ĐỒ ÁN MÔN HỌC CÔNG NGHỆ CAE

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.1Chọn kiểu loại động cơ : Hiện nay có hai loại động cơ là: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều,tuy nhiên để thuận tiện và phù hợp với mạng lưới điện hiện nay ở nước ta chọn động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha roto ngắn mạch. Nó có những ưu điểm : Kết cấu đơn giản,giá thành thấp,làm việc tin cậy,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần phải đổi dòng điện. I.1.1Tính toán công suất : ACông suất làm việc: Plv = (Kw) Trong đó: Lực kéo băng tải: F =1400 (N) Vận tốc băng tải : v = 1,15 (ms) Þ Plv = 1400.1,151000 = 1,61 (Kw) BCông suất tương đương: Ptd = Plv.β Với β = là hệ số tương tương Theo biểu đồ ta có : = 1,3T = T = 0,6T = 3s = 4h = 4h Thay số liệu vào biểu thức trên ta tính được hệ số tương đương: = = 0,83 Þ Ptd = 1,61.0,83 = 1,34 (Kw) Giáo viên hướng dẫn: Dương Tiến Công Sinh viên thực hiện: Trần Văn Thuận 1 TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKTHY ĐỒ ÁN MÔN HỌC Bộ môn: TĐHTK CN.CƠ KHÍ CÔNG NGHỆ CAE Tính hiệu suất của hệ thống : Theo bảng 2.3 (I) trang 19 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ( để kín) : brc = 0,96 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ( để kín) : brt = 0,97 Hiệu suất một cặp ổ lăn : Hiệu suất một cặp ổ trượt : Hiệu suất khớp nối : = 1 Hiệu suất hệ thống : ht = brc ..(. . =1.0,96 = 0,88 C Công suất cần thiết: Pct = = = = 1,52 (Kw) ( Vì trong trường hợp này là tải động lên Công suất tính toán = ) I.1.2Tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ: Ta có : nlv = = = 54,94 (Vòngphút) Với D : là đường kính băng tải D= 400 (mm) Ta lại có: Tỉ số truyền của hệ thống sơ bộ ( usb ) usb =.uh Tra bảng 2.4I trang 21: uh = 17 Số vòng quay sơ bộ của hệ thống (nsb) Vậy : nsb= nlv.usb= 54,94.17 =934 (vp) Giáo viên hướng dẫn: Dương Tiến Công Sinh viên thực hiện: Trần Văn Thuận 2 TRƯỜNG

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1-Chọn kiểu loại động cơ :

Hiện nay có hai loại động cơ là: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều,tuy nhiên để thuận tiện và phù hợp với mạng lưới điện hiện nay ở nước

ta chọn động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha roto ngắn mạch Nó có những

ưu điểm :

Kết cấu đơn giản,giá thành thấp,làm việc tin cậy,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần phải đổi dòng điện

I.1.1-Tính toán công suất :

A-Công suất làm việc:

Plv = (Kw)

Tính hiệu suất của hệ thống :

Theo bảng 2.3 (I) trang 19 :

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ( để kín) : brc = 0,96

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ( để kín) : brt = 0,97

Hiệu suất một cặp ổ lăn :

Hiệu suất một cặp ổ trượt :

Hiệu suất khớp nối : = 1

Hiệu suất hệ thống : ht = brc ..(

=1.0,96 = 0,88

C- Công suất cần thiết: P ct = = = = 1,52 (Kw)

( Vì trong trường hợp này là tải động lên Công suất tính toán = )

I.1.2-Tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ:

Ta có : nlv = = = 54,94 (Vòng/phút)

Với D : là đường kính băng tải D= 400 (mm)

Ta lại có: Tỉ số truyền của hệ thống sơ bộ ( usb )

usb =.uh

Tra bảng 2.4[I] trang 21: uh = 17

Số vòng quay sơ bộ của hệ thống (nsb)

Vậy : nsb= nlv.usb= 54,94.17 =934 (v/p)

Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết

I.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống :( ut )

ut = = =17,2

Mặt khác : ut =uh

Xác định u1,u2:

Với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn

và u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ

Ta chọn kbe = 0,3; ψbd2 = 1,2; K01= K02; Ck=1,1

Theo công thức 3.17 [I] ta có:

