Đồ án cơ sở thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc

Tìm hiểu hợp giảm tốc Đây là sơ đồ hợp giảm tốc loại đồng trục 2 cấp: - Ưu điểm của sơ đồ này là: cho phép giảm kích thước chiều dài, trọng lượng của hợp giảmtốc bé hơn so với các loại k

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Tìm hiểu hợp giảm tốc

Đây là sơ đồ hợp giảm tốc loại đồng trục 2 cấp:

- Ưu điểm của sơ đồ này là: cho phép giảm kích thước chiều dài, trọng lượng của hợp giảmtốc bé hơn so với các loại khác

- Nhược điểm:

+ khả năng chịu tải của cấp nhanh chưa dùng hết vì lực sinh ra trong quá trình ăn khớp của bánh răng cấp chậm lớn hơn nhiều so với bánh răng cấp nhanh,trong khi đó khoảng cách của 2 trục lại bằng nhau

+ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí kết cấu chung của thiết bị dẫn động vì chỉ có 1 đầutrục vào và 1 đầu trục ra

+ Khó bôi trơn bộ phận ổ trục ở giữa hộp

+ Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn do dó muốn bảo dảm trục đủ bền và cứng phải tăng đường kính trục

- Một trạm dẫn động băng tải gồm các cơ cấu chủ yếu sau: động cơ điện có tác dụng tạo

ra công suất để các bộ phận khác có thể làm việc, bộ truyền động đai dùng để truyền công suất

từ động cơ điện đến hộp giảm tốc, hộp giảm tốc gồm hai bộ truyền bánh răng: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm), tạo thành một tổ hợp để giảm số vòng quay và truyền công suất đến máy công tác, trục tang và băng tải là các bộ phận công tác

- Trong một phân xưởng yêu cầu trang bị một hệ thống dẫn động băng tải để vận chuyển các chi tiết máy từ chỗ này tới chỗ khác với các số liệu tính toán như sau:

+ Lực vòng trên băng tải(N): P= 5000

+ Vận tốc trên băng tải(m/s): V= 0.9 M(Nmm) M

0.8M 0.9M+ Đường kính tang (mm): D= 300

+ Thời gian sử dụng(năm): 5

+Chiều rộng băng tải(mm): B= 400

16 giờ/ngày

300 ngày/năm

+ Trục tang ngang

+ Đặc tính tải trọng:

Va đập TB, quay 2 chiều

Theo đồ thị

1 Chọn loại và kiểu động cơ:

Ta chọn động cơ điện xoay chiều không dồng bộ ba pha kiểu lồng sóc vì nó có những ưu điểm: làm việc đảm bảo, giá rẻ, cấu tạo vận hành đơn giản, mắc trực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần biến đổi dòng điện

2 Chọn công suất của động cơ:

Động cơ điện cần chọn sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thỏa mãn 3 điều kiện:+động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép,+có khả năng quá tải trong thời gian ngắn,+có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động Do trên băng tải có tải trọng thay đổi và động cơ làm việc ở chế độ dài hạn nên công suất cần thiết được tính theo phương pháp momen đẳng trị Ta chọn công suất định mức lớn hơn hoặc bằng công suất đẳng trị

- Momen cực đại trên băng tải:

Với η là hiệu suất chung của các bộ truyền: η = η1 η2 η2.η5 η5

Ta chọn η1, η2, η3, η4 trong bảng 2-1, TLTK:

η1 = 0,96 - hiệu suất của bộ truyền đai

η2 = 0,93 - hiệu suất của bộ truyền xích

η3 = 0,96 - hiệu suất của 1 cặp bánh răng

η4= 0,99 - hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

η5 = 1 - hiệu suất của khớp nối

⇒ η = 0,96.0,93.0,962.0,995.1 = 0,782

N ct =

4.340.782 = 5,5 (kW).

- Ta cần phải chọn động cơ điện có: Nđm≥ Nct

này, tuy nhiên ở đây ta chọn loại động cơ điện có ký hiệu A02-51-2 có công suất động cơ

Nđc = 7,5kW, động cơ có số vòng quay là nđc= 2910 vòng/phút, là loại động cơ dễ tìm ngoài thị trường, kiểu động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế và có lợi ích về kinh tế.Công suất

iđ : Tỷ số truyền của bộ truyền đai, ta chọn iđ = 2 (bảng 2-2, TLTK)

ix : Tỷ số truyền của bộ truyền xích, ta chọn ix= 2 (bảng 2-2, TLTK)

ibn - tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh

ibc - tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp chậm

- Trong hộp giảm tốc đồng trục nằm ngang để bánh răng cấp nhanh và cấp chậm ngâm trong dầu như nhau, ta phải chọn n =1, ta có hệ phương trình:

 { i bn ∗ i bc =12,7 ¿¿¿¿

 ibn = ibc = 3.56

- Kiểm nghiệm lại điều kiện đồng trục ta có: i bn =3,56; i bc =3,56; i đ =2; i x =2

- Công suất và số vòng quay của từng trục:

+ Trục tang: Nt = NIII* η5 * η4 = 4,35*0.99*1 = 4.31 (kW)

nt = nIII = 57.4 (vòng/phút)

- Tính moment xoắn trên các trục :

Gọi moment xoắn trên các trục I, II, III, IV, lần lượt là MI, MII, MIII, MIV

I Bộ truyền đai :

1 Chọn loại đai :

- Truyền động đai thường được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàn cho các chi tiết máy khác khi bị quá tải đột ngột Tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánh đai nên tỉ số truyền không ổn định Cho biết các thông số ban đầu như sau:

- Công suất cần thiết của động cơ Nct = 5,5 (KW).

- Số vòng quay của trục động cơ : nđc = 2910 (vòng/phút).

- Tỉ số truyền : i = 2

- Giả thuyết vận tốc đai : v > 5 (m/s)

- Ta chọn được 2 loại đai : hoặc loại A , hoặc loại Б [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ

CHI TIẾT MÁY].]

Ta sẽ tính toán cả 2 loại đai này và chọn loại đai nào có lợi hơn

2 Trình tự thiết kế tính toán:

CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

LOẠI ĐAI

TÀI LIỆU

(theo GT thiết kế CTM)

1 Tiết diện đai :

[Bảng 13, Giáo trình THIẾT KẾ Bảng 11]

2 Định đường kính bánh đai nhỏ D 1: 100 140 [Bảng 13, Giáo trình THIẾT KẾ Bảng

Lấy D 2 theo tiêu chuẩn 200 280 [Bảng 13, Giáo trình THIẾT KẾ Bảng

5-Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A

Ta lấy L theo tiêu chuẩn :nhưng do L nhỏ hơn

1700 nên ta cần công vào 1 lượng: đối với A=

[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ Công thức 5-20]

22409,51

[Bảng 13, Giáo trình THIẾT KẾ Bảng 12]

5-6 Xác định chính xác khoảng cách trục A

[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ Công thức 5-2]

Số đai cần thiết tính theo công thức :

9 Định kích thước chủ yếu của bánh đai :

 Chiều rộng của bánh đai :

Rđ≈ 3 So.Z sin α1

2 (N)

 Kết luận : Từ kết quả tính toán 2 loại đai ở bảng trên ta thấy nên dùng loại đai A, vì bộ

truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn.

3 Các thông số chính của bộ truyền đai thang loại Б

CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BỘ

- Tỉ số truyền ix = 2

- Số vong quay trục bị dẫn 727,5 vg/ph

- Bộ truyền làm việc 2 ca

1. Chọn xích con lăn vì rẻ hơn xích răng vả lại không yêu cầu làm việc êm, không ồn

2. Có ix = 2 nên chọn số răng đĩa Z1= 27 [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ bảng 6-3 TKCTM]

Số răng đĩa bị dẫn (công thức 6-5) :

- Công suất tính toán: N1 = N.K.Kz.Kn = 5,23.3,09.0,93.0,82= 12,3 kW

- Tra bảng 6-4 TKCTM với no1 = 1200 vg/ph chọn được xích con lăn 1 dãy có bước

t = 19,05 mm , diện tích bản lề F = 105,8 mm2 , có công suất cho phép [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ N] = 14,11kW Với loại xích này theo bảng 6-1 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng là Q = 25000

N, khối lượng một 1m xích q = 1,52 Kg

- Kiểm nghiệm lại số vòng quay theo điều kiện n1≤ngh Theo bảng 6-5 với t = 19,05

mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 27,có số vòng quay giới hạn ngh= 1550 thỏa mãn điều kiện, (n1 = 1455vg/ph)

- Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1s [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ công thức 6-16]

U = Z1.n1

15 X =

27.145515.122 = 21,5 ≤[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ u] = 35 ( thỏa mãn điều kiện)

- Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ công thức 6-3]

2 ] = 772 mm

- Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá giảm khoảng

cách trục A một khoảng ∆A = 0,003 A = 2mm cuối cùng lấy A= 770 mm

5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích dc =

CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BỘ

Đường kính vòng chia của đĩa dẫn dc2

a Chọn vật liệu chế tạo :Do hộp giảm tốc hai cấp chịu tải trọng nhỏ có thể dùng thép tôi cải

thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB<350, đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn

độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng 25 ¿ 50 HB: HB1=HB2+(25

¿ 50)HB

- Bánh răng nhỏ :

Thép 45 thường hóa: (bảng 3-8, tr.40, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

+ Độ rắn : HB1 = 220, phôi dập (giả thiết đường kính phôi <100 (mm))

+ Giới hạn bền : σb 1=580 (N/mm2)

+ Giới hạn chảy : σch1=290 (N/mm2)

- Bánh răng lớn :

Thép 35 thường hóa (bảng 3-8, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

+ Độ rắn : HB2 = 190, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 300 – 500(mm)).+ Giới hạn bền : σb 2=480 (N/mm2)

+ Giới hạn chảy : σch2=240 (N/mm2)

b Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :

 Ứng suất tiếp cho phép :

 Số chu kỳ tương đương của bánh lớn : (Công thức 3-4, tr.42, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

 Ứng suất uốn cho phép :

- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn công thức : (Công thức 3-8, tr.44, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

Hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ở chân răng Kσ=1,8 .

Vì bánh răng làm việc hai mặt nên răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều: (Công thức3-6, tr.42, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

[ σ ] u = σ −1 .k N } } } over { ital nK rSub { size 8{σ} } } } } {} } } } } { ¿¿

¿¿¿

- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[ σ ] u3 = σ −1 .k } } } over { ital nK rSub { size 8{σ} } } } } {} } } } = { {249,4 1} over {1,5 1,8} } =92,37} { N ¿¿

¿¿¿

(N/mm2)

- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

[ σ ] u4 = σ −1 .k N } } } over { ital nK rSub { size 8{σ} } } } } {} } } } = { {206,4 1} over {1,5 1,8} } =76,44} { ¿¿

Tính hệ số tập trung tải trọng: (Công thức 3-20, tr.47, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

K tt=K ttbang+1

1 ,19+1

2 =1 , 09Theo bảng 3-13, tr.48, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3] tìm được hệ số tải trọng động: Kđ = 1,45

Hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,09.1,45 = 1,58

Ta thấy hệ số tải trọng K khác nhiều so với K sơ bộ ở trên ta tính lại khoảngcách trục A:

 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

- Hệ số dạng răng: (Bảng 3-18, tr.52, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

+ Bánh nhỏ: y3 = 0,466

+ Bánh lớn: y4 = 0,517

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: (Công thức 3-33, tr.51, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

+ Đối với bánh răng nhỏ:

 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng thẳng :

Bảng 2.4 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng thẳng

Đường kính vòng chia: d3= mn.Z3 (mm) 108

d4= mn Z4 (mm) 384Khoảng cách trục thực tế: A (mm) 244

Đường kính vòng đỉnh De3= d3+ 2mn (mm) 114

De 4= d4+2mn (mm) 390Đường kính vòng chân Di3= d3−2,5mn (mm) 100,5

Di4= d4−2,5mn (mm) 376,5

 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột :

- Ứng suất tiếp xúc cho phép: (Công thức 3-43, tr.53, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

+ Bánh nhỏ: [ σ ]txqt 3=2,5 [ σ ]Notx=2,5 572=1430 (N/mm2)+ Bánh lớn: [ σ ]txqt 4=2,5 [ σ ]Notx=2,5.494=1235 (N/mm2)

- Ứng suất uốn cho phép: (Công thức 3-46, tr.53, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

+ Bánh nhỏ: [ σ ]uqt 3=0,8 σch= 0,8 290=232 (N/mm2)+ Bánh lớn: [ σ ]uqt 4=0,8 σch=0,8 240=192 (N/mm2)

- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc: (Công thức 3-13 và 3-41, tr.45 và tr.53, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

số cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ (thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm sức uốn: (Công suất 3-40 và 3-42, tr.52 và tr.53, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 3])

IV Bánh răng thẳng cấp nhanh:

Thông số kỹ thuật cần thiết kế :

Ta chọn sơ bộ ban đầu như sau:

- Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa ( bảng 3-8, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

σbk= 580 N/mm2 , σch= 290 N/mm2, HB = 190

(phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100÷300 mm)

- Bánh lớn Thép 35 thường hóa (bảng 3-8,TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

σbk= 480 N/mm2, σch= 240 N/mm2, HB = 160

(phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 300÷500 mm)

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn (công thức 3-4, TLTK)

Ntđ2 = 60.u

2 max

i

M M

Mmax - momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến moomen xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn)

u:Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng

N của cả hai bánh đều bằng 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9,TLTK)

σ tx2 = [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ Notx2].k’

N =2,6.HB = 2,6.160 = 416 N/mm2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

σ tx1 = [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ Notx1].k’

N =2,6.HB = 2,6.190 = 494 N/mm2

=> Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là σ tx2 = 416 N/mm2

b Ứng suất uốn cho phép:

- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn (công thức 3-8,TLTK)

Ta thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 5.106 (trang 44, TLTK)

Hệ số chu kỳ ứng suất uốn:

- Hệ số tập trung ứng ở chân răng Kσ= 1,8

Vì ứng suất uốn thay đổi đổi chiều (khi răng làm việc hai mặt) nên để tính ứng suất uốn cho phép

ta dùng công thức 3-6, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1]

[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]u =

σ-1

nK σ k'' N

-Bánh nhỏ: [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]u1=

261∗11.5∗1.8 = 96.6 N/mm2

Nhưng vì điều kiện đồng trục nên A=244

4 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

- Vận tốc vòng được tính theo công thức 3-17,TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1]:

v =

2πD∗A∗n160∗1000(i+1 )=

- Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 100 ; cos β = 0,985

- Số răng bánh nhỏ Z1 =

Z t i+1=

7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

- Tính số răng tương đương (công thức 3-37, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

 -Bánh nhỏ: Ztđ1 =

1 3cos

Z

 =

35(0.985)3 = 37

 -Bánh lớn: Ztđ2 =

2 3cos

Z

 =

125(0.985)3 = 131

- Hệ số dạng răng (bảng 3-18, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

-Bánh nhỏ y1 = 0,464

-Bánh lớn y2 = 0,517

- Lấy hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải: θ ” = 1,5

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn (công thức 3-34, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

-Đối với bánh răng nhỏ:

= 8,3 N/mm2 < [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]u2 = 80 N/mm2

8 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép (công thức 3-43, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

Bánh nhỏ:[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]txqt1= 2,5.[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]Notx = 2,5.494 = 1235 N/mm2

Bánh lớn: [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]txqt2= 2,5.[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]Notx = 2,5.416 = 1235 N/mm2

- Ứng suất uốn cho phép (công thức 3-46, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1])

Bánh nhỏ:[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]uqt1= 0,8 σ ch = 0,8.290 = 232 N/mm2

Bánh lớn: [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]uqt2 = 0,8 σ ch = 0,8.240 = 192 N/mm2

- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc (công thức 3-14 và 3-41, TLTK)

6 3

' 2

- Kiểm nghiệm sức bền uốn: (công thức 3-42)

σ uqt= σ u.Kqt

σ uqt1= σ u1.2,2 = 20,24 N/mm2 < [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]uqt1

σ uqt2= σ u2.2,2= 18,26 N/mm2 < [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ σ ]uqt2

9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền ( bảng 3-2, TLTK):

Vì khoảng cách trục A đồng trục nên ta lấy A = 244

Đường kính vòng chia (vòng lăn):

10 Tính lực vòng tác dụng lên trục(bánh răng 1)(công thức 3-50, TL[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ 1]):

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr

1182,7.tg 20 o

- Lực dọc trục: Pa = P.tg =1182,7.tg10o15’= 208,5 N

CHƯƠNG III THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN – CHỌN Ổ - CHỌN

a Tính sơ bộ đường kính của trục:

Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức 7-2, tr.114, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ TKCTM]:

N – công suất truyền, (kW)

n – số vòng quay trong 1 phút của trục (vòng/phút)

- Đối với trục II:

- Đối với trục tang:

Để tính các kích thước chiều dài của trục, ta dựa vào hình 7.3, bảng 7-1, tr.118, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ TKCTM]

Bảng 3.1 Quan hệ kích thước giữa các yếu tố hộp giảm tốc:

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của

[Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ TKCTM]Khe hở giữa các chi tiết quay (ổ lăn) c = 10 (mm)

Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp Δ = 10 (mm)

Chiều rộng của ổ lăn

B = 21 (mm) Bảng 14P, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ TKCTM]Khoảng cách từ thành trong của vỏ hộp đến mặt bên của ổ

Bảng 7-1, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ TKCTM]

Chiều cao của nắp và đầu bulông l3 = 18 (mm)

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bn = 98 (mm)

Chiều rộng bánh răng cấp chậm bc = 73 (mm)

Chiều dài phần moayơ lắp với trục l5 = 1,5d = 52,5 (mm)

Theo hình 11.2, tr.306, [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ TKCTM] ta tính các khoảng cách như sau:

A = An + Ac = 244 + 244 = 488 (mm)Tính sơ bộ đường kính của nối trục (chỉ dựa vào moment xoắn)

Vậy, khớp nối và bánh xích không chạm vào nhau.

Sơ đồ các kích thước của hộp giảm tốc:

Hình 3.1 Sơ đồ các kích thước của hộp giảm tốc.

Hình 3.2 Sơ đồ phân bố lực của hộp giảm tốc

- Trục II:

Hình 3.3 Sơ đồ phân bố lực trên trục II

Pr1 = 437 (N) l = 69,8 (mm)

P1 = 1182,7 (N) a = 79,5 (mm)

Rx = 440 (N) a – Δ = 69,5 (mm)

Pa1 = 208,5 (N) d1 = 107 (mm)

- Tính phản lực tại các gối trục:

Lấy moment theo phương Y tại điểm B, ta có:

∑M By=R x (l+2 a−Δ)−R Ay (2 a−Δ)+P r 1 (a−Δ)+ P a1.d1

(RBy chọn theo chiều ngược lại)

Lấy moment theo phương X tại điểm B, ta có: