ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY, THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

TRƯỜNG ĐH BÁCH KHOA HÀ NỘI VIỆN CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔBỐT

Đề số: 3/ 20182 - 10 THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số liệu cho trước:

1 Lực kéo băng tải: 2F = 5730 (N)

2 Vận tốc băng tải: v = 0.76 (m/s)

3 Đường kính tang: D = 220 (mm)

4 Thời hạn phục vụ: l h = 19000 (giờ)

5 Số ca làm việc: soca = 1 (ca)

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β = 180° - @ = 0 (độ)

7 Đặc tính làm việc: va đập nhẹ

01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0

Xác nhận của GVHD: 01 bản thuyết minh

Yêu cầu tính chi tiết cho trục: 2

Sinh viên thiết kế: Trần Văn Tướng 20154295

Giáo viên hướng dẫn: ThS Nguyễn Minh Quân

Đồ án CTM – ME3130/3131 Mã lớp: 686151 HK: 2018-2

CHƯƠNG 1: TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1Xác định công suất yêu cầu trên động cơ

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết Nếu gọi Plv – công suất trên băng tải, C – hiệu suất chung toàn hệ thống,P YC– công suất cần thiết, thì :

• K = 0,99 - hiệu suất khớp nối

• OL= 0,99- hiệu suất 4 cặp ổ lăn

• BR= 0,97- hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

• x= 0,92 - hiệu suất bộ truyền xích

• C =0,993.0,92.0,97.0,990,86

1.1.3 Công suất cần thiết trên động cơ

YC

P = Plv

ηC=2,18

0,86 = 2,54 (kW) 1.1.4 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ

Số vòng quay yêu cầu động cơ ( sơ bộ ) : :nsb=nlv.usb

Số vòng quay trên trục công tác là nlv

nlv =60000.v

πD =60000.0,76

π220 = 65,98 (vg/ ph) D: đường kính tang quay, mm

Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (xích) ux= 2,5

Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh răng côn ubr = 4

- Vận tốc quay: 730 (vg/ph)

- Đường kính: 38 (mm)

- Khối lượng: 72 (kg)

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tỷ số truyền chung hệ thống: uc=ndc

nlv= 73065,98 = 11,06

1.3.2 Tính công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác gắn với băng tải: PCT =Plv= 2,18 (kW)

Công suất trên trục II ( trục gắn với bánh răng di động):

Công suất trên trục I ( trục gắn với bánh răng chủ động ):

PI= P II

OL

 BR =

4,79 0,99.0,97 = 4,99 (kW) Công suất trên trục của động cơ :

PĐC= PI

OL

 K =

4,99 0,99.0,99= 5,09 (kW)

1.3.3 Tính momen trên các trục của động cơ

Momen xoắn trên trục động cơ

n

= =9,55.1065,09

730 =66588,36 (N.mm) Momen xoắc trên trục I:

n

= = 9.55.106 4,99

730= 65280,14 (N.mm) Momen xoắn trên trục II:

TII = 9,55.106 PII

2.nII= 9.55.106 4,79

2.182,5= 125327,4 (N.mm) Momen xoắn trên trục công tác :

6

9,55.10 CT CT

CT

P T

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

2.1 Thông số đầu vào

Bảng 2: các thông số đầu vào

Δu= |ut− u

u | 100% = |

2,78 − 2,77 2,77 | 100% = 0,36%

P là công suất cần truyền : P =P1

➢ k = k0× ka × kđc × kbt × kđ × kc

Với : + k0 là hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Lấy k0 = 1

+ ka là hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = (30 50)p, suy ra ka = 1

+ kđc là hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích Lấy kđc = 1

+ kbtlà hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Lấy kbt = 1 + kđ là hệ số tải trọng động Lấy kđ = 1,3

+ kc là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Lấy kc = 1

 k = 1 × 1 × 1 × 1 × 1,3 × 1 = 1,3

• Điều kiện để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền:

𝑃𝑡 = 𝑃 × 𝑘 × 𝑘𝑧 × 𝑘𝑛 ≤ 𝑃

 Pt = P × k × kz× kn = 2,39 × 1,3 × 1,09 × 1,1 = 3,73 (kW)

Tra bảng 5.5 ta lấy

Bước xích: p = 19,05 (mm) Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm) Chiều dài ống: B = 17,75 (mm) Công suất cho phép: [P] = 4,8 (KW)

Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng ∆a = a∗ × 0,003 = 2,27 ( mm)

Do đó khoảng cách trục: a = a∗− ∆a = 756,55 − 2,27 = 754,28 (mm)

Kiểm nghiệm số lần va đập i của xích trong một giây

Tra bảng 5.9[1] trang 85 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm)

Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 35

i = Z1n1

15 x =

23.182,515.124 = 2,26 < i = 35

2.6 Kiểm nghiệm xích về độ bền

kđFt+ F0+ Fv ≥ s Trong đó:

kf là hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền; lấy kf = 6

q là khối lượng một mét xích.Tra bảng 5.2 → q = 1.9kg

a là khoảng cách trục a = 754,28 × 10−3(m)

F0 = 9,81 × 6 × 1,9 × 754,28 × 10−3 = 84,35 (N)

Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra

Fv = q × v2 = 1,9 × 1,33² = 3.36(N)

s là hệ số an toàn cho phép; tra bảng 5.10 → s = 8.2

kđFt + F0+ Fv =

318001,7.1796,99 + 84,35 + 3,36 = 10,12 > s = 8,2

2.7 Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

σH = 0.47 × √kr× (Ft× Kđ + Fvđ) × E

A × kd ≤ σH Trong đó:

kr là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z Lấy kr =0,4

Ft là lực vòng

Kđ là hệ số tải trọng động Tra bảng 5.6 lấy kđ = 1,2

kd là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Lấy kd = 1

Fvđ là lực va đập trên m dãy xích

Fvđ = 13 × 10−7 × n1 × p3× m = 13 × 10−7 × 182,5 × 19,053× 1 = 1,64 (N) E-Mô đun đàn hồi:

E = 2E1 E2

E1+ E2 = 2,1 10

5 (Mpa)

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép

A là diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12 lấy A = 106 (mm2)

σH là ứng suất tiếp xúc cho phép

σH = 0,47 × √0,4 × (1796,99 × 1,2 + 1,64) ×2,1 × 10

5

106 × 1 = 614,63 Như vậy dung thép tôi, ram đạt độ rắn HRC45…50 sẽ được ứng suất tiếp xúc cho phép σH = 800 − 900MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa

2.8 Xác định các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia

{ d1 = p sin(π z⁄ ⁄ )1 = 19.05 sin(π 23⁄ ⁄ ) = 139,9(mm)

d2 = p sin(π z⁄ ⁄ )1 = 19.05 sin(π 64⁄ ⁄ ) = 388,24(mm)Đường kính vòng đỉnh

{

da1 = p[0.5 + cot(π z⁄ )] = 19.05 × [0.5 + cot(π 231 ⁄ )] = 148,12 (mm)

da2 = p[0.5 + cot(π z⁄ )] = 19.05 × [0.5 + cot(π 512 ⁄ )] = 397,30 (mm)Đường kính con lăn: dl = 11,91 (mm) (tra theo bảng 5.2)

2.10 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Chiều dài xích L 2362,2 mm

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

Bảng 4: dữ liệu đầu vào

Thông số Ký hiệu

chung

Ký hiệu

Đơn vị Giá trị Ghi chú

Giới hạn chảy:σch1 = 450 (MPa)

Vật liệu làm bánh răng 2 (bánh răng bị động)

Nhãn hiệu thép : 45

Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

Độ rắn : HB2 = 210

Giới hạn bền : σb = 750 (MPa)

Giới hạn chảy :σch = 450 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép:

a Ứng xuất tiếp xúc và uốn cho phép

• Ứng suất tiếp xúc cho phép

σH = σHlimo KHL⁄SH

• Ứng suất uốn cho phép :

σF = σFlimo KFCKFL⁄ SFTrong đó

- σHlimo và σFlimo lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Tra bảng 6.2 lấy

▪ NHE, NFE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi

bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :

b Ứng suất cho phép khi quá tải:

• Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

• Chiều dài côn ngoài : Re = KR√u2+ 1√T3 1KHβ⁄ (1 − Kbe)Kbeu σH 2Trong đó

KR là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng và loại răng

KR = 0,5Kd = 0.5 × 100 = 50 (MPa1 3⁄ )

Kbe là hệ số chiều rộng vành răng u = 4 > 3 nên chọn Kbe = 0,25

KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn Tra bảng 6.21 lấy KHβ = 1,13

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng Tra bảng 6.21 lấy

KFβ = 1,25

T1 là momen xoắn trên trục chủ động

σH là ứng suất tiếp xúc cho phép

 Re =

50√42+ 1√65280,14 × 1,13 (1 − 0,25) × 0,25 × 4 × 445,453 ⁄ 2 =163,15mm

Đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động :

de1 = 2Re

√u2+ 1 =

2 × 163,15

√42+ 1 = 79,14 (mm) 3.3.2 Xác định thông số ăn khớp

3.3.2.1 Xác định số răng z1 sơ bộ (bánh răng nhỏ)

• Từ de1 = 79,14 và tỉ số truyền u = 4 Tra bảng 6.22 lấy z1p = 17

• Có HB1 ≤ HB 350 → z1 = 1,6z1p = 1,6 × 17 = 27,2 → chọn z1 =

27 (răng)

• Dựa vào bảng 6.20 chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng :

x1 = 0,36; x2 = −0,36

3.3.2.2 Tính đường kính trung bình và mô đun trung bình

• mte = mtm⁄(1 − 0,5Kbe) = 2,56 (1 − 0,5 × 0,25) = 2,93⁄

• Từ bảng 6.8 chọn mô đun tiêu chuẩn : mte = 3

• Tính lại mô đun trung bình: mtm = mte × (1 − 0,5Kbe) = 2,625

∆𝑢 = |𝑢𝑡𝑡 − 𝑢

𝑢 | = |

4 − 4

4 | = 0% < 4% ⇒ 𝑇ℎỏỏ𝑎 𝑚ã𝑛 3.3.2.4 Xác định góc côn chia

• Góc côn chia: 𝛿1 = 𝑡𝑎𝑛−1 𝑧1

𝑧2 = 𝑡𝑎𝑛−1 27

108 = 14,04 ( độ)

 𝛿2 = 90° − 𝛿1 = 90° − 14,04° = 75,96 (độ)

3.3.2.5 Xác định một số thông số của bộ truyền bánh rang

• Chiều dài côn ngoài:

- 𝑍𝑀- hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5 lấy

▪ 𝐾𝐻𝑣 : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻𝑏 𝑑𝑚1⁄(2𝑇1𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼)

ở đây:

✓ 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻𝑔𝑜𝑣√𝑑𝑚1(𝑢 + 1) 𝑢⁄ với 𝑣 = 𝜋𝑑𝑚1𝑛1⁄60000 = 𝜋 × 70,88 × 730 60000⁄ =2,71(𝑚 𝑠)⁄

• 𝑑𝑚1 là đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)

• 𝑌𝜀 = 1 𝜀⁄ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với 𝜀𝛼 𝛼là hệ số trùng khớp ngang 𝑌𝜀 = 1 1.75⁄ = 0.57

• 𝑌𝛽 = 1 − 𝛽𝑛0⁄140 = 1 : Là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

• 𝑌𝐹1, 𝑌𝐹2 là hệ số dạng răng Tra bảng 6.18 với 𝑧𝑣𝑛 =

𝑧1⁄𝑐𝑜𝑠 𝛿1 = 27 𝑐𝑜𝑠(14,04) = 27,83⁄ và 𝑥1 = −𝑥2 = 0,36 → 𝑌𝐹1 =

3,54 , 𝑌𝐹2 = 4,14

• 𝐾𝐹 là hệ số tải trọng khi tính về uốn

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑣Với :

- 𝐾𝐹𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng Tra bảng 6.21 lấy 𝐾𝐹𝛽 = 1,25

𝜎𝐹1 = 2 × 𝑇1 × 𝐾𝐹× 𝑌𝜀 × 𝑌𝛽 × 𝑌𝐹1⁄(0.85 × 𝑏 × 𝑚𝑛𝑚 × 𝑑𝑚1)≤ [𝜎𝐹

1]

- 𝐾𝐹𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với bánh răng côn thẳng 𝐾𝐹𝛼 = 1

- 𝐾𝐹𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp theo công thức : 𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹𝑏𝑑𝑚1⁄(2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼)

Với 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹𝑔𝑜𝑣√𝑑𝑚1(𝑢 + 1) 𝑢⁄

𝛿𝐹 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 lấy δF = 0,016

 vF = 0,016 × 56 × 2,71 × √70,88 × (4 + 1) 4⁄ =22,86 ( m s)⁄

 KFv = 1 + 22,86 × 41,75 × 70,88 (2 × 65280,14 × 1,25 × 1) = 1,41⁄

 KF = 1 × 1,25 × 1,41 = 1,76 Vậy ta có :

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, hãm máy, …) với

hệ số quá tải Kqt = Tmax⁄T = 2,2, trong đó Tmax là momen xoắn danh nghĩa,

Tmax là momen xoắn quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmaxkhông được vượt quá một giá trị cho phép :

σHmax = σH√Kqt = 417,54 × √2,2 = 619,31 ≤ 1206 = σHmax

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

σF1max = σF1Kqt = 70,22 × 2,2 = 154,48 (MPa) ≤ 360(MPa)

= σFmax

σF2max = σF2Kqt = 82,12 × 2,2 = 180,66 (MPa) ≤ 360(MPa)

= σFmax

4 Xác định các thông số, kích thước hình học của bộ truyền

4.1 Xác định các thông số, các kích thước hình học của bộ truyền

• Đường kính vòng chia ngoài:

de1 = z1mte = 27 × 3 = 81 (mm)

de2 = z2mte = 108 × 3 = 324 (mm)

• Chiều cao đầu răng ngoài:

hae1 = (hte + xn1cos βm)mteVới hte = cos βm = 1, xn1 = 0,36 → hae1 = (1 + 0,36 × 1) × 2,5 =

• Đường kính vòng đỉnh răng ngoài:

dae1 = de1+ 2hae1cos δ1 = 81 + 2 × 3,4 × cos 14,04 = 87,60 (mm)

dae2 = de2+ 2hae2cos δ2 = 324 + 2 × 2,6 × cos 75,96 = 325,26 (mm)

• Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng:

B1 = Recos δ1− hae1sin δ1

= 166,99 cos 14,04 − 3,4 sin 14,04 = 161,18 (mm)

B2 = Recos δ2 − hae2sin δ2

= 166,99 cos 75,96 − 2,6 sin 75,96 = 37,99 (mm)

• Góc chân răng:

θf1 = tan−1(hfe1⁄Re) = tan−1(3,2 166,99⁄ ) = 1,1

θf2 = tan−1(hfe2⁄Re) = tan−1(4 166,99⁄ ) = 1,37

Bảng 5 : thông số bộ truyền

chung Kí hiệu Đơn vị Giá trị

Mô đun vòng trung bình mtm mtm mm 2,625

Chiều cao chân răng ngoài hfe

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi đẻ nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:{Tt ≤ Tkn

cf

dt ≤ dkncfTrong đó dt - Đường kính trục cần nối

dt = dđc = 38 mm

Tt –Mômen xoắn tính toán Tt = k T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k=1,5

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T = Tđc = 66588,36 (N mm)

Do vậy Tt = k T = 1,5.66588,36 = 99882,54(N mm) ≈ 99,88(N m)

Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện

l1 = 34 mm

l3 = 28 mm

dc = 14 mm

2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

σd = 2k T

Z Dodcl3 ≤ σd

σd -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su σd = 2 ÷ 4 Mpa

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

[σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σu]=(60÷ 80) MPa;

