0,2.15 Chọn sơ bộ d2 = 30 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm  Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục 28 Đồ án chi tiết máy k2 k1 l m22 l 23 l 22 l 21  Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1]... Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75 Chọn lm12 = 50 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45 Chọn lm13 = 40 mm Khoảng côngxôn trên... kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p) kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1 kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3 kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1 kc: hệ số kể đến chế độ... gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ bánh vít: lm32 = (1,2÷1,8)d3 = (1,2÷1,8).65 = 78 ÷ 117 Chọn lm32 = 80 mm Chiều dài mayơ đĩa xích: lm33 = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).65 = 78 ÷ 97,5 Chọn lm33 = 80 mm Khoảng côngxôn trên trục 3 từ đĩa xích tới ổ là: lc33... ).6,48 = 0,93 m 2 [ 0,7.13.(1 + 0,25) + 0,3.24].1,13.( 90 − 20) ( ) 3 Thiết kế bộ truyền ngoài Ta có bảng thông số của bộ truyền u=2 P3 = 5,13 kW n3 = 71 vòng/phút l Chọn loại xích Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn m Xác định các thông số của bộ truyền xích  Chọn loại xích Với u = 2, theo bảng 5.4[1] ta chọn z 1 = 28 là số răng đĩa xích nhỏ z2 = u.z1 = 2.28 = 56 (răng) Từ... của bộ truyền  Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: 2 aω 2  170  T3 K H = ( z2 + q )   z [σ ]   q  2 H  3 => aω2 = ( 34 + 10) 3 2  170  690021 1,2 = 175( mm )   10  34.180  Chọn aω2 = 180 mm  Mođum dọc trục vít Theo... 2.690021 = 5111( N ) 270 Ft 3 tgα 1281 tg 20 = = 475( N ) cos γ cos11,3 q Thiết kế trục 1  Tính sơ bộ đường kính trục Động cơ 160S2 có đường kính trục là D = 38 mm, do đó theo công thức kinh nghiệm lấy đường kính trục 1 là d1 = 0,8.D = 0,8.38 = 30,4 lấy d1 = 30 mm Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b01 = 19 mm 22 Đồ án chi tiết máy  Sơ đồ tính chiều dài... bộ truyền  Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: 2 aω 2  170  T3 K H = ( z2 + q )   z [σ ]   q  2 H  3 2   => aω2 = ( 34 +10 )3  34170 ,2  174 690021 1,2 =179,78( mm ) 10   Chọn aω2 = 180 mm  Mođum dọc trục vít Theo . X c định c ng su t, mômen v số v ng quay tr n c c tr c K hiệu: Tr c 1 l tr c n i bánh răng – động c Tr c 2 l tr c tr c v t n i bánh răng Tr c 3 l . yêu c u gì đ c bi t n n ch n v t liệu l th p. Bộ truy n ch u c ng su t trung bình , ta dùng th p nhóm І. V i bánh nhỏ (bánh 1), ch n th p 45, t i c i thi n