ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.. Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHEđược xác định như sau : NHE=60c∑T i/Tmax 3 .ti.ni Trong đó : c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Ti là

Phần I : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

ηk =1 Hiệu suất của khớp nối

ηbr =0.97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηx=0,96 Hiệu suất bộ truyền xchs để hở

ηol=0,993 Hiệu suất của cặp ổ lăn

ηot=0,98 Hiệu suất của cặp ổ trượt

⇒η = 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867

Pct – Công suất cần thiết trên trục động cơ

Với tải trọng thay đổi ta có :

β =

ck

t

t T T t T

Pct =

1000

63,0.7700

= 4.851(kw)

Pyc =

867,0

93,0.851,4

D_đường kính tang quay

Thay số ta được:

Từ các thông số tính toán ở trên tra bảng P1.3 /T237.

ta chọn đông cơ điện có các thông số sau :

Kí hiệu :4A132S6Y3Tốc độ : n = 968(v/ph)Công suất động cơ : Pđc=7,5kw

II.Phân phối tỷ số truyền :

uch=ndc/nct

thay số:uch= 27 , 34

4 35

968 =chọn ung=2,28

28 , 2

34 ,

27 =Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T2/43) với

n4= n3/ux= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph

2.Công suất trên các trục :

Trục III : P3=

ot x

Pct

η

η = 0 , 96 0 , 98

851 , 4

= 5,16(kw)

Trục II : P2=

br ol

P

η η

3

= 0,9935,16.0,97= 5,36(kw)

Trục I : P1=

br ol

=5,74(kw)

Trục động cơ:

P’dc=P1/nol.nk= 5 , 78

993 , 0

74 , 5

=

968

78 , 5 10 55 ,

=56629(Nmm)

T2 =

23 , 227

36 , 5 10 55 ,

= 225270(Nmm)

T3 =

58 , 80

16 , 5 10 55 ,

= 611541(Nmm)

Tct =

34 , 35

851 , 4 10 55 ,

b.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác địng theo công thức sau :

KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thường hoá đạt độ rắn HB 180…350 MPa , ta có :

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, ta có :

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE

được xác định như sau :

NHE=60c∑(T i/Tmax )3 ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục II ) ta có :

3 8 ,

3 8 ,

0 3 3

.968.19000 = 9,01.108

Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1

Với NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1

Vậy sơ bộ xác định được:

[σH]1 =

H

HL H

S

K 1

1 lim

0

σ

= 5601,1.1 = 509(MPa)

[σH]2 =

H

HL H

S

K 2

2 lim

0

σ

= 5301,1.1 = 481,8(MPa)Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

[σH]=

2

] [ ] [ σH 1+ σH 2

=

2

8 , 481

509 +

=495,4(MPa)

b.2.Ứng suất uốn cho phép :

Được xác định bởi công thức sau :

Trong đó :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt được tôi cải thiện

YS = 1,08 – 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

KXF là hệ số xét đến ảnh hương của kích thước bánh răng

Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1

⇒[σF] = σFlim/SF.

Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải

NFE được xác định như sau :

σFlim = σ0

Flim.KFL

Trong đó :

σ0 Flim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

KFL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng được xác định như sau :

KFL = 6 N FO /N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tương đương NFE được xác như sau :

NFE= 60.ci.∑(T i / Tmax )mF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có :

3 8 ,

S

K 1

1 lim

0

σ

= 4411,75.1 = 252(MPa)

[σF]2=

H

FL F

S

K 2

2 lim

0

σ

= 4141,75.1 = 236,57(MPa)Ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σH]max=2,8.σch2=2,8.450 = 1260(MPa)

[σF1]max=0,8.σch1=0,8.580 = 464(MPa) [σF2]max=0,8.σch2=0,8.450 = 360(MPa)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u12+1)

ba H

H

u

k T

Ψ

] [

12 2

1

σ

β

.Trong đó :

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răng tra theo bảng 6.5_I ta được ka = 43

⇒aω = 43(4,26+1)3

2 4 , 26 0 , 2 4

, 495

046 , 1 5 , 28314

32 cos 125

cos β= 0 , 84

125 2

) 20 85 ( 2

2

) ( 1+ 2 = + =

w

a

Z Z m

) 1 (

Ta có : αt=αtw=arctg(tgα/cosβ)

⇒ αt=αtw= arctg(tg20/cos32,860)=23,270.Vậy βb= arctg(tgβ.cos α

65 , 30 cos 2

∏

β.Với bw= Ψba.aw=0,2.125=25mm

⇒ εβ=

2 14 , 3

86 , 32 sin

α

ε =[ 1,88 – 3,2 1 + 2  ]

1 1

α

ε =1,413

⇒ Zε =

413 , 4

1

= 0,841Theo trên ta có KHβ = 1,046

KHα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng

Với v = 2,41m/s theo bảng 6.13 –I chọn cấp chính xác 9

Với cấp chính xac 9 , bánh răng nghiêng và v = 2,14m/s

Tra bảng 6.14 ta có KHα = 1,13

K

α β

υ

H H

d b H

w W

2

1 1

- 1

+

=Trong đó:

Chiều rộng vành răng:bw= Ψba.aw=0,2.125=25

u

a v

o H

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta được :

002 , 0

125

=1,91Vậy KHV=1+2.283141,91.47,5.1,62,046.25.1,13=1,034

⇒KH = KHβ.KHα.KHV =1,046.1,13.1.034 = 1,222.

⇒σH =

62 , 47

841 , 0 536 , 1 274

25 , 4 25

) 1 25 , 4 ( 222 , 1 5 , 28314

= 434,64(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=2,41m/s,cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25μm Do đó hệ số ảnh hưởng đến độ nhám ZR = 0,95 ;

Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng:

ZV=0,85.V0,1=0,85.2,410,1=0,9282

với da <700mm , KxH =1 do đó theo (6.1) và (6.1a) ta có :

[σH] =[σH].ZV.ZR.ZXH =495,4.0,95.0,9282 =436,84(MPa)

Như vậy σH <[σH] và [ ]

[ ]H

H H

σ

σ

σ −

=436,84436−,84434,63=0,005

→bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo (6.43)_ I :

F

m d b

Y Y Y K

.

2

1

1 1

ω ω

β ε

Tra bảng 6.7 và bằng phương pháp nội suy ta có KFβ=1,157

KFα:hệ số phân bố không đều tải trọng

Tra bảng 6.14 với v<5m/s cấp chính xác 9 ta có: KFα=1,37

KFV:hệ số tải trọng động

K

α β

υ

F F

d b F FV

K K T

w W

2

1 1

- 1

o F

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta được :

006 , 0

125

=5,725Vậy KFV=1+2.283145,725,5.47.1,137,62..251,157=1,076

76 , 42 25

76 , 3 765 , 0 707 , 0 415 , 1 5 , 28314 2

F F

Y

59,6576

,3

6,3.51,

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σH]max

σH = 434,63MPa

2 , 2 63 , 434 max =

Bộ truyền thoả mãn về điều kiện quá tải

g.Các thông số và kích thước bộ truyền :

Góc nghiêng của răng β = 32051’36’’

Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :

Theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho cấp chậm Như sau :

Bánh nhỏ và Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285

có σb=850 MPa , σch= 580 MPa

b.Xác định ứng suất cho phép :

b.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác địng theo công thức sau :

KXH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thường hoá đạt độ rắn HB 180…350 MPa , ta có :

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3=265 ; bánh lớn HB4=250 , ta có :

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục III ) ta có :

3 8 ,

.80,58.19000 = 7,5.107

.227,23.19000 = 2,12.108

Với NHE3 > NHO3 nên ta lấy KHL3= 1

Với NHE4 > NHO4 nên ta lấy KHL4= 1

Vậy sơ bộ xác định được:

[σH]3 =

H

HL H

S

K 3

3 lim

0

σ

=

1,1

1.600

= 545,45(MPa)

[σH]4 =

H

HL H

S

K 4

4 lim

0

σ

=

1,1

1.570

= 518,18(MPa)Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:

Trong đó :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt được tôi cải thiện

YS = 1,08 – 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

KXF là hệ số xét đến ảnh hương của kích thước bánh răng Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1 ⇒[σF] = σFlim/SF

Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải NFE được xác định như sau :

σFlim = σ0

Flim.KFL

Trong đó :

σ0 Flim là giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng

KFL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng được xác định như sau :

KFL = 6 N FO /N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tương đương NFE được xác như sau :

NFE= 60.ci.∑(T i / Tmax )mF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục III) ta có :

3 8 ,

S

K 3

3 lim

0

σ

= 4771,75.1 = 272,57(MPa)

[σF]4=

H

FL F

S

K 4

4 lim

0

σ

= 4501,75.1 = 257,14(MPa)Ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σH]max=2,8.σch=2,8.580 = 1624(MPa)

[σF3]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa) [σF4]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u23 + 1)

ba H

H

u

K T

ψ σ

β 23 2

2 ] [

Ψbd= 0,53 Ψba(u23+1) =0,53.0,4.(2,82 + 1) = 0,8098

kHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

kHβ = 1,021 ( tra theo bảng 6.7-I và bằng phương pháp nội suy ) ⇒aω = 49,5(2,82 + 1)3

2 2 , 82 0 , 4 18

, 518

021 , 1 225270

= 172,51(mm)

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)172,51 = 1,72–3,45Theo bảng 6.8 chọn m=2,5

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , ta có β = 00

Số răng bánh nhỏ : Z3= 2.( .cos1)

23 +

u m

aω β

=

) 1 82 , 2 ( 5 , 2

0 cos 51 , 172

Theo bảng 6.10a và bằng phương pháp nội suy ta tra được kx = 0,373

Do đó theo (6.24 ) hệ số giảm đỉnh răng :

σH= ZM.ZH.Zε. 2 2 ( 1 ) /( 2 )

ω

ω u d b u

4 3

1 1

K

α β

υ

H H

d b H HV

K K T

w W

2

1 2

- 3

+

=Trong đó:

Chiều rộng vành răng:bw= Ψba.aw=0,4.175=70

23

u

a v

o H

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta được :

006 , 0

175

=3,75Vậy KHV=1+2.2252703,75.91,.381,021.70.1=1,052

⇒KH = KHβ.KHα.KHV =1,052.1.1,021= 1,074.

σH = 274.191,693,38.0,848

83 , 2 70

) 1 83 , 2 ( 074 , 1 225270

= 401,77(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=1,09m/s,cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25μm Do đó hệ số ảnh hưởng đến độ nhám ZR = 0,95;

σ

σ

σ −

=421,87421−,87401,77=0,05

→bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc.

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ω ω

β ε

Tra bảng 6.7 và bằng phương pháp nội suy ta có KFβ=1,021

KFα:hệ số phân bố không đều tải trọng

Với bánh răng thẳng ta có: KFα=1

KFV:hệ số tải trọng động

K

α β

υ

F F

d b F FV

K K T

w W

2

1 2

. - 3

+

=Trong đó:

u

a v

o F

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta được :

016 , 0

υ =0,016.73.1,09.

83 , 2

, 2 38 , 91 70

294 , 3 765 , 0 707 , 0 23 , 1 225270

,3

478,3.8,61

Vậy σF3< [σF3] và σF4<[σF4]

Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên uốn

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σH]max

σH = 421,88MPa

2 , 2 88 , 421 max =

Bộ truyền thoả mãn về điều kiện quá tải

g.Các thông số và kích thước bộ truyền :

Theo công thức trong bảng 6.11 , ta tính đựoc :

⇒Thoả mãn điều kiện về bôi trơn

2.Thiết kế bộ truyền ngoài Bộ truyền xích

Tính lại tỷ số truyền của bộ truyền xích :

u ch

= 4,2725,.234,83 = 2,27Các thông số của bộ truyền :

P = P3 =5,16Kw

a.Chọn số răng đĩa xích :

Với u = 2,5 , theo bảng 5.4 ta chọn số răng đĩa xích như sau :

Ka hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích : Ka = 1( a = 40p )

Kđc hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích : Kđc=1

Kb hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn , lấy Kb=1

Kc hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Với bộ truyền làm việc 2

ca Kc=1,25

Kđ hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng

Với tải trọng va đập vừa Kđ=1,2

⇒K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kđ.Kc = 1,2.1.1.1.1.1,25 = 1,5

Thay các thông số trên vào công thức tính Pt ta được :

Pt = P.K.KZ.Ka = 5,16.1,5.1.0,62 = 4,80(kw)

Theo bảng 5.5 với n01=50(v/ph) , ta chọn loại xích 1 dãy có bước xích p = 31,75(mm) thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] =5,83(kw) và điều kiện p <

2

2 1 2

75 , 31 ) 25 57 ( 2

2 2 1 2

2 2

Z Z Z

Z X Z

25 57 2 2

57 25 122 2

57 25 122

df1= d1 - 2r = 253,32 – 2.9,62= 234,08(mm)

df2= d2 – 2r = 576,35-2.9,62=557,11(mm)

Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm)

Và d =19,05 ( bảng 5.2 )

2.3.Kiểm nghiệm xích về độ bền :

*Số lần va đập của xích trong 1 giây :

122 15

58 , 80 25

FV lực căng do lực li tâm sinh ra

FV = q.v2 với q là khối lượng 1 mét xích

Như vậy s > [s] , xích đảm bảo về quá tải

2.4.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích :

σH =

d

vd d t r

K A

E F K F K

Kđ hệ số tải trọng động , tra bảng 5.6 ⇒ Kđ = 1,2 (tải trọng va đập vừa)

Kr hệ số kể đến ảnh hưởng của răng đĩa xích :

Z1 = 25 ⇒Kr1 = 0,42

Z2 = 57 ⇒Kr2 = 0,226

E môđun đàn hồi của vật liệu E=2,1.105(MPa)

A diện tích chiếu của bản lề Bảng 5.12 ⇒với p =31,75 ta có A =

446(mm2)

Thay các thông số trên vào công thức ta có :

σH1 = 0,47

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

7 , 6 2 , 1 4840 ( 42 ,

σH2= 0,47

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

95 , 2 2 , 1 4840 ( 226 ,

3

=21,13mmĐường kính trục 1 được xác định dựa trên đường kính của trục động cơ

dđc Ta có :

d1 = (0,8 – 1,2)dđc = (0,8 – 1,2).38 = 30,4 – 45,6 (mm)

Ta chọn theo chiều dài tiêu chuẩn d1 = 40mm

♣.Đường kính trục 2 là trục trung gian chọn [τ 2]=15MPa:

d2sb ≥ 3

2

2 ] [ 2 ,

0 τ

T

T2_ momen xoắn tác dụng lên trục 2 (Nmm)

[τ 2]_ ứng suất cho phép (MPa)

d2sb ≥ 3

15 2 , 0

225270

= 42,18(mm)Chọn d2= 50mm

♣.Đường kính trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc chọn [τ 3]=18MPa :

d3sb ≥ 3

3

3 ] [ 2 ,

0 τ

T

= 3

18 2 , 0

611541

= 55,38(mm)Chọn d3sb = 60mm,

3.2.Xác định khoảng cách các điểm đặt lực và giữa các gối đỡ :

♣.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực :

Chiêu dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ

và khe hở cần thiết

♣.chiều rộng ổ lăn và các chiều dài mayer:

Sơ bộ chiều rộng ổ lăn:

♣.Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn :

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 =

10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm

Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn=18mm.

Dựa vào các công thức trong bảng 10.4 và hình 10.7 ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho trục hai rồi dựa vào kết cấu của hộp giảm tốc ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho các trục còn lại

=

62,47

5,28314

2

=1189,2(N)Với αtw=23,4270;β =32,860

427,23.2,

t1 13 t1

l

Fk.l l

F' l

Thay số:Fx1=

290

80 3 , 297 ) 65 225 (

2 ,

F F' l + l

=

290

) 65 225 (

43 ,

=613,43(N)(3) FY0=Fr1+ F’r1- FY1

=613,43.2-613,43=613,43(N)

Vẽ biểu đồ mô men xoắn và uốn:

Xét mô men uốn Mx:

=18290,84(Nmm)Xét mô men uốn MY:

Tại C có mô men xoắn tập trung

=28314,9(Nmm)Tại B có bước nhảy lên:M= MC=28314,9(Nmm)

Ta nhận thấy đường kính trục d=35mm,đường kính chân răng

d=42,62mm.giả sử chọn then có b×h=10×8

lúc đó:X=df-(d+h-t1)

⇒X=42,62-(35+8-5)=4,62mm<2,5.m=5(mm).

Nên ta chọn cách làm bánh răng liền trục

Do đó không cần lắp then chổ lắp bánh răng

Như vậy ta có đồ mô men như hình vẽ:

Tính mô men tương đương :Tại các mặt cắt nguy hiểm.

Tại A:

4

Mtd= 2 2 2

4

3

Z Y

3

Z Y

Mtd=94966(Nmm)

Tại 1: Mtd=0.Vậy tại 0 chịu mô men xoắn lớn

Tại bánh răng B chịu mô men xoắn lớn nhất

Tại trục nối A cũng chịu mô men xoắn

Vậy ta tính chính xác đường kính trục và chọn các then:

Dựa vào bảng 9(sách tập I TTTKHD ĐCK) ta chọn then như sau:

d tiết diện then chiều sâu rãnh(t1;t2)

t − ≤ [σd] (ứng suất cho phép )

b l d

T1: momen xoắn trên trục I T1 = 28314,5Nmm

lt : chiều dài then

T

t − = 25 56 ( 7 4 )

5 , 28314 2

− = 13,48MPa <[σd]

b l d

5 , 28314 2