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

σu = k T l10,1 dc3 D0 Z =

1,5.66588,36.340,1.143 105.6 = 19,64 < σu

Bảng 6: các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục dkncf 40 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

II Tính trục 2

1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cao tần

2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn

3

= 22,16 ÷ 27,92 (mm)

dsb2 ≥ √ TII

2.0,2 τ

3

= √ 2.125327,42.0,2 (15 ÷ 30)

3 Sơ đồ phân phối lực chung

Hình 1: sơ đồ phân phối lực chung

Ft1 = 2TI

dm1 =

2.65280,1470,88 = 1841,99 (N) Lực hướng tâm:

Fr1 = Ft1.tanα cosδ1= 1841,99.tan20°.cos14°, 02 = 650,46 (N)

5 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

❖ Sơ đồ khoảng cách giữa các điểm đặt lực như hình vẽ phác họa kết cấu HGT sau:

Hình 2: sơ đồ khoảng cách hộp giảm tốc

❖ Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn

➢ Chiều dài may-ơ bánh răng côn:

✓ Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có:

lm13 = (1,2 ÷ 1,4)d1 = (1,2 ÷ 1,4)25 = 30 ÷ 35 (mm) Chọn lm13 = 32 (mm)

lm23 = (1,2 ÷ 1,4)d2 = (1,2 ÷ 1,4)30 = 36 ÷ 42 (mm) Chọn lm23 = 42 (mm)

➢ Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:

✓ Theo công thức: 10.13Tr189 [1] ta có:

lm12 = (1,4 ÷ 2,5)d1 = (1,4 ÷ 2,5)25 = 35 ÷ 62,5 (mm) Chọn lm12 = 45 (mm)

➢ Chiều dài may-ơ đĩa xích:

✓ Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có:

lm22 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5)30 = 36 ÷ 45 (mm) Chọn lm22 = lm24 = 40 (mm)

➢ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp:

➢ Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục

o Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]

6 Tính toán thiết kế cụm trục

1 Tính toán thiết kế cụm trục II

Tính phản lực tại gối tựa và vẽ biểu đồ momen

a Các lực tác dụng lên trục II có chiều như hình vẽ:

Hình 3: sơ đồ lực tác dụng lên trục

Cần xác định phản lực tại các gối tựa: Fx1, Fy1, Fx3,Fy3

Tính phải lực tại các gối tựa 1 và 3:

Fy1 = 2.2066,55 − 1533,07 + 162,42 = −1370,65(N)

= −2600,03 (N)

• Xác định momen tại các vị trí:

(đi từ trái qua phải theo phương chiều trục)

✓ Biểu đồ momen Mx (trong mặt phẳng thẳng đứng 0yz)

✓ Biểu đồ momen My (trong mặt phẳng nằm ngang 0xz)

Biểu đồ momen xoắn T

Hình 4: biểu đồ mômen

b Xác định chính xác đường kính các đoạn trên trục II

❖ Chọn vật liệu làm trục: thép 45 ta có σ = 67 Mpa (Tra bảng 10.5Tr195[1])

❖ Tính chính xác đường kính trục:

Bước nhảy bằng:

Fa dm22

❖ Chọn lại đường kính các đoạn trục:

Căn cứ từ kết quả tính toán chính xác đường kính trục:

d1 = 29,31 (mm), d2 =26,72 (mm), d3 =29,31 (mm), d0 = 25,3(mm)

• Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ trục có kết cấu như sau:

• Do lắp ổ lăn tại vị trí 1 và 3 nên ta chọn: d1 = d3 = 35 (mm)

• Do tại vị trí 2 lắp bánh răng nên ta chọn:

7 tính chọn then cho trục II

Trên trục có 3 vị trí then để truyền momen xoắn

• Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d2 = 40 mm

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {

b = 12 mm

h = 8 mm

t1 = 5 mm

• Then lắp trên trục vị trí lắp đĩa xích: d0 = 30 mm

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {