bài tập lớn chi tiết máy pptx

I Thiết Kế Máy
1.1 Xác định công suất động cơ,
- Công suất tính toán
P
t
=
Trong đó: F : lực căng băng tải (N)
V: vận tốc của băng tải(m/s)
- Công suất cần thiết
P
ct
=β
Trong đó: P
ct
công suất cần thiết(kw)
β hệ số phân bố tải trọng không đều
β=
=
η hiệu suất của hệ dẫn động
η=η
đ
.η
brc
.η
brt
.η
m
ol
.η
k

trong đó: η
đ
hiệu suất bộ truyền đai
η
brc
hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
η
brt
hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
η
ol
hiệu suất cặp ổ lăn
η
k
hiệu suấ
t đàn hồi
m số cặp ổ lăn => m=2
dựa vào: bảng 2.3 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ (tttk hdđck tập 1)
 η
đ
=0,96; η
brc
=0,96;η
ol
=0,994; η
k
=1
 η=0,96.0,96.0,994
2
.1=0,91

 P
ct
=0,88. =2,44(Kw)
1.2 Xác định sơ bộ vòng quay của động cơ
u
sb
=u
đ
.u
h
Dựa vào: bảng 2.4: tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ u
đ
tỉ số
truyền ngoài => chọn U
đ
=3 (truyền động đai dẹt thường)
u
h
tỉ số truyền của hộp giảm tốc một cấp => chọn u
h
=3
 u
sb
=4.4=16
 Số vòng quay sơ của động cơ
n
sb
=n
lv.
u

sb
Trong đó: n
lv
số vòng quay của trục công tác
n
lv
= 60000 =60000 =30 v/p
CHỌN n
lv
=44v/p
 n
sb
= 44.16=704 v/p
 chọn số vòng đồng bộ cho động cơ là n
đb
=750v/p
1.3 Chọn động cơ
Chọn động cơ phải thỏa mãn sơ đồ sau
P
đc
>P
ct
ta có P
ct
=2,44 (Kw)
n
dc
≈ n
sb
ta có n

sb
= 704(v/p)
> ta có =1,65 (hệ số quá tải)
Dựa vào; bảng P1.3 ta chọn động cơ 4A
Kiểu động cơ: 4A132S8Y3
Công suất : P
đc
=4(Kw)
Số vòng quay: n
đc
=710v/p
Hệ số quá tải :
BẢNG p1.7 Khối lượng : m=77kg
Dự vào: bảng P1.4 kích thước động cơ 4A
 d=38mm
Tính chính xác lại tỉ số truyền của hộp giảm tốc
u
h
= = =4,03
VẬY Uh = U1 = 4,03
II Xác định các thông số trên trục
3,1 Công suất trên các trục
• Trục công tác
P
t
=
• Trục 2
P
2
=

• Trục 1
P
1
=
• Trục động cơ
P
đc
=
3,2 Số vòng quay trên các trục
• Số vòng quay động cơ
n
dc
=710v/p
• Số vòng quay trên trục 1
n
1
=
• Số vòng quay trên trục 2
n
2
=
• Số vòng quay trên trục công tác
n
ct
=n
2
=44 v/p
3,3 Momen xoắn trên các trục
Áp dụng công thức
T

i
=9,55.10
6
N,mm
• Momen xoắn trên trục động cơ
T
đc
= N.mm
• Momen xoắn trên trục 1
T
1
= N.mm
• Momen xoắn trên trục 2
T
3
= N.mm
• Momen xoắn trên trục công tác
T
ct
= N.mm
Bảng: Tổng kết chọ động cơ
Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác
Công
suất
(Kw)
2,79 2,66 2,54 2,52
Tỉ số
Truyền
4 4,03
Số vòng

quay
(v/p)
710 178 44
Momen
xoắn
N,mm
3,8.10
4
14,3.10
4
55,1.10
4
54,7.10
4
A TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
1,1 Chọn vật liệu
Đảm bảo các tinh năng yêu cầu của chi tiết máy: bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ
ẩm và sự thay đổi nhiệt độ, sử dụng rộng rãi.
Ta chọn: vải cao su
P
dc
=2,79(Kw)
n
đc
=710 (v/p)
u
đ
=4
 T

đ
=9,55.10
6
. =9,55.10
6
. =3,8.10
4
N.mm
1,2 Xác định các thông số bộ truyền đai
- Đường kính bánh đai nhỏ,
d
1
=(5,2 6,4) (5,2 6,4) =(175 215) mm
bảng 4.13(tttk hdđck)
 theo tiêu chuẩn ta lấy =>d
1
=200mm
- đường kính bánh lớn
d
2
=d
1
U
đ
(1- )
hệ số trượt => ta lấy =0,01
 d
2
=200.4.0,99= 792 (mm)
 theo tiêu chuẩn => d

2
=800 mm
- tỉ số truyền thực
u
th
= =4
- Kiểm tra tỉ số truyền
= %(t/m)
- Khoảng cách trục
a (1,5 2)
ta có: động cơ quay với tốc độ n
đc
=710 v/p (quay TRUNG BÌNH)
 a = 1,5(d
1
+d
2
)
= 1,5(200+ 800)
= 1500 mm
- Chiều dài đai
L= 2.a +
= 2.1500 + 4630mm
Tăng chiều dài đai 100 400 mm để nối đai khâu
Đai dẹt ta chọn L= 5000 mm
v= = =7,43 m/s
- Hệ số tuổi thọ
i = < (t/m)
 tính lại khoảng cách trục a
a=

=
= 1688 mm
 Góc ôm
= 180
0
–(d
2
– d
1
)
= 180
0
–(800

– 200) = 160
0
> 150
0
<t/m>
- Xác số dây đai
Z =
Trong đó: P
ct
Công suất cần thiết (Kw)
[P
0
] Công suất cần thiết(Kw)
Dựa bảng 4.19 tttk-hdđck
l
0

=3750< l =5000 mm
v=7,43 m/s
d
1
= 200 mm
 [P
0
] = 2,73 Kw
K
đ
hệ số tải trọng động : bảng 4.7 tttk hdđck
 k
đ
=1,1
C Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm 160
0
:
bảng 4.15
=> = 0,95
C
l
Hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai :
bảng 4.16 l/ l
0
=1,33 =>C
l
=1,07
C
u
hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

Bảng 4,17 U
đ
=4 => C
u
=1,14
C
Z
hệ số kể đến sự ảnh hưởng sự phân phối không đều tải trọng cho các
dây đai
Bảng 4,18 giả sử Z=1 => C
z
=1
 số dây đai
Z =
Z =
 Z=0,97
 Chọn số dây đai cho bộ truyền ngoài là Z=1
- Xác định chiều dày – chiều rộng của đaiЪ
F
t
=1000 =375,5 N
Mặt khác theo bảng 4.8 tttk hdđck
Ta có = ( nên dùng)
 chiếu dày đai = 5 chọn =5
dựa vào bảng 4.6 tttk hdđck
chọn đai vải cao su Ъ – 800 không có lớp lót, số lớp 4
- Ứng suất cho phép

- Trong đó ứng suất có ích cho phép bộ truyền đai b4.9
Khi d

1
=200 mm = 5 => Số lớp 4 => chiều cao h= 4,5
d
1
/h = 44.44 => = 2,25 MPa

0
=1,6 MPa góc nghiêng < 75
0
- C
b
hệ số xét đến sự phân bố bộ truyền đai và cách căng đai
B4.12 tttk hdđck Có = 75
0
<80
0
Chọn C
b
=0,9
- C hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm
B 4.10 tttk hdđck =160
0
chọn C =0,97
- C
v
hệ số ảnh hưởng của vận tốc
B4.11 tttk hdđck v=7,43 m/s => C
v
=1,03
=> =1,44MPa

b = = =57,4 mm ϵ[ 20 250]
b4.1 tttk hdđck ta chọn chiều rộng đai b=63 mm
- chiều rộng bánh đai mắc bình thường
B =1,1b+ (10 15)
= 1,1.63+(10 15)
= (79,3 84,3) mm
B 4,1 Chọn chiều rộng đai theo tiêu chuẩn
B= 80mm
- Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- lực căng ban đầu
F
0
=
0
. .b
= 1,6. 5.63= 504 N
- lực tác dụng lên trục
F
r
=2F
0
sin( /2)= 2. 504.sin(160
0
/2)
= 992,69 N

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN NGOÀI ( ĐAI DẸT)
stt Thông số Ký hiệu Số liệu
1 Đường kính bánh đai nhỏ
mm

d
1

200
2 Đường kính bánh đai lớn
mm
d
2

800
3 Chiều rộng bánh đai
mm
B

80
4 Chiều rộng đai
mm
b

63
5 Chiều dài đai
mm
L

5000
6 Khoảng cách trục
mm
a
1688
7 Tiết diện đai

mm
b.
63.5
8 Số dây đai
Z 1
9 ứng suất cho phép
Mpa

1,44
1
0
Lực tác dụng lên trục
N
F
r
992,69
II Thiết kế trong hộp giảm tốc,
1. Chọn vật liệu
a. Bánh răng côn
Bánh chủ động
Thép C
45
tôi cải thiện
HB= 210; =600Mpa; = 340 Mpa,
Bánh bị động
Thép C
45
tôi cải thiện
HB=190; =600Mpa; =340Mpa
2.Xác định ứng suất cho phép

• Ứng suất tiếp xúc cho phép

• Ứng suất uốn cho phép

Trong đó:
- Z
R
: Hế số xét đến độ nhám mặt răng làm việc,
- Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng,
- K
xH
: Hế số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,
- Y
R
: Hế số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng,
- Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất,
- K
xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn,
Tính thiết kế sơ bộ chọn : Z
R
.Z
V
.K
xH
= 1

=>
Tính toán thiết kế sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xH
= 1 và K
FC
= 1 (do tải đặt 1 phía),
=> =
Trong đó:
- Ứng suất tiếp cho phép với số chu kỳ cơ sở
- Ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở,
Dựa vào bảng 6,2 C
50
,C
45
với vật liệu ta có
= 2HB+70 Mpa
= 1,8HB Mpa
• Bộ truyền bánh răng côn
Bánh nhỏ
= 2.210+70 = 490Mpa
= 1,8.210= 378 Mpa
Bánh lớn
= 2.190+70 = 450Mpa
= 1,8.190 = 342 Mpa
- S
H,

S
F
hệ số an toàn của ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn,
Dựa vào bảng 6.2
S
H
=1,1
S
F
=1,75
- K
FC
hệ số ảnh hưởng đặt tải => tải đặt một phía K
FC
=1
- K
HL
, K
FL
hệ số tuổi thọ
K
HL
= ;
K
FL
= ;
Trong đó: m
H
, m
F

bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc, uốn,
HB 350 thì m
H
=6
m
F
=6
- N
HO
số chu kỳ thay đổi ứng suất công suất khi thử về tiếp xúc
N
HO
=30 . HB
2,4
Bộ truyền bánh răng côn :
Bánh nhỏ : N
HO1
=30 . HB
1
2,4
= 30.210
2,4
= 1,1.10
7
Bánh lớn : N
HO2
=30 . HB
2
2,4
= 30.190

2,4
= 0,9.10
7
- N
FO
: Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn, với tất cả các loại thép
thì : N
FO
= 4.10
6
,
- N
HE
,N
FE
số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương,

N
FE
= 60,c,n
i
, t
i
(T
i
/T
1
)
m
F

,t
i/
t
ck
- T
i
: mômen xoắn ở chế độ i đang xét,
- T
max
: là mômen xoắn cực đại (T
max
= T
1
),
- n
i
: số vòng quay ở chế độ i đang xét,
- t
i
tổng thời gian phục vụ chế độ i đang xét
- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay
 Trong bộ truyền bánh răng côn :
- Bánh nhỏ : n
1
= 178 (v/p)
N
HE1
= 60.1.178.11000,(1
3
. + 0,82

3
. ) = 85,1 . 10
6
N
FE1
= 60.1.178.11000.(1
6
. + 0,82
6
. ) = 71,3.10
6
- Bánh lớn :
N
HE2
= = = 21,3.10
6
N
FE2
= = = 17,8.10
6
 Trong bộ truyền bánh răng côn :
 N
HE1
> N
HO1
=> lấy K
HL1
= 1,
 N
HE2

> N
HO2
=> lấy K
HL2
= 1,
 N
FE1
> N
FO1
=> lấy K
FL1
= 1,
 N
FE2
> N
FO2
=> lấy K
FL2
= 1,
 Bộ truyền bánh răng côn :
[σ
H1
] = = = 445,45 (MPa),
[σ
F1
] = K
FC1
= .1= 216 (MPa),
[σ
H2

] = = = 409.1 (MPa),
[σ
F2
] = K
FC2
= .1= 195,4 (MPa),
 Ứng suất tiếp xúc cho phép là : [σ
H
] = [σ
H2
] = 409,1 (MPa)
 Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải :
[σ
H1
]
max
= 2,8.σ
ch1
= 2,8.340 = 952 (MPa)
[σ
H2
]
max2
= 2,8.σ
ch2
=2,8.340 = 952 (MPa),
 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[σ
F1
]

max
= 0,8. σ
ch1
= 0,8.340 = 272 (MPa)
[σ
F2
]
max
= 0,8. σ
ch2
= 0,8.340 = 272 (MPa),
3. Bánh răng côn
Thông số u
brc
=4,03 , P
1
= 2,66Kw, n
1
=178 v/p, T
1
= 14,3.10
4
N,mm
3.1 Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính ngoài
R
e
= K
R
.
d

e
=K
d
.
Trong đó
- K
R
=0,5K
d
hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Có bánh răng côn thẳng làm từ thép => K
d
=100 Mpa
1/3
 K
R
= 50 Mpa
1/3

- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng côn
Dựa bảng 6,21 trục lắp trên ổ đũa => = 1,18 (dựa vào )
- hệ số chiều rộng vành răng => = 0,25 (vì u=5>3)
Vậy
R
e
= 50. =230,72 mm
Chon R
e
=210 mm
d

e1
= =101 mm
3.2 Xác định các thông số ăn khớp
ta có: d
e1
= 101 mm
u= 4,03
dựa vào bảng 6.22 bánh răng côn thẳng
 Z
1p
= 16 răng
- Độ rắn mặt răng H
1
và H
2
350 HB
 Z
1
=1,6Z
1p
=1,6.16=25,6
 Chọn Z
1
= 30 răng
- Đường kính trung bình d
ml
và modun trung bình

m
tm

 d
ml
= (1- 0,5 K
be
)d
e1
= (1- 0,5.0,25)101 =88,4 mm
 m
tm
= = = 2,93mm
- Xác định modun
Bánh răng côn thẳng
m
te
=
= =3,35 mm
Bảng 6.8 Chọn m
te
= 3,5 mm
m
tm
= m
te
(1- 0,5.K
be
)
= 3,5(1- 0,5.0,25)
= 3,06 mm
Tính lai Z
1

 Z
1
= răng
 Chọn Z
1
= 33 răng
Số răng lớn
Z
2
= uZ
1
= 4,03. 33= 133 răng
=> chọn Z
2
= 133 răng
Tỉ số truyền
u
m
=
Góc côn chia
= arctg = arctg =13,93
0
= 13
0
56
0
= 90
0
- =90
0

- 13
0
56
0
= 76
0
4
0
- Xác định hệ số dich chỉnh
Z
1
=30<33 răng
Khắc phục hiện tượng cắt chân răng, nâng độ bền tiếp xúc, độ bền uốn, khả năng
chịu mài mòn của răng.
Hệ số dịch chỉnh
X
1
=X
n1
=2(1- 1/u
2
)
Theo bảng 6.20 tttk hdđck chọn hệ dịch chỉnh đều
Chọn X
1
=0,33 => Z
2
=-0.33 với Z
1
=33 răng, u

m
=4,03
- Đường kính trung bình bánh nhỏ,
d
ml
= Z
1
m
tm
= 33.3,06= 100,98 mm
- Chiều dài côn ngoài
R
e
=0,5 m
te
=

0,5.3,5 =239 mm
3.3 kiểm nghiệm độ bền của bánh răng côn
3.3.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bánh răng côn

Trong đó:
+ Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu, bánh răng ăn khớp thép-thép, Tra bảng
(6,5) ta có : Z
M
= 274 MPa
1/3
,

+ Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng, bề mặt tiếp xúc,
Tra bảng (6,12) ta có : Z
H
= 1,76,
+ Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Theo công thức (6,59a) bánh côn
răng thẳng: Z
ε
= = 0,87
Trong đó: β = 0 => ε
α
= 1,88- 3,2
= 1,88 – 3,2 = 1,76
+ K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc,
Theo công thức (6,61) : K
H
= K
Hβ
,K
Hα
,K
HV
Trong đó:
K
Hβ

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên chiều rộng
vành răng, Tra bảng (6,21) ta được : K
Hβ
= 1,18,
K
Hα
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, bánh côn răng thẳng : K
Hα
=1,
K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp,
K
HV
= 1 + v
H
,b,d
m1
/(2,T
1
,K
Hβ
,K
Hα
)
Trong đó :
Vận tốc vòng:
v = π.d
m1

.n
1
/60.1000 = 3,14.100,98.178/60.1000 = 0,94< 1,5 (m/s),
Tra bảng (6,13) chọn cấp chính xác 9,
Tra bảng (6,15) : δ
H
= 0,006 (răng thẳng không vát đầu răng),
Tra bảng (6,16) với cấp chình xác là 9 ta được : g
0
= 82,
Theo công thức (6,64) ta được:
v
H
= δ
H
. g
0
,v, = 0,006.82.0,94. = 5,19 (m/s)
b : chiều rộng vành răng:
b= 0,25.R
e
=0,25.239=59,75 mm
Từ công thức (6,63) : K
HV
= 1 + v
H
.b.d
m1
/(2.T
1

. K
Hβ
. K
Hα
)
= 1 + 5,19.82.130/(2.143000.1,18.1) = 1,27
Do đó : K
H
= 1,18.1.1,24 = 1,46
Thay các giá trị vào công thức ta được:
σ
H
= 274.1,76.0,87. = 400,5 (MPa),
[σ
H
] = [σ
H2
] = 409,1 (MPa)
Δ σ
H
= = 0,978 < 4%
Tính lại chiều rộng bánh răng
b
w
=K
be
.R
e
=0,25.239=59 mm
3.3.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Trong đó:
+ T
1
= 143000 N,mm : momen xoắn trục chủ động,
+ m
tm
= 3,5 mm : modul pháp trung bình,
+ b = 59,75 mm : chiều rộng vành răng,
+ Y
β
: hệ số kể đến góc nghiêng của răng, Y
β
= 1 (răng thẳng),
+ với ε
α
= 1,73 => Y
ε
= 1/ ε
α
= 0,58,
+ Y
F1
: hệ số dạng răng, Tra bảng (6,18)tttk hdđck ta có:
Y
F1
= 3,53 ; Y
F2
= 3,92 (với x
1

= 0,39),
+ K
F
= hệ số tải trọng khi tính về uốn,
K
F
= K
Fβ
, K
Fα
,K
FV
K
Fβ
: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng lên chiều rộng vành răng.
B6.21 K
Fβ
= 1,35
K
Fα
: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, tra bảng (6.14) ta được : K
Fα
= 1,22.
K
FV
: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,
K
F
ν

=1+ν
F
.b.d
m1
/(2.T
1
.K
F
β
K
F
α
)
Theo (6,64):
Trong đó: δ
F
= 0,016 bảng (6,15)
g
0
= 56 bảng (6,16)ss
=> v
F
= 0,016.56.0,94 = 9,5 (m/s)
Do đó :
K
FV
= 1 + 9,5.59,75.100,98/(2.143000.1,22.1,35) = 1,12
 K
F
= 1,22.1,35.1,12 = 1,84

Thay các giá trị vào công thức ta được :
σ
F1
= = 67,7 (MPa) < [σ
F1
]


σ
F2
= σ
F1
. = 67,7. = 70,6 (MPa) < [σ
F2
]
 như vậy : điều kiện bền uốn được đảm bảo,
3.3.3 kiểm nghiệm quá tải
Theo (6,48) với hệ sô quá tải : K
qt
= 1,85
σ
Hmax
= σ
H
. = 400,5. =445,5 (MPa) < [σ
H
]
max
Theo (6,49) : σ
F1max

= σ
F1
.K
qt
= 67,7.1,85 = 125,2 (Mpa) < [σ
F1
]
σ
F2max
= σ
F2
.K
qt
= 70,6.1,85 = 130,61 (MPa) < [σ
F2
]
 thỏa mãn điều kiện về quá tải
3.4 Các thông số và kích thước bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 239 (mm)
Modul vòng ngoài m
te
= 3,5 (mm)
Chiều rộng vành rang b = 59,75 (mm)
Tỷ số truyền U
m
= 3,06
Góc nghiêng của răng β = 0
0

Số răng bánh rang Z
1
= 33 (răng) Z
2
= 133 (răng)
Hệ số dịch chỉnh chiều cao X
1
= 0,39 X
2
= -0,39
Đường kính chia ngoài d
e1
= 110,6 (mm) d
e2
= 445,6 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 119,1 (mm) d
ae2
= 447,5 (mm)
Góc côn chia δ
1
= 13
0
56
0
δ
2
= 76

0
4
0
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 4,37 (mm) h
ae2
= 2,3 (mm)
C thiết kế trục
I. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện,có ứng suất xoắn cho
phép
; ;
Sơ đồ dặt lực.
 Lực tác dụng từ các bộ truyền
 Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
• Lực vòng :
Lực hướng tâm :
• Lực dọc trục :
1 Xác định sơ bộ đường kính trục.
 Đường kính trục thứ k được xác định bằng mômen xoắn theo công thức :
T
k
: Mô men xoắn trên trục thứ k (Nmm)
:Ứng suất xoắn cho phép (MPa)
Tra bảng 10.2 tttk hdđck => d
k
• Đường kính trục 1 (trục vào)
Chọn
• Đường kính trục 2

Chọn
2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Theo bảng 10.2 dựa theo đường kính trục sơ bộ để chọn chiều rộng ổ lăn :
d (mm) 35 55
b
o
(mm) 23 29
Chọn : bảng 10.3 tttk hdđck
 Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp : k
1
= 10mm
 Khoảng cách mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp : k
2
= 5 mm
 Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết đến nắp ổ : k
3
= 15 mm
 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : h
n
=18 mm
 Chiều dày may ơ bánh đai : l
m12
= B = 90 mm
 Chiều dày may ơ bánh côn nhỏ : l
m13
=( 1,2 …1.4 )d
4
= 50 mm
 Chiều dày may ơ bánh côn lớn : l
m22

= ( 1,2 …1.4 )d
2
= 70 mm
 Khoảng cách điểm đặt lực ở trục 1 :
l
11
=
Chọn l
11
= 110 mm
l
12
=
chọn l
12
= 90mm

Chọn l
13
= 160 mm