Thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM KHOA CNCK Độc lập – Tự do – Hạnh phúc -----o0o----- ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Họ và Tên: NGUYỄN THẾ CƯỜNG LỚP : Đ3-CĐT ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI G.V HƯỚNG DẪN : TẠ ĐÌNH XUÂN Nhận xét của giáo viên ……………………………………………………………………………………………………………….……………………………………………………………………………………………………………….……………………………………………………………………………………………………………….……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… PHẦN I : TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I) CHỌN ĐỘNG CƠ a) Xác định công suất của động cơ Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức Trong đó Pct=Fv1000(kw)= 3500x1,31000=4.55 (kw) Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k Trong đó : ηbr1 là hiệu suất bánh răng trụ nghiêng che kín η br2 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηbrc là hiệu suất của bánh răng trụ thẳng che kín ηbt3 là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt, để hở ηổ lăn là hiệu suất của một cặp ổ lăn ηk là hiệu suất nối trục k : là số cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1; η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1 Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 ≈0.894 Xác định β β = ==0.892 với : T1=T T2=0.7T t1 = 0.6tck t2 = 0.4tck vậy Pyc = = = 4.54 (KW) b) xác định vòng quay cơ sở - số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức η cs= usb.η ct trong đó η ct là số vòng quay trên trục công tác η ct =60 000 . v/( πD) = 60000 . 1,3 /(3,14 . 410) = 60,58 (v/p) . usb : là tỷ số truyền sơ bộ Với usb = Uh . Un (Uh =8…40) Vì hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp ta chọn Uh =15 và Un =2,2 Suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb= nlv.ut = 60,58 x15x2,2 =1999(v/p) theo bảng P3.1 phụ lục ([1]/Tr243) ta có thông số của động cơ K123M2 P=5,5 (kw) η= 85% m=73 (kg) n= 2900(v/p) =0,93 =2.2 II) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tính lại tỷ số truyền chung Uchung===47,87 Un =Uđai chọn Uđai =2,2 Tỷ số truyền chung cho cả hộp Uhộp ===21,75 Phân phối tỷ số truyền chung cho cả hộp Uhộp =U1.U2 U1 là cấp nhanh gần động cơ U2 là cấp chậm xa động cơ Tra bảng 3.1 [1] Với : U hộp=21,75 U1=5,69 U2= =3,649 Tính lại Uđai ===2,2 =>> tính được số vòng quay các trục -Trục I n1===908,6363(v/p) -Trục II n2===152,45(v/p) -Trục III n3=== 41,78(v/p) CÔNG SUẤT CÁC TRỤC Công suất được tính từ trục III trở về công suất trục III là: với =0,995 = 1 =0,99 Công suất trục II là: Công suất trục I là: Công suất trục động cơ là: TÍNH MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC Áp dụng công thức Trong đó :là công suất trên các trục : là số vòng quay trên các trục Từ đó suy ra: Mô men xoắn trục I là : Mô men xoắn trên trục II là : Mô men xoắn trên trục III là : Mô men trên truc công tác là : Mô men trên trục động cơ là : Tổng kết lại ta có bảng sau : TRỤC TRỊ SỐ Động cơ 1 2 3 Công tác U 2,2 U1=5,96 U2=3,649 Uk=1 P(kw) 5,13 4,87 4,74 4,619 \ N(v/p) 1999 908,6363 152,45 41,78 \ T(Nmm) 24,5. 51,18. 296,9. 1055,8. 717,27. PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI CHỌN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 1)Các thông số Công suất cần truyền +) Pdc=5,5(kw) +) n= 908,6363(v/p) Theo công thức 4.1 [1] đường kính kích thước của bánh đai nhỏ là: Trong đó T1(Nmm) là mô men xoắn trên trục bánh đai nhỏ (chính là mô mem của trục động cơ) = Chọn đường kính theo tiêu chuẩn d1=180(mm) +Vận tốc bánh đai nhỏ V bánh đai nhỏ= Đường kính bánh đai lớn: là hệ số trượt (0,010,02) là tỷ số truyền Theo bảng 4.21 [1] ta lấy trị số tiêu chuẩn của d2=400(mm) Tỷ số truyền thực tế Sai lệch tỷ số truyền Nhận xét: { theo ý a [1]/tr49} => ĐẠT YÊU CẦU Khoảng cách trục Theo công thức 4.3 [1] =(8701160)mm Lấy =1000(mm) Chọn chiều dài đai Theo 4.4[1] chiều dài đai được xác định = 2.1000+ i= Tính góc Ôm theo bảng 4.7[1] = = Vậy với =1000(mm) thỏa mãn yêu cầu Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai Theo 4.9[1] Theo bảng 4.8[1] tỷ số max nên dùng là đai vải cao su Do đó =>Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai có lớp lót thị số =4,5(mm) với số lớp là 3 Xác định Ứng suất có ích cho phép theo 4.10[1] -Ta có Cα Tra bảng 4.10[1] Với = => trị số ảnh hưởng góc ôm -Ta có Trị số ảnh hưởng vận tốc Áp dụng công thức =0,04 đối với đai vải , đai cao su -Ta có hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền ở đây vì truyền động thông thường -ta có Theo 4.11[1] (trong đó là chiều dày của đai) Với bộ truyền ta thiết kế ở đây là Với góc ứng suất ban đầu theo bảng 4.11[1] với => = 2,5 ,=10 =2,25(MPa) ứng suất có ích cho phép là 7)xác định chiều rộng bánh đai lớn theo công thức 4.8[1] Trong đó :lực vòng :hệ số tải trọng động :ứng suất có ích cho phép :chiều dày của đai b:chiều rộng của đai thay các giá trị vào công thức (1)ta có : Theo bảng 4.1[1] lấy trị tiêu chuẩn b=50(mm) chiều rộng bánh đai lớn =1,1.50+mm=mm Chọn B tiêu chuẩn B=70(mm) 8)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Theo 4.12[1] ta tính được lực căng ban đầu Theo 4.13[1] lực tác dụng lên trục Từ đó ta có bảng tính toán sau: Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai lớn B=70(mm) Chiều dài đai L=2922,7(mm) Tiết diện đai Lực tác dụng Loại đai (đai vải cao su) Chiều dày của đai =4,5mm Khoảng cách trục PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG Với các số liệu đầu vào là P1=4,87(Kw) n1=908,63(v/p) thời gian làm việc T=8 năm =8.24.300=54 600 h chọn vật liệu làm bánh răng (theo [2]) vật liệu làm bánh răng là vật liệu phải bền tránh hiện tượng tróc mỏi ,hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình làm việc do đó vật liệu thường làm bánh răng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lí theo yêu cầu của bộ truyền ta chọ vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng HB 350 căn cứ vào bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu làm răng như sau bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hóa sau khi gia công và có các thông số kỹ thuật sau: độ cứng HB1=170~210 giớ hạn bền giới hạn chảy kích thước S≤80(mm) theo thiết kế và dữ liệu đầu vào ta chọn thép có độ cứng cao nhất HB1=210 bánh răng lớn ta cũng chọn vật liệu thép như bánh răng nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc với vận tốc thấp hơn bánh nhỏ ,chịu va đập thấp hơn nên ta chọn HB2=190 giới hạn bền giới hạn chảy 2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng theo 6.1[1] Trong đó : : là hệ số an toàn :là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc :là hệ số xét đén vận tốc vòng :là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng :giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng trong tính toán thiết kế sơ bộ lấy =1 Vậy Theo bảng 6.2[1] :là hệ số an toàn ta chọn =1,1 :hệ số ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo 6.3[1] Trong đó (theo 6.5[1] là số chu kì cơ sở) 11 231 753,46 8 833 440,68 :là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng theo đề tài với bánh răng nghiêng Từ 6.7[1] :là mômen xoắn :số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục I) :tổng số giờ làm việc C:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy C=1 () Nhận xét: Khi tính lấy Ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh răng nhỏ : Bánh răng lớn : Theo 6.12[1] với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng b)Ứng suất uốn cho phép Theo 6.2[1] Trong đó: :là giới hạn bền mỏi uốn chu kỳ chịu tải NEF :hệ số an toàn khi tính về uốn =1,75 (do bề mặt răng thường hóa) :hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất trong đó m-môđun tính bằng (m) =1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng :hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn :hệ số ảnh hưởng khi đặt tải =1 Trong tính toán sơ bộ lấy =1 Theo 6.2[1] Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau : : là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức Mà chu kỳ cơ sở =4.106 xác định cho mọi loại thép Trong đó : C=1 là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :là mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét :số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục II) :tổng số giờ làm việc mF: bậc của đường cong mỏi mF=6 Bánh răng lớn trên trục II có =60.1.253,8.38400.=136,73. 106 =136,73. 106 >> =4.106 ==1 (=) Từ TÍNH CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH 3)Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng (cặp bánh răng I) Xác định khoảng cách trục Theo 6.15[1] ta có Trong đó =43 theo bảng 6.5[1] moomen trên bánh chủ động trục I (theo bảng 6.6[1]) là chiều rộng vành răng :hệ số chiều rộng răng =3,58 tỷ số truyền của cặp bánh răng đang xét : là hệ số kẻ đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc theo 6.16[1] Vì bánh răng ăn khớp ngoài Theo bảng 6.7[1] ứng với =0,485 thì (ứng với sơ đồ 3) Do vậy : Chọn =146 mm Chiều rộng vành răng là (mm) 4)Xác định thông số ăn khớp -xác định mô đun Theo 6.17[1] Với giá trị đó của m ta chọn m=2 để tính toán -tính số răng theo 6.31[1] Chọn =(răng chữ V hoặc bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi ) ==0,866 Chọn =27 răng -tính số răng Ta có =27.3,58=96,66 răng Chọn =96 răng Tỷ số truyền thực tế là = Tính lại góc ta có (theo 6.32[1]) = Tính lại khoảng cách trục theo là Theo 6.18[1] Chọn =146(mm) và không cần dịch chỉnh 5)KIỂM NGHIỆM a)về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn dk sau: Theo 6.33[1] Trong đó : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,trị số của tra bảng 6.5[1] ta được =274 hệ số ảnh hưởng kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Trong đó là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg= (theo 6.35[1]) với = == tg=cos.tg=0,587 =>= Thay số vào ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Vì >1 nên ta được theo 6.36c[1] Theo 6.38b[1] Ta có ==1,455 Tính hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (theo 6.39[1]) Do (6.40[1]) Với Theo bảng 6.13[1] có cấp chính xác động học là 9 Theo bảng 6.14[1] có =1,13;=1,05 (tính ở trên) (theo 6.41[1]) Trong đó (6.42[1]) Theo bảng 6.15[1] ta có =0,002 ; =73 Vậy : Suy ra Thay số liệu vào công thức 6.33[1] ta được : Để chính xác hơn ta tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức : Với V= 3,03(m/s) => =1 {vì v<5(m/s)} Cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác là 8 khi gia công đạt độ nhám do đó với d Suy ra : Cặp bánh răng đảm bảo về yêu cầu tiếp xúc b)về độ bền uốn cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn khi theo công thức 6.43 và 6.44[1] ta có (*) và (**) Trong đó : : là moomen trên bánh chủ động (Nmm) =51,18.103(Nmm) hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :là hệ số kể đến độ nghiêng của răng , : hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 nó phụ thuộc vào số răng tương đương Theo bảng 6.18[1] => =3,65 => =3,6 :hệ số tải trọng khi tính về uốn Với -: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn theo bảng 6.7[1] ta có : =1,135 với (sơ đồ 3) -:là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn theo bảng 6.14[1] ta có =1,375 với cấp chính xác là 9 và v=3,03(m/s) -: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Theo 6.46[1] ta có Trong đó : (6.47[1]) Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có =0,06 ;=73 (vì v=3,03<5m/s) Thay số vào ta được Vậy =1,135.1,375.1,083=1,69 Thay các giá trị vừa tính vào công thức(*)&(**) ta có : Và Sau khi tính toán ta có: Từ bảng ta kết luận đáp ứng đủ yêu cầu về độ bền uốn Từ tính toán ở trên ta tổng kết các thong số của bộ truyền cấp nhanh như sau Khoảng cách trục Mô đun pháp m=2 Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Số răng (răng)(răng) Góc nghiêng của răng Góc profin gốc Góc ăn khớp Đường kính chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Đường kính vòng lăn THIẾT KẾ CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM Các thong số đầu vào: 1)chọn vật liệu + bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt các thông số kỹ thuật sau HB=230….280 +bánh lớn ở trục III chọn vật liệu giống bánh nhỏ: 2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a) xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Trong đó : : là hệ số an toàn :hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc : hệ số xét đến vận tốc vòng :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ bộ =1 Vậy Trong đó : giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng theo bảng 6.2[1] ta có : Bánh nhỏ : 2.300+70=670(MPa) Bánh lớn :=2.270+70=510(MPa) :hệ số an toàn chọn =1,1 :hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo 6.3[1] :là số chu kỳ cơ sở xác định theo công thức 6.5[1] =30. : số chu kỳ thay đổi ứng suất trong của bánh răng thẳng ta có : Trong đó ,, lần lượt là mômen xoắn ,số vòng quay,tổng số thời giờ làm việc ở chế độ của bánh răng đang xét :số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy =1 Bánh lớn trục III ta có Thay số ta xác định được ứng suất cho phép: b)Ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức Trong đó :là giới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải :hệ số an toàn khi tính về uốn =1,75 do bề mặt răng thường hóa :là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất : hệ số xét đến độ nhám mặt lượn của chân răng : hệ số xét đến ảnh hưởng của kt bánh răng đến độ bền uốn : hệ số ảnh hưởng khi đặt tải lấy =1 Theo 6.2a[1] trong tính toán sơ bộ lấy Theo 6.2[1] ta có : Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau : là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức Mà chu kỳ cơ sở =4.106 xác định cho mọi loại thép Trong đó : :mômen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét : tổng số giờ làm việc ở chế độ i đang xét : số vòng quay mF: bậc của đường cong mỏi mF=6 Bánh răng lớn trên trục III có: Vậy : Thay vào công thức ta được : 3)Xác định các thông số bộ truyền bánh răng trụ thẳng a) khoảng cách trục Trong đó : =49,5 theo bảng 6.15[1] : là mô men xoắn trên bánh chủ động trục II theo bảng 6.6[1] : là hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.7[1] với =1,067 ứng với =1,03 (ứng với sơ đồ 7) Do vậy ta có Chọn 150(mm) Xác định thông số ăn khớp Chọn môdun Dựa vào Chọn m=2 để thuận lợi cho tính toán Tính số răng Dựa theo 3.31[1] ta có : (răng) Chọn =37 răng Tính số răng Ta có (răng) Vậy tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là: tính lại khoảng cách trục áp dụng công thức Vậy ta phải dịch chỉnh bánh răng để tăng khoảng cách trục từ 149 đến 150 (mm) mà quá trình ăn khớp vẫn được đảm bảo Hệ số dịch chỉnh tâm Y là : Hệ số ( theo 6.23[1]) Theo bảng 6.10a[1] với =6,71 thì =0,3 theo 6.24[1] Vậy tổng số dịch chỉnh là : Theo 6.25[1] Và các hệ số dịch chỉnh bánh 3 và 4 là : Theo 6.26[1] ta có : =-=0,778 Khi góc ăn khớp được xác định như sau : theo 6.27[1] Đường kính vòng lăn : Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn diều kiện sau: Trong đó : : hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu :hệ số kể đến hình dạng bề nặt tiếp xúc :hệ số xét đến sự trùng khớp của bánh răng :hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc : chiều rộng vành răng : đường kính vòng chia của bánh răng chủ động Ta đã biết Tính : ta có bảng 6.5[1] Tính : theo 6.34[1] ta có trong đó =21,02 ;=0 (vì bộ truyền răng thẳng) Tính Theo 6.36a[1] ta có Trong đó Vậy Tính (theo 6.39[1]) -Tính v: Vì vậy theo bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác động học là 9 Và theo bảng 6.14[1] ta có các thông số sau : =1,13;=1,05 Với Theo bảng 6.16[1] với cấp chính xác là 9 ta có =73 Theo bảng 6.15[1] với HB<350 ta có =0,006 Thay vào công thức : Vậy Thay số vào công thức tính : Suy ra < vậy răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiếp xúc cho phép , /// làm tiếp phần kiểm tra độ bền của răng//// PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA TRỤC Đường kính trục được xác định bởi công thức 10.9[1] =(15….30)Mpa ta chọn =15 Với T=51,18.103 Theo bảng 10.2[1] lấy đường kính các trục tiêu chuẩn như sau : =25(mm) ;=40(mm) ;=55(mm) Và qua đó ta xác định được gần đúng chiều rộng ổ lăn : Với =25(mm) => =40(mm) => =55(mm)=> Xác định tải trọng tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục chủ yếu là mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp Căn cứ vào sơ đồ lực bài ra ta có sơ đồ đặt lực chung lên các chi tiêt của hộp giảm tốc là : Lực tác dụng lên bánh răng ăn khớp gồm 3 thành phần Ft: lực vòng Fa:lực dọc trục Fr: lực hướng tâm Các giá trị lực được xác định như sau 10.1[1] = 0 vì trên bộ truyền răng thẳng =0 Lực tác dụng do căng đai ( tính ở bộ truyền đai) Tra bảng 16.10a[2] ứng với T3=526,3.103 => D0=130 D0 là đường kính vòng đi qua tâm chốt Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điêm đặt lực +) TRỤC II Xác định khoảng cách từ trục trung gian theo bảng 10.4[2] L22=0,5(Lm22+b0)+K1+K2 L23=L22+0,5(Lm22+Lm23)+K1 L24=2L23-L22 L21=2L23 Trong đó các chiều dài may ơ ở bánh răng lắp trên trục II Lm22=Lm24=(1,21,5)d2 (10.10) (chiều dài may ơ của ct quay thứ 2 trên trục II ) Lm22=Lm24=(1,21,5).40=(4860) mm Chọn Lm22=54(mm) Chiều dài may ơ ở khớp nối theo 6.10.3[1] Lmk=1,6d3=1,6.55=88(mm) Chọn K1=10(mm) là khoảng cách từ mặt phẳng cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc K2=10(mm) là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc K3=15 là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến bu lông Hn=15 là chiều cao từ nắp ổ đến đầu bu lông Do đó ta có : L22=0,5(54+23)+10+10=58,5(mm) L23=58,5+0,5(54+54)+10=122,5(mm) L24=2.122,5-58,5=186,5(mm) L21=2.122,5=245(mm) +) TRỤC III L32=L23=122,5(mm) L31=L21=245(mm) L33=2L32+Lc33( khoảng cách từ ct số 3 đến gối 0) Mà Lc33=0,5(Lm33+b0)+K3+hn (10.14) =0,5(88+29)+15+15=88,5(mm) L33=245+88,5=333,5(mm) +) TRỤC I L11=L21=245(mm) L13=L22=58,5(mm) L14=L24=186,5(mm) L12=0,5(b0+Lm12)+K3+hn=0,5(17+35)+15+15=56(mm) XÁC ĐỊNH CÁC THÀNH PHẦN PHẢN LỰC VÀ BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRỤC I Chọn hệ trục tọa độ OXYZ như hình vẽ : Để xác định các lực thành phần trên gối tựa FLxvà FLy ta xét sự cân bằng và mô men trong mặt phẳng XOY và YOZ giá trị như sau : Fx13=Fx14=Ft1=1605,6(N) Fy13=Fy14=-Fr1=-823,16(N) Fz13=-Fz14=Fa1=Fa2=1026,82(N) Xét mặt phẳng XOZ ( đối với gối 0) Thay số ta có : Mặt khác ta có : FLx10= -Fx13 –FLx14 -FLx11=-1605,6-1605,6-(-1605,6)=1605,6(N) Xét mặt phẳng YOZ : Thay số ta có : Mặt khác : Mô mem xoắn Từ đây ta có biểu đồ mô men vẽ lại như sau : Xét Mx : Dùng 3 mặt cắt (1-1);(2-2);(3-3) Mx(1-1)=-Fy12.L12=-805.56=-45080(N) Mx(2-2)=-Fy12(L12+L13)+FLy10.L13+Mx13 =-805(56+58,5)+3045.58,5+32904=118864(N) Mx(3-3) –Mx14 –FLy11.58,5=0 Mx(3-3)=1605,6+(-639,16.58,5)=-35785(Nmm) Xét My: My(2-2) –FLX10.58,5=0 My(2-2)= -1605,6.58,5= -93927(Nmm) My(3-3)= FLX11.58,5=93927(Nmm) // biểu đồ mô men trục I Trục II trục trung gian chọn tọa độ như hình vẽ : Để xác định các thành phần lực trên các gối tựa 0 và 1 ta xét sự cân bằng lực và mô men trong mặt phặng XOZ và YOZ Fx22=Fx24=1605,6(N) Fy22=Fy24=823,16(N) Fx23= -4801,8(N) Fy23=-1845,16