Đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hộp giảm tốc trục vít bánh vít giới thiệu thiết kế hộp giảm tốc trục vít bánh vít với các nội dung về tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền, tính toán bộ truyền đai, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc, kiểm tra bôi trơn ngâm dầu, kiểm nghiệm then, chọn ổ lăn và nối trục, thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ, chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép. Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy. Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này. Đặc biệt là bản vẽ chi tiết. 1* Chọn động cơ điện một chiều a Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc *Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc Trong đó Pyc=Ptd= với Pct là công suất trên trục công tác *Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có Pct= Do lực kéo băng tải 2F=10000 N vận tốc băng tải v=0.3 m/s Vậy Pct= =3,95 kw *Hiệu suất truyền động là Với othiệu suất ổ trượt olhiệu suất ổ lăn x hiệu suất bộ truyền xích kn hiệu suất khớp nối brt hiệu suất bánh răng trụ brc hiệu suất bánh răng côn

MỤC LỤC:

Phần 1: tính toán động học

I -chọn động cơ……… 3

1 -Chọn động cơ điện một chiều……….3

2 –điều kiện chọn động cơ……… 5

II-phân phối tỷ số truyền………5

1-xác định tỷ số truyền chung……….5

2-tính toán cấc thông số hình học……… 6

Phần 2- thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp……8

I-chọn vật liệu ……… 8

II-Xác định ứng suất cho phép……… 8

III-Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng……… 10

1-Xác định chiều dài côn ngoài……… 10

2-Xác định thông số ăn khớp……….10

3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……… 11

4-kiểm nghiệm độ bền uốn……….13

5-kiểm nghiệm về quá tải……… 14

6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 15

IV- Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng……… 16

1-chọn vật liệu………16

2-Xác định thông số của bộ truyền……….16

3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……… 17

4-kiểm nghiệm độ bền uốn……… 19

5-kiểm nghiệm về quá tải………20

6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 20

7-điều kiện bôi trơn……….20

Phần 3-tính toán thiết kế bộ truyền xích………21

I-chọn loại xích……… 21

II- Xác định các thông số của xích trong bộ truyền……… 21

1-Xác định số răng đĩa xích………21

2-Xác định bước răng p ……….21

3-tính sơ bộ khoảng cách trục:………22

4-Xác định số mắt xích x………22

III- Kiểm nghiệm xích về độ bền……… 23

IV -Tính đường kính đĩa xích……… 23

1-Đường kính vòng chia đĩa xích………23

2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích……….24

3-Xác định đường kính vòng đáy………24

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc……… 24

VI - Các lực tác dụng lên trục………25

Phần IV: Tính toán thiết kế trục……….25

I - Chỉ tiêu tính toán………25

II- Trình tự thiết kế……… 25

1-Xác định sơ đồ đặt lực……….26

2-Tính sơ bộ đường kính trục……….28

3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……… 28

4-Tính toán cụ thể……… 30

Phần V: Tính chọn ổ lăn………50

I-Tính ổ theo trục 1………50

1-chọn loại ổ lăn……… 50

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ lăn theo khả năng tải động 50

b-chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh….53 II-Tính ổ theo trục 2………53

1-chọn loại ổ lăn………54

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động…….54

b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh… 56

II-Tính ổ theo trục 3………56

1-chọn loại ổ lăn………56

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động……56

b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh…… 58

Phần VI:Kết cấu vỏ hộp……… 58

I-Vỏ hộp……… 58

1-Tính kết cấu vỏ hộp………58

2-Kết cấu bánh răng ……….58

3-Kết cấu nắp ổ……….58

II-Một số chi tiết khác ………60

1-Cửa thăm……… 60

2-Nút thông hơi………61

3-Nút tháo dầu……… 61

4-Kiểm tra tra mức dầu ……… 61

5-Chốt định vị……… 61

6-Ống lót và nắp ổ………62

7-bulông vòng……… 62

Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc……….63

Phần VIII:Xác định và chọn các kiểu lắp……… 64

Phần1: Tính toán động học

I- chọn động cơ

Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này Đặc biệt là bản vẽ chi tiết

1* Chọn động cơ điện một chiều

a〉Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc

*Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc

Trong đó Pyc=Ptd= η

β

*

Pct

với Pct là công suất trên trục công tác

*Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có

Pct= n

v F

1000

*

* 2

Do lực kéo băng tải 2F=10000 N

vận tốc băng tải v=0.3 m/s

Vậy Pct= 1000.076

3 0

* 10000

=3,95 kw

*Hiệu suất truyền động là

k brc brt ol x n

η

brc hiệu suất bánh răng côn

bảng 1 Hiệu suất Số lượng Giá trị

*Hệ số tải trọng tương đương :β

t P

Pi

* 1

2 1

t T

Ti

* 1

2 1

ck

mm

t

t T

T t

t T

T t

t T

* 1

2

* 1

1

* 1

* 1 3600

* 8

3

* 5

∏

Trong đó v: vận tốc của tải v=0.3 m/s

D: đường kính tang tải D=300 mm

nct= 3.14*300

3 0

usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ta chọn usbng=3

Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc= 4.46 kw

bảng 2

Kí hiệu động cơ 4A112M4Y3

Công suất động cơ (kw) 5.5 kw

Số vòng quay của động cơ

(v/ph)

1425 v/ph

Tỷ số Tk/Tdn=2.0

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.5

Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu

II- Phân phối tỷ số truyền

1* Xác định tỷ số truyền chung

uch= nđc/nct =19.10

1425

=74.6lại có uch=uh*ung

chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là ung=3

suy ra tỷ số truyền uh= 3

6 74

=24.8

*xác định u1,u2

với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)

ta chọn Kbe=0.3

ψ

bd2=1.2 [K01]= [K02]

*

* 1

*

* 25 2

K K K

K be be

* 25 2

* 9 12

7 4

2

1

U U

ta tính lại Ung=U1*U2

U sb

=

8 3 21 4

* 7 4

6

74 =

2*Tính toán các thông số hình học

Nguyên tắc

Pi :tính từ trục công tác về trục động cơ

Ni:tính từ trục động cơ đến trục công tác

*Tính công suất trên các trục

Ta có:

Công suất trên trục công tác Pct= 3.95 kw

Công suất trên trục III là :P3=

=

x ot ct P

* 97 0

31 4

*

3

ol brt

* 97 0

47 4

*

2

brc brt

P

η

η

4.80 kw Công suất trên trục động cơ là

P’đc=

=

=

99 0

* 993 0

80 4

*

1

kn ol

1425

1

1

u n

2 303

2

2

u n

72.8 v/ph

Số vòng quay của trục công tác là:

nct=

8 3

8 72

3 =

Ung n

= 19.10 v/ph

*Tính mômen xoắn trên từng trục

Ta có:

Trên trục động cơ:

Tđc=9.55*106*

5 32704 1425

88 4

* 10

* 55

N.mm

Trên trục I là: T1=9.55*106*

4 32168 1425

80 4

* 10

* 55

1

n P

N.mm

Trên trục II là: T2=9.55*106*

2 140793 2

303

47 4

* 10

* 55

2

n P

N.mm

Trên trục III là: T3=9.55*106*

4 565391 8

72

31 4

* 10

* 55

3

n P

N.mm Trên trục công tác:

Tct=9.55*106*

1975000 10

19

95 3

* 10

* 55

trục trục

đc

Trục I

Trục II

Trục III

Trục Công tác

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285

Có σ

b1=850 Mpa σ

ch1=580 MpaBánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240

* 8

.

1

560 70 245

* 2

* 8

1

530 70 230

* 2

t T

n

*

1 1

*

∑  ∑

i

i i

t

t T

Do NHE2 < NHE1(u2<u1)

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1

H=560/1.1=109 Mpa[σ

H2]=σ

o Hlim2*KHL2/δ

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE =60c*

∑  ∑

i i

mf i

t

t T

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-Y Slà hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

do tải quay 1 chiều nên KFC=1

F1]max=0.8σ

ch1=0.8*580=464 Mpa[σ

F1]max=0.8σ

ch2=0.8*450=360 Mpa

+ K R là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn răng thẳng có:

7 4

* 25 0 2

u K

+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có: Hβ

* 7 4

* 25 0

* 25 0 1

14 1 4 32168

1 u+

=

mm

81 54 7 4 1

6 131

* 2

2 = +

tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=15 Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.15=24 răng

-Đường kính trung bình và mô đun trung bình

dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.25)*54.81 =47.95 mm

mtm=dm1/Z1=47.95/24= 1.998 mm-Xác định mô đun:

mte=mtm/(1-0.5Kbe)=1.998/(1-0.5*0.25)=2.27 mmTheo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn

dm1=Z1*mtm=25*2.19=54.75 mmChiều dài côn ngoài :

Re=0.5*mte*

2 2

2 1

Z

=1,76 -

+K Hα=1(bánh răng côn răng thẳng) + HV

1425

* 75 54

* 14 3 60000

1

m/s-Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 8

-Theo (6.64)

1

1 1 0

H H

1 7 4

* 75 54

* 08 4

* 56

* 006

* 2

75 54

* 075 37

* 17 11 1

*

* 2

*

*

1

1 = + β α

ν

H H

m H

K K T

d b

* 75 54

* 075 37

* 85 0

1 7 4 482

1 4 32168

* 2

* 87 0

* 76 1

Trong đó : v =4.08 m/s<5m/s → Z V

=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7,

-T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động

-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo CT6.67[1]/115:

12

FV

V bd K

T K Kβ α

= +

(CT6.68[1]/115) với

1 0

Thay số <[ ]σF1 = 252Mpa

Ta thấy σF1 <[ ]σF1

và σF2 <[ ]σF2

Như vậy độ bền uốn được đảm bảo

5/ kiêm nghiệm về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt= 1

mm T T

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH

RĂNG CẤP NHANH

Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả

Chiều dài côn ngoài

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

Z1=25;Z2=116

00

x1,20,4(mm)57,5&270(mm)

=0,4;-17o1’20’’

72o58’40’’

5,5mm

3,5mm1,5mm

2 mm

4 mm

64,35mm270.62 mm2,5mm4,7

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

b H

K α

đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw2=Vận tốc vòng :

w d w1

= + H HV

V b K

[ ]

2 1 2/ 1 2

σF =σF Y F Y F ≤ σF

(6.44)Trong đó:

ta có

1 2

3,853,60

=

=

F F

Y Y

Ứng suất uốn :

=252(Mpa)

=236,5(Mpa)

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn

5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.

6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN

273

1,15 236,5

vậy đã thỏa mãn điều kiện bôi trơn

PhầnIII: Thiết kế bộ truyền xích

Số liệu đầu vào :

tỷ số truyền: Ux=3.8

công suất :P3’=P3/2=4.31/2=2.155 kw

số vòng quay: n3=72.8 v/ph

I - Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn

*ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p)

*kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích

Do xích có dịch chỉnh nên kđc =1

*kb hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi kb=1.3

*kđ hệ số tải trọng động

Do có va đập nhẹ nên kđ=1.2

*kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) bộ truyền làm 2 ca

*kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích

ph v n

4 3

/ 50

01

theo bảng 5.5(tr81 TK1) ta có

chọn :

bước xích p=31.75 mmcông suất cho phép [P]=5.83 kwđường kính chốt dc=9.55 mmchiều dày ống B=24.46 mm

ta thấy Pt<[P] nên thoả mãn

theo bảng 5.8(tr83 TK1) ta thấy bước xích p<pmax

a

*

* 4

* 2

*

2

2

2 1 2 2 1

∏

− +

+ +

* ) 25 95 (

2

2

−

=143Lấy số mắt xích chẵn : x=143

Tính lại khoảng cách trục theo công thức

−

2 1 2 2

2

5

−

2 2

14 3

25 95 2 95 25 5 0 143

=1268 mm

Để xích không phải chịu 1 lực căng quá lớn a cần giảm 1 lượng

∆a=(0.002÷0.004)a

Ở đây chọn ∆

a=0.004a=5.072 mmVậy ta chọn a=1262 mm

Số lần va đập của xích

i= x

n Z

* 15

* 1

1

= 15*143

8 72

* 25

=0.84≤ [i]=25vậy i<[i] nên số liệu đã thoả mãn

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc

Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S

S=Kd Ft Fo Fv

Q

+ +

* 1000

với v=Z1*p*n3/60000= 60000

8 72

* 75 31

* 25

=0.96 m/s

⇒ Ft= 0.96

155 2

* 1000

=2244 N

*Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q*v2

q khối lượng 1 met xích(tra bảng 5.2) q=3.8 kg

88 3

+ +

=30.6Theo bảng 5.10 (tr86 TK1) ta có

n01=50 v/ph => [S]=7

vậy S>[S] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

σ

E Fvd Kd Ft

k r

*

* )

* (

<[σ

H][σ

H] ứng suất tiếp xúc cho phép

Ft =2511.11 N

Fvd lực va đập trên m dãy xích: m=1

 Fvđ=13*10-7n3*p3*m=13*10-7*72.8*31.953*1=3.02N

Kr hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

Kr1=0.44(do Z1=25 tra theo trang 59 TK1)

Kr2=0.20(do Z1=95 tra theo trang 59 TK1)

Kđ =1.2

E modun đàn hồi E=2.1*105 (Mpa)

A diện chiếu của bản lề

* ) 02 3 2 1 2244 ( 44

=726.6 Mpa

σ

H2=0.47 262 1.2

10

* 2

* ) 02 3 2 1 2244 ( 20

=489.6 Mpavới σ

H1=726.6Mpa tra bảng 5.11 ta thấy

thép tôi cải thiện đạt HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

phần IV: Tính toán thiết kế trục

I - Chỉ tiêu tính toán

Chỉ tiêu tính toán trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi

II- Trình tự thiết kế

1〉Xác định sơ đồ đặt lực

FxFr

bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc

`

2-TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC

Theo công thức 10.9[1]/186 ta có 3 [ ]

0, 2.

T d

τ

≥

Trong đó:

T là momen xoắn, Nmm[τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ] = 15 MpaĐối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 32(mm)

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8 1,2)dđc

-Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:

lm12= (1,4→

2,5) d1= (1,4→

2,5).30 (mm)Chọn lm12 = 50mm

-Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

lm23=(1,2→

1,4)d2 =(1,2→

1,4).40 (mm)

Chọn lm23 = 65mm-Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

lm13=(1,2→

1,4)d1 = (1,2→

1,4).35 (mm)Chọn lm13 = 50mm

-Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng nhỏ:

lm22=(1,2→

1,5)d2 = (1,2→

1,5).40 = 48→

60 (mm)Chọn lm22 = 50mm

-Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn:

lm32 =(1,2→

1,5)d3 = (1,2→

1,5).60 = 72→

90 (mm)Chọn lm32 = 80mm

-Chiều dài mayơ đĩa xích :

lm33 =(1,2→

1,5)d3 = (1,2→

1,5).60 = 72→

90 (mm)Chọn lm33 = 80mm

+b13 = bw =35(mm) là chiều rộng vành răng

→

l13 = 80 +12 +8 + 50 + 0,5(19 – 35cos1201’20”) = 142.4 mm-Trục 2:

21 m22 m23 02 3 1 2 2 70 65 23 3.12 2.8 210( )

l =l +l + +b k + k = + + + + = mm

=

Trong đó Dt là đường kính vòngtròn qua tâm các chốt (nối trục vòng đàn hồi) Tra bảng

15.10[TK2]/67 : Dt = 65

d.LỨC TÁC DỤNG TỪ BỘ TRUYỀN XÍCH

Ft1

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2_2

Nờn ta tớnh đường kớnh trục theo tiết diện đú

d1=

Sσ

[σ

]=63 tra bảng10.5(TK1)/195

vậy chọn theo tiờu chuẩn d1=25 mm

3- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Ta kiểm nghiệm theo công thức

[ ]2 1 195

19 10

:

[ ]s s s

s s

+

=

2 2

.

τ σ

τ σ

trong đó:

21 10 20

10 −

:

m a

k

s

σ ψ σ ε β

σ

σ σ

σ

σ

.

k

s

τ ψ τ ε β

τ

τ τ

τ

τ

.

59,33 2

0 2

12 10

10 10

ta đợc:

11 10

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

; 06 ,

=

τ

τ σ

σ

ε ε

k k

=> ta chọn

64 , 1

; 06 ,

=

τ

τ σ

σ

ε ε

k k

; 1 ,

Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp ổ bi là: do1 = 25 mm

Tại chỗ lắp Bánh răng côn là: d1 = 20 mm

Tại khớp nối là: dkn = 20 mm

4- Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng và khớp nối

Với đờng kính trục d = 20 mm, ta chon then bằng có:

b = 6; h = 6; t1 = 3,5; t2 = 2,8

- Chiều dài then: lt = 0,8.lm13 = 0,8.50 = 40(mm)

- Kiểm tra điều khiện bền dập và cắt theo công thức

[ ]2 1 173

2 9 1

9 −

:

( ) [ ] [ ]d t

d

d t

d

b l d

T

t h l d

T

τ τ

σ σ

c] => Điều kiện bền cắt đợc đảm bảo

5-Ta có biểu đồ mômen nh sau:

Fr2 X3

Y3

Fr3 Fa3 X4

Y4 Ft3

1/ TÍNH CÁC PHẢN LỰC VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MÔ MEN

21

2 21 23 3 21 23 2

**Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm

-mặt cắt 1_1: mặt cắt bánh răng côn do X3 &Y3 gây nên

3 KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc

[ ]2 1 195

19 10

:

[ ]s s s

s s

+

=

2 2

.

τ σ τ σ

21 10 20

10 −

:

m a

k

s

σ ψ σ ε β

σ

σ σ

σ

σ

.

k

s

τ ψ τ ε β

τ

τ τ

τ

τ

.

60 2

0 2

12 10

10 10

ta đợc:

95 , 1

; 7 , 1

; 79 , 0

; 86 ,

=

τ

τ σ

σ τ

Tra bảng

[ ]2 1 198

11 10

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

; 06 ,

=

τ

τ σ

σ

ε ε

k k

=> ta chọn

95 , 1

; 7 ,

1 =

=

τ

τ σ

σ

ε ε

k k

; 1 ,

1

+

Và:

Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng là: d2 = 35mm

Tại chỗ lắp ổ bi là: d02 = 30 mm

4/ Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng

Với đờng kính trục d = 35mm, ta chon then bằng có:

b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3

- Chiều dài then:

Tại chỗ lắp BR côn: lt = 0,8.lm23 = 0,8.65 =52(mm)