Thuyết minh đồ án Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh

Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp nhanh

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

 Thời gian phục vụ, L (năm): 7 năm

 Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền dộng là những vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác một nền công nghiệp phát triển, không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy việc thiết kế, cải tiến và phát triển các hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất nước Hiểu biết nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên và kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò rất quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể cũng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như

Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, Và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan

về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn, Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện

kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết đối với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, mới bắt đầu làm quen với việc thiết kế Vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến nhận xét từ thầy và các bạn.

Sinh viên thực hiện

Nhóm 10

Phần I: XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

 Công suất trên trục công tác: Plv = 1000F V = 3000 1.451000 = 4,35 KW

 Công suất tính toán tương đương cho trục công tác:

η kn = 1: Hiệu suất khớp nối

η x = 0,93: Hiệu suất bộ truyền xích

η br = 0,97: Hiệu suất một cặp bánh răng

η ol = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn

Với: u h = 12: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (8÷40)

u x = 2,1: Tỷ số truyền của bộ truyền xích (2÷5)

⟹ u sb=u h u x = 12 2,1 = 25,2

 Số vòng quay trên trục sơ bộ: n sb= u sb n ct= 25.2 55,39 = 1396( ph v )

 Ta có: P ct = 5,1 KW; n sb = 1396 ( ph v )

 Tra bảng (P1.3) (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

 Ta chọn động cơ 4A112M4Y3 có các thông số sau:

Kiểu động cơ Công suất

1.4 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức

ct 100% = 55,4−55,3955,39 100% = 0,02%¿ 4% (kết quả đạt yêu cầu)

1.5.2 Công suất trên các trục

 Công suất trên trục công tác:

1.5.3 Momen xoắn trên các trục:

 Momen xoắn trên trục động cơ:

 Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục III:

P3= 4,72 (KW), với số vòng quay đĩa xích n3 = 118,5 (ph v )

 Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp dùng xích ống con lăn

2.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

 Theo bảng 5.4 (Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí*), với u = 2,14

 Số răng đĩa nhỏ z1= 29 – 2u = 29 – 2.2,14 = 24,72 .Ta chọn z1 = 25 răng

 Số răng đĩa lớn z2 = uz1 = 2,14.25 = 54 .Ta chọn z2 = 54 răng ¿ z max = 120.

k0 = 1: đường tâm của xích làm với phương ngang một góc ¿400

k a = 1: khoảng cách trục a = (30 ÷ 50)P c

k đc = 1: điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

k đ = 1,2: tải trọng động va đập nhẹ

k c = 1,25: làm việc hai ca một ngày

k bt = 1,3: môi trường có bụi chất lượng bôi trơn II

Theo bảng 5.5 tài liệu (*) với n01 = 200 (ph v ), chọn bô truyền xích một dãy có bước xích

P c = 31,75 mm thõa mãn điều kiện bền mòn:

P t ¿ [P] = 19,3 KWĐồng thời theo bảng 5.8, tài liệu (*) P c ¿ P max

Để xích không chịu lực căng qua lớn giảm a một lượng bằng

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích động gấy ra:

F0 = 9,81.k f.q.a = 9,81.4.3,8.1,266 = 188,78 N (với k f = 4 khi bộ truyền nằm ngang

nghiêng một góc ¿400 )

Do đó: s = k Q

đ F t+F o+F v = 1,2 3006,37+188,78+9,3788500 = 23,25Theo bảng 5.10 với n= 200 (ph v ), [s] = 8,5 Vậy s ¿ [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

k r = 0,42: hệ số ảnh hưởng đến số răng của đĩa xích (với z1 = 25)

k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)

E = 2 E1E2/(E1+E2) = 2,1.105 MPa: môđun đàn hồi

A = 262 mm2: diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12

k d = 1: xích một dãy

F vđ 1 = 13.10−7n1P3m = 13.10−7.118,5 31,753.1 = 4,93N: lực va đạp trên m dây xích

Để [σ H1]≥ σ H1=518,31 MPa Nhưvậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H2] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa1

k r = 0,42: hệ số ảnh hưởng đến số răng của đĩa xích (với z1 = 25)

k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)

E = 2 E1E2/(E1+E2) = 2,1.105 MPa: môđun đàn hồi

A = 262 mm2: diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12, tài liệu (*)

k d = 1: xích một dãy

F vđ 2 = 13.10−7n1P3m = 13.10−7.55,4 31,753.1 = 2,31N: lực va đạp trên m dây xích

Để [σ H2]≥ σ H2=518,12 MPa Nhưvậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H2] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2

2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục

 Theo (5.20) tài liệu (*), F r = k x F t = 3006, 37 1,15 = 3457,33 N

k x = 1,15: hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng một góc ¿400

F t = 3006, 37 N: lực vòng

 Lực căng do lực li tâm: F v = q v2 = 3,8 1,572 = 9,37 N

 Lực căng do trọng lượng nhánh xích động gấy ra:

F0 = 9,81.k f.q.a = 9,81.4.3,8.1,262 = 188,18 N (với k f = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc ¿400 )

2.1.6 Bảng thông số của bộ truyền xích.

Thông số kỹ thuật

 Thời gian phục vụ, L (năm): 7 năm

 Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

 Mômen xoắn trên trục dẫn: T = 34178,95 ( Nmm)

⟹ T1 = (T / 2) = 17089,48 ( Nmm): Bộ truyền bánh răng (cấp phân đôi)

 Bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)

 Số vòng quay trục dẫn: n2= 351,9 ( v / ph)

 Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 = 132978,12 ( Nmm)

2.2.1 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (tách đôi)

 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh lớn là HB2 = 230, khi đó:

 σ Hlim1 o = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa; σ Flim1 o = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa

 σ Hlim2 o = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; σ Flim2 o = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa

 Số chu kì làm việc cơ sở: Theo 6.5 tài liệu (*) N Ho = 30 HB2,4 do đó

 Ứng xuất tiếp xúc cho phép

Tính toán sơ bộ: Theo 6.1a tài liệu (*) ta có: [σ H] = σ Hlim o K S HL

H Với S H = 1,1

 [σ H 1] = σ Hlim1 o K S HL 1

H =560 1,11 = 509,09 Mpa

 [σ H 2] = σ Hlim1 o K HL 2

S H =530 1,11 = 481,82 MpaVới cấp nhanh ta sử dụng răng nghiêng, do đó theo 6.12 tài liệu (*)

[σ H] = [σ H 1]+[σ H 2]

2 = 509,09+ 481,822 = 495,46 Mpa < 1,25.[σ H 2]

 Ứng xuất uốn cho phép

Theo 6.2a với bộ truyền quay một chiều ta có K FC =1

K a = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5)

T1 = 17089,48: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động (cấp phân đôi), Nmm

[σ H] = 495,46: Ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa

u1 = 4,05: Tỷ số truyền

ψ ba = 0,4 (đối xứng 0,3 ÷ 0,5)

ψ bd = 0,53ψ ba(u ± 1) = 0,53.0,4.(4,05+¿1) = 1,07

K Hβ = 1,17: trị số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

(với ψ bd = 1,07 tra bảng 6.7 sơ đồ 3)

2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp

 Theo 6.17 tài liệu (*) m = (0,01 ÷ 0,02)a w = 1,25 ÷ 2,5 mm

 Theo bảng 6.8 tài liệu (*) ta chọn môđun pháp m = 2,5

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = (30 ÷ 400)

 Theo 6.18 tài liệu (*) số răng bánh nhỏ

 Z1 = 2 a m.(u +1) w .cos (β ) = 2.125 cos2,5.(4.05+1)(30 ÷ 400) = (15,16 ÷ 17,15) .Lấy Z1 = 17 (răng)

 Số răng bánh lớn: Z2 = u Z1 = 4,05.17 = 68,85 .Lấy Z2=¿69 (răng)

2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 tài liệu (*), ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

β b = arctag[cos(a t) tg(β )] = arctag[cos(230).tg(310)] = 290

a t = a tw = arctag[tag(α)/cos ⁡(β )] = arctag[tag(200)/cos ⁡(310

)] = 230 (với a tlà góc profin răng, a twlà góc ăn khớp)

 Z ε: hệ số kể đến sự trùng khớp răng: theo công thức 6.36c tài liệu (*)

 K H: hệ số tải trọng khi tiếp xúc, theo công thức 6.39 tài liệu (*) - K H = K Hα K Hβ K HV

 K Hβ = 1,17: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

 Theo 6.42 tài liệu (*), V H = δ H g0 v.√a w/u m = 0,002.73.3,73.√125/4,05 = 3,03

δ H = 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các thông số ăn khớp (tra bảng 6.15, TL (*))

g0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (tra bảng 6.16, tàiliệu (*))

 Theo 6.41 tài liệu (*):

 Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào 6.33, tài liệu (*) ta được:

σ H = Z M Z H Z ε √2 T1K H (u+1)

b w u d w 12

= 274.1,56.0,85.√2 17089,48 1,57 (4,05+1)

50 4,05 502 = 265,82 Mpa

 Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 3,73 (m / s ) < 5 (m / s ), Z v= 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác

về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 2,5…1,25 μmm, do đó Z R = 0,95; với d a <

700mm, K xH = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a, tài liệu (*) ta có:

[σ H]= [σ H]Z v Z R K xH = 495,46.1.0,95.1 = 470,7 Mpa

⟹Như vậy[σ H]> σ H, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn: σ F = 2T1K b F Y F 1 Y ε Y β

 Theo bảng 6.7 tài liệu (*), K Fβ = 1,35 (sơ đồ 3); theo bảng 6.14 tài liệu (*) v = 3,73

(m / s ) < 5 (m / s ) và cấp chính xác là 8, K Fα = 1,27; theo 6.47 tài liệu (*)

 v F = σ F g0v√a w/u = 0,006.73.3,73.√125/4,05 = 9,08

 Trong đó:

σ F = 0,006, theo bảng 6.15 tài liệu (*)

g0 = 73, theo bảng 6.16 tài liệu (*)

140 = 0,77: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Với m = 2,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,02; Y R = 1 (bánh răng phay); K xF = 1

(da < 400mm), do đó theo 6.2 và 6.2a tài liệu (*):

2.2.1.7 Kiểm nghiểm răng về quá tải

 Hệ số quá tải: K qt=¿T max/T = 1

 Theo 6.48 tài liệu (*) ứng xuất tiếp qua tải:

 σ Hmax = σ H √K qt = 265,82.√1 = 265,82 < [σ H]max = 1260 Mpa

 Theo 6.49 tài liệu (*):

 σ F 1 max = σ F 1. K qt = 27,46.1 = 27,46 Mpa < [σ F 1]max = 464 Mpa

 σ F 2 max = σ F 2. K qt = 25,62.1 = 25,62 Mpa < [σ F 2]max = 360 Mpa

2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

 σ Hlim1 o = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa; σ Flim1 o = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa

 σ Hlim2 o = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; σ Flim2 o = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa

 Số chu kì làm việc cơ sở: Theo 6.5 tài liệu (*) N Ho = 30 HB2,4 do đó

 N Ho 1 = 30 HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107

 N Ho 2 = 30 HB22,4 = 30.2302,4 = 1,39.107

 N Fo1 = N Fo2 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép khi thử uốn)

 Ứng xuất tiếp xúc cho phép

Tính toán sơ bộ: Theo 6.1a tài liệu (*) ta có: [σ H] = σ Hlim o K S HL

[σ H]’ = [σ H 2] = 481,82 Mpa

 Ứng xuất uốn cho phép

Theo 6.2a với bộ truyền quay một chiều ta có K FC =1

K a = 49,5: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5)

T2 = 132978,12: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm

[σ H] = 481,82: Ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa

u2 = 2,97: Tỷ số truyền

ψ ba = 0,4 (không đối xứng 0,25 ÷ 0,4)

ψ bd = 0,53ψ ba(u ± 1) = 0,53.0,4.(2,97+¿1) = 0.84

K Hβ = 1,02: trị số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng

(với ψ bd = 0,84 tra bảng 6.7 sơ đồ 7)

2.2.2.4 Xác định thông số ăn khớp

 Theo 6.17 tài liệu (*) m = (0,01 ÷ 0,02)a w = 1,6 ÷ 3,2 mm

 Theo bảng 6.8 tài liệu (*) ta chọn môđun pháp m = 2,5

 Theo 6.19 tài liệu (*) số răng bánh nhỏ

Z1 = 2 a w

m.(u+1) = 2,5.(2,97+1)2.160 = 32,24 Lấy Z1 = 32 (răng)

 Số răng bánh lớn: Z2 = u Z1 = 2,97.32 = 95,04 .Lấy Z2=¿95 (răng)

 Theo 6.23 tài liệu (*): k y = 1000 y / z t = 1000.0,5/(32+ 95) = 3,937

 Theo bảng 6.10a tài liệu (*) tra được k x = 0,118, do đó theo 6.24 tài liệu (*) hệ số

2.2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 tài liệu (*), ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

σ H = Z M Z H Z ε √2 T2K H (u+1 )

b w u d w 22

 K H: hệ số tải trọng khi tiếp xúc, theo công thức 6.39 tài liệu (*) - K H = K Hα K Hβ K HV

 K Hβ = 1,02: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

 Theo 6.42 tài liệu (*), V H = δ H g0 v.√a w/u m = 0,006.73.1,49.√160/2,97 = 4,79

δ H = 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các thông số ăn khớp (tra bảng 6.15, TL (*))

g0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (tra bảng 6.16, tàiliệu (*))

 Theo 6.41 tài liệu (*): Hệ số kể đến tải trọng động

K Hv = 1 + 2.T V H .b w d w 1

2 K Hα K Hβ = 1 + 2 132978,12 1,02 1,13 4,79 64 80,6 = 1,08

Bề rộng vành răng: b w = a w ψ ba = 160 0,4 = 64 mm

⟶Theo 6.39, tài liệu (*): K H = K Hα K Hβ K HV = 1,13 1,02 1,08 = 1,24

 Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào CT6.33, tài liệu (*) ta được:

σ H = Z M Z H Z ε √2 T2K H (u+1 )

b w u d w 12

= 274.1,72.0,87.√2 132978,12 1,24.(2,97 +1)

64 2,97 80,62 = 422,188 Mpa

 Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với v = 1,49 (m / s ), Z v= 1; với cấp chính xác động hoc là 9, chọn cấp chính xác về mức

tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R z = 10…40 μmm, do đó Z R = 0,95; với d a < 700mm,

K xH = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a, tài liệu (*) ta có:

[σ H]= [σ H]Z v Z R K xH =481,82.1.0,95.1 = 457,73 Mpa ⟹Như vậy[σ H]> σ H, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 Điều kiện bền uốn: σ F = 2T1K b F Y F 1 Y ε Y β

 Theo bảng 6.7 tài liệu (*), K Fβ = 1,03 (sơ đồ 7); theo bảng 6.14 tài liệu (*) v = 1,49

(m / s ) < 2,5 (m / s ) và cấp chính xác là 9, K Fα = 1,37; theo 6.47 tài liệu (*)

 v F = σ F g0v√a w/u = 0,016.73.1,49√160/2,97 = 12,77

 Trong đó:

σ F = 0,016, theo bảng 6.15 tài liệu (*)

g0 = 73, theo bảng 6.16 tài liệu (*)

140 = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Với m = 2,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,02; Y R = 1 (bánh răng phay); K xF = 1

(da < 400mm), do đó theo 6.2 và 6.2a tài liệu (*):

2.2.2.7 Kiểm nghiệm về quá tải

 Hệ số quá tải: K qt=¿T max/T = 1

 Theo 6.48 tài liệu (*) ứng xuất tiếp qua tải:

 σ Hmax = σ H √K qt = 422,188.√1 = 422,188 < [σ H]max = 1260 Mpa

 Theo 6.49 tài liệu (*):

 σ F 1 max = σ F 1. K qt = 72,05.1 = 72,05 Mpa < [σ F 1]max = 464 Mpa

 σ F 2 max = σ F 2. K qt = 69,49.1 = 69,49 Mpa < [σ F 2]max = 360 Mpa

2.2.2.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

Đường kính đáy răng d f d f 1 = 74,42 mm d f 2 = 233,16 mm

2.3 THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN

Thông số kỹ thuật:

2.3.1

Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600Mpa, ứng suất xoắn cho phép

Trục I: d1 = 30 mm b1 = 19 mmTrục II: d2 = 40 mm b2 = 23 mmTrục III: d3 = 55 mm b3 = 29 mm

T1 = 34178,95 Nmm P1 = 5,1 KW n1 = 1425 (v/p)

T2 = 132978,12 Nmm P2 = 4,9 KW n2 = 351,9 (v/p)

T3 = 380388,18 Nmm P3 = 4,72 KW n3 = 118,5 (v/p)

2.3.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 k1 = 10,5 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2 = 12 (mm): Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

 k3 = 15 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 h n = 20 (mm): Chiều cao nắp ổ và bulông

2.3.2.1 Trục II:

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng:

l m 22 = l m 24 = (1,2 ÷1,5 ).d sb = = (1,2 ÷1,5 ).40 = (48 ÷ 60)

Ta chọn l m 22 = l m 24=¿ 50 mm

 Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng:

 l m 23 = (1,2 ÷1,5 ).d sb = (1,2 ÷1,5 ).40 = (48 ÷ 60) Nhưng do bề rộng tối thiểu b w1 =

l12 = 0,5.(l m 12 + b1) + k3 + h n = 0,5.(50 + 19) + 15 + 20 = 70 mm

2.3.2.3 Trục III

Ta có: l31 = l21 = 258 mm

l32 = l23 = 129 mm

Chiều dài mayơ đĩa xích: l m 33 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).55 = 80 mm

Chiều dài mayo bánh răng trụ: l m 31 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (1,2 ÷ 1,5).55 = 75 mm

0

)

cos ⁡(310) = 338,51 NLực dọc trục : F Z 13=F Z 14=F Z 22=F Z 24 = 683,58 tg(310)= 410,74 N

 Cặp bánh răng cấp chậm:

Lực vòng: F X 23 = F X 32 = 2.(T2)

d w1 = 2.132978,1280,6 = 3299,71 NLực hướng tâm F Y 23 ¿F Y 32= F X 23 ⋅tg(a tw)