đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống băng tải với hợp giảm tốc bánh răng trục 2 cấp đồng trục, dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ truyền xích
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (365.81 KB, 37 trang )
Đồ án môn học chi tiết máy
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động là nội dung không thể thiếu trong chơng trình
đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s chế tạo máy.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống
hoá lại các kiến thức cũng nh nắm vững thêm về môn học Chi tiết máy và các
môn học khác nh Sức bền vật liệu, Dung sai, vẽ kỹ thuật đồng thời làm
quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án
Tốt