λ k = = = 12,9

λ k* Ck = 12,9*1.13 = 17,1

Từ đồ thị hình 3.21 [I] trang 44 ta tìm được: u1 = 4,5 ; u2 = 3,8

I.2.1.Số vòng quay trên các trục :

Công suất trên trục ct : Plv = 1,61 (KW)

Công suất trên trục III : PIII = Plv/( ) = 1,61/(0,98.1) =1,65 (KW)

Công suất trên trục II : PII = PIII /(.) = 1,65/(0,99.0,97) = 1,74 (KW)

Công suất trên trục I : PI = PII/ () = 1,74/(0,99.0,96) = 1,84 (KW)

Công suất trên trục đông cơ : Pđc= PI/ = 1,84/(0,99.1) = 1,86 (KW)

I.2.3.Mô men xoắn trên các trục :

Trục động cơ : Tđc = 9,55 106 .= 9,55.106.= 18697,9 (Nmm)

Trục I :TI = 9,55.106 =9,55.106 = 18496,84 (Nmm)

Trục II :TII = 9,55.106 = 9,55.106 = 78753,55 (Nmm)

Trục III :TIII =9,55.106 = 9,55.106.= 281383,9 (Nmm)

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN - RĂNG THẲNG

Các thông số đầu vào:

– Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ

– Số ca làm việc: 2 ca

– Công suất trên trục chủ động: PI = 1,84(kW)

– Số vòng quay trên trục chủ động:

– Momen xoắn trên trục chủ động: TI = 18496,84 (Nmm)

– Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubrc = 4,5

A Bộ tuyền bánh răng côn

III.2 Tính ứng suất cho bộ truyền:

III.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] = H R V xH HL

o lim

o lim

Do đây là bộ truyền bánh răng côn thẳng nên

[σH] =min{ [σH1]; [σH2] } = [σH2] = 500 Mpa

Kiểm tra điều kiện: 1,25[σH]min = 1,25.500 = 625 > [σH] ( thỏa mãn)

III.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

[σF] = Trong đó:

+ σ°Flim: ứng suất uốn cho phép:

Tra bảng 6.2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có

σ°Flim = 1,8HB

σ°Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa σ°Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa

+ SF : Hệ số an toàn tính về tiếp uốn :

Tra bảng 6.2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có : SF = 1,75

+ YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

+ KxF : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

[σF] = min([σF1], [σF2]) = 246,8 (Mpa)

III.2.3 Ứng suất quá tải cho phép :

Theo công thứ 6.13 và 6.14 trang 95-96 sách TTTK HDĐCK:

[σH]max = 2,8σCH2 = 2,8.450 = 1260 MPa[σF1]max = 0,8σCH1 = 0,8.580 = 464 MPa[σF2]max = 0,8σCH2 = 0,8.450= 360 Mpa

III.3 Xác định các thông số :

III.3.1 Chiều dài côn ngoài :

Theo công thức 6.52a trang 112 (GT TTTKHDĐCK I) ta có:

Re= Trong đó :

+ KR : Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng : KR = 0,5Kđ

Kđ : Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng thép thì Kđ = 100 MPa1/3

⇒ KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3

+ Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng

Kbe = b/Rc = 0,25 … 0,3 Chọn Kbe = 0,25

+ KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Với bánh răng côn có : = = 0,61

=>Z1P = 15 Với HB < 350 : Z1 = 1,6Z1P = 1,6.15 = 24

III.3.4 Môđun vòng ngoài

Theo công thức 5.56 sách TTTK HDĐCK trang115

III.3.6 Góc côn chia :

Công suất trên trục I P = 1,84 (Nmm)

ứng suất uốn giới hạn bánh I σ°Flim1 = 450 (MPa)

ứng suất uốn giới hạn bánh II σ°Flim2 = 432 (MPa)

ứng suất uốn giới hạn bánh I σ°Hlim1 = 570 (MPa)

ứng suất uốn giới hạn bánh II σ°Hlim2 = 550 (MPa)

Ứng dụng phần mềm Inventor thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

- Các thông số được nhập như hình sau:

B Bộ tuyền bánh răng trụ răng thẳng

III.4.2 Tính ứng suất chô bộ truyền:

III.4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] =

HL xH V R H

o lim

σ°Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa

+) SH : Hệ số an toàn tính về tiếp xúc :

Tra bảng 6.2 sách TTTKHDĐCK - trang 94 có : SH = 1,1

Chọn sơ bộ : ZR.Zv.KxH = 1

+) KHL = 1 ( Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ xác định).

Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] =

HL xH V R H

o lim

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên

[σH] =min{ [σH1]; [σH2] } = [σH2] = 500 Mpa

Kiểm tra điều kiện: 1,25[σH]min = 1,25.500 = 625 > [σH] ( thỏa mãn)

III.4.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

[σF] = Trong đó:

+ σ°Flim: ứng suất uốn cho phép:

Tra bảng 6.2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có

σ°Flim = 1,8HB

σ°Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa σ°Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa

+ SF : Hệ số an toàn tính về tiếp uốn :

Tra bảng 6.2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có : SF = 1,75

+ YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

+ YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

[σF] = [σF2] = 1.1 = 246,8 (MPa)[σF1] = 1.1 = 257,14 (Mpa) Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên :

[σF] = min([σF1], [σF2]) = 246,8 (Mpa)

III.4.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép, theo CT 6.13[1] ta có:

[σH]max = 2,8σch =>

- Ứng suất uốn quá tải cho phép, theo CT 6.14[1] ta có:

[σF]max = 0,8σch =>

III.4.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được tính theo CT 5.15a[1]:

aw = Ka(u + 1) Trong đó:

Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng, với cặp bánh răng trụ - răng thẳng làm bằng thép: Ka = 49,5(MPa)1/3 (bảng 6.5[1])

u - tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u = 3,8 ;

T1 - Momen xoắn trên trục chủ động, T1 = 78753,55 (N),

[σ

H] = 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép,

= bw/aw - hệ số chiều rộng, tra trong bảng 6.6[1] ta có = 0,4,

KHβ - hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc, ta có hệ số xác định theo CT 6.16[1]:

III.4.4 Xác định thông số ăn khớp.

III.4.4.1 Xác định môđun

- Theo CT 6.17[1] ta có: m = (0,01 0,02)aw

=> m = (0,01 0,02)142(mm) = (1,42 2,84)(mm)

- Từ bảng 6.8[1] ta chọn giá trị tiêu chuẩn của môđun: m = 1,5

III.4.4.2 Xác định số răng sơ bộ của bánh răng

- Theo CT 6.19[1] ta có số răng bánh nhỏ: z1 = 2aw / [m(u + 1)]

=> z1 = 2.142 / [1,5.(3.8 +1)] = 39,5Chọn z1 = 40

- Số răng bánh lớn được tính theo CT 2.20[1]: z2 = uz1 = 3,8.40 = 152

Chọn z2 = 152

Hệ số dịch chỉnh: ( theo bang 6.9 trang 100)

Khoảng cách trục được tính lại theo CT6.21[1]:

KẾT QUẢ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG:

Công suất trên trục I P = 1,74 (KW)

ứng suất uốn giới hạn bánh I σ°Flim1 = 450 (MPa)

ứng suất uốn giới hạn bánh II σ°Flim2 = 432 (MPa)

Khoảng cách trục

ứng suất uốn giới hạn bánh I σ°Hlim1 = 570 (MPa)

ứng suất uốn giới hạn bánh II σ°Hlim2 = 550 (MPa)

Ứng dụng phần mềm Inventor thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

- Các thông số được nhập như hình sau:

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình thì vật liệu được chọn thiết kế trục là

thép 45 tôi cải thiện Theo bảng 6.1 [I] ta có các thông số của vật liệu chế tạo trục như sau:

Độ rắn :HB=192 240 Giới hạn bền : σb=750 Mpa

Giới hạn chảy : σch= 450 Mpa = 15 Mpa

Chọn chiều rộng ổ: bo = 15 (theo bảng 10.2-I tr 189)

IV.3.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

+ Chiều dài mayơ của khớp nối:

lm12= (1,4… 2,5)d =(1,4 2,5).20 =( 28…50) mm

= > chọn lm12= 40 (mm)

+ Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ:

lm13 = (1,2…1,4) 20 = (24…28) mm; lấy lm13 = 28 mm

Chiều rộng vành răng b= 25 với lm13 thỏa mãn yêu cầu lắp ghép

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng (10.3[I]):

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

hn= (15 20) mm lấy hn=20 mm

Xác định chiều dài của các đoạn trục

Khoảng cách từ gối 0 đến khớp nối

l12= 0,5( lm12 + b0) +k3 +hn = 0,5( 40 + 15) +15+20 = 57,5 (mm), chọn l12= 60khoảng cách giữa 2 gối

l11 = (2.5÷3) d = (2.5÷3).20 = (50÷60) (mm), chọn l11= 60

khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng chủ động

l13 = 0,5(b0- b13cosδ1)+k1 + k2 + l11 + lm13 = 0,5( 15 - 25 cos20) +15+10+60+28 =

108 (mm), chọn l13 = 110 (mm)

IV.3.4 Tính toán thiết kế trục trên phần mềm Inventor :

Với : Đường kính sơ bộ d = 20 mm

Chiều dài trục sơ bộ L = l12 + l13 = 60+110 = 170 mm Môđun đàn hồi E = 200 Mpa

Môđun trượt G = 8.103 Mpa

Tỷ trọng vật liệu ρ = 7930 kg/m3

a/ Thông số hình học của trục

b/ vị trí gối đỡ

- Gối 0 cách mặt đầu trái 60 mm

- Gối 1 cách mặt đầu phải -50 mm

c/ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn

- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn được đặt tại vị trí cách vị trí giữa trục

73 mm Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ tọa độ 0xyz khi gọi lệnh Fx13,

Fy13 và Fz13 đều ngược chiều các trục tọa độ

- ngoài ra lực dọc trục từ bộ truyền bánh răng còn gây ra momen uốn

M = Fz13.de/2 = -79.85.30,577/2 = -1220,5 (Nmm)

Và momen xoắn do lực vòng của bánh răng gây ra:

T = Fx13.de/2 = -1011,325.30,577/2 = -15461,5 (Nmm

d/ Lực tác dụng từ khớp nối

lực tác dụng từ khớp nối theo phương x và được đặt tại mặt đầu Ngoài ra còn

có momen xoắn do lực vòng của nối trục gây ra: T = 18,946 (Nm)

SAU KHI KHAI BÁO CÁC THÔNG SỐ YINHS TOÁN CHO TRỤC TA CÓ SƠ

ĐỒ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC NHƯ SAU:

e/ Kết quả tính toán

- Phản lực tại gối đỡ 0: Fx10 = 840,506 (N); Fy10 = 250,330 (N); Fz10 = -100 (N)

- Phản lực tại gối đỡ 1: Fx11 = -1751,831 (N); Fy11 = -605,504 (N)

f/ Biểu đồ lực

Qy (N)

Qx (N)

My(N.m)

Mx (N.m)

M (N.m)

g/ Dường kính lý tưởng tại các mặt cắt tương ứng với các tải trọng

- Theo biểu đồ ta có:

Đường kính tại mặt cắt lắp nối trục là: d12 = 16 (mm)

Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 0 bên trái là: d10 = 16 (mm)

Đường kính tại mặt cắt cắt gối đỡ 1 bên phải là: d11 =20,665 (mm)

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng là: d13 = 16 (mm)

- Vậy để đảm bảo về mặt kết cấu ta chọn:

d10 = d11 = 25 (mm)

d12 = d13 = 16 (mm)

- Ta có kết cấu trục vào như sau

Bo R0,5

Vát 1x45˚

Then Cách 25

Cuối cùng ta thu được kết quả như sau

IV.4 Tính trục trung gian

IV.4.1 Các lực tác dụng lên trục II.

a/ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ

chọn d =30; Chọn chiều rộng ổ: bo = 19 (theo bảng 10.2-I tr 189)

IV.4.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

+ Chiều dài mayơ của bánh răng trụ nhỏ:

lm22= (1,2… 1,5)d =(1,2 1,5).30 =( 36…45) mm

= > chọn lm22= 40 (mm)

+ Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn:

lm23 = (1,2…1,4).30 = (36…42) mm; lấy lm23 = 40 mm

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng (10.3[I]):

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = (8…15)mm lấy k1= 15 mm

• Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.

Xác định chiều dài của các đoạn trục

Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng trụ

l22= 0,5( lm22 + b0) +k1 +k2 = 0,5( 40 + 19) +15+10 = 54,5 (mm), chọn l22= 60khoảng cách giữa 2 gối

l21 = lm22 + lm23+ b0 + 3k1 + 2k2 = 40+40+19+45+20 = 164 (mm)

khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng côn

l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cosδ2) + k1 = 60+0,5( 40 + 25 cos20) +15= 107 (mm)

IV.4.4 Tính toán thiết kế trục trên phần mềm Inventor :

Với : Đường kính sơ bộ d = 30 mm

Chiều dài trục sơ bộ L = l21 = 164 Môđun đàn hồi E = 200 Mpa

Môđun trượt G = 8.103 Mpa

Tỷ trọng vật liệu ρ = 7930 kg/m3

a/ Thông số hình học của trục

b/ vị trí gối đỡ

- Gối 0 đặt tại mặt đầu trái

- Gối 1 đặt tại mặt đầu phải

c/ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ

- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ được đặt tại vị trí cách vị trí giữa trục

-22 mm Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ tọa độ 0xyz khi gọi lệnh Fx22,

cùng chiều trục tọa độ, Fy22 ngược chiều trục tọa độ

- ngoài ra còn có momen xoắn do lực vòng của bánh răng gây ra; Cùng chiều

trục tọa độ

T = Fx22.de/2 = 2624.925.60/2 = 78747,75 (Nmm)

d/ Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn

lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn được đặt tại vị trí cách giữa 25 (mm)

Fz23 cùng chiều trục tọa độ, Fx23 và Fy23 ngược chiều trục tọa độ

- ngoài ra lực dọc trục từ bộ truyền bánh răng còn gây ra momen uốn

M = Fz23.de/2 = 395,327.162/2 = 6467,85 (Nmm)

Và momen xoắn do lực vòng của bánh răng gây ra:

T = - Fx23.de/2 = - 1011,325.162/2 = - 81917,325 (Nmm)

SAU KHI KHAI BÁO CÁC THÔNG SỐ YINHS TOÁN CHO TRỤC TA CÓ SƠ

ĐỒ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC NHƯ SAU:

e/ Kết quả tính toán

- Phản lực tại gối đỡ 0: Fx20 = 1313,089 (N); Fy20 = -589,673 (N);

Fz20 = 359,327 (N)

- Phản lực tại gối đỡ 1: Fx21 = 300,511 (N); Fy21 = -436,557 (N)

f/ Biểu đồ lực

Qy (N)

Qx (N)

My (N.m)

Mx (N.m)

M (N.m)

g/ Dường kính lý tưởng tại các mặt cắt tương ứng với các tải trọng

- Theo biểu đồ ta có:

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng trụ là: d22 = 28,3457 (mm)

Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 0 bên trái là: d20 = 5 (mm)

Đường kính tại mặt cắt cắt gối đỡ 1 bên phải là: d21 =5 (mm)

Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng là: d23 = 20 (mm)

- Vậy để đảm bảo về mặt kết cấu ta chọn:

d10 = d11 = 20 (mm) (Dãy tiêu chuẩn TKCK I trang 195 )

- Ta có kết cấu trục vào như sau

Bo R0,5

Then Cách 2.5 Vát 1x45˚

Bo R0,5Vát 1x45˚

Cuối cùng ta thu được kết quả như sau

Chọn chiều rộng ổ: bo = 25 (theo bảng 10.2-I tr 189)

IV.5.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

+ Chiều dài mayơ của khớp nối:

lm32= (1,4… 2,5)d =(1,4 2,5).40 =( 56…100) mm

= > chọn lm32= 60 (mm)

+ Chiều dài moay ơ bánh răng trụ lớn:

lm33 = (1,2…1,5) 40 = (48…60) mm; lấy lm13 = 60 mm

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng (10.3[I]):

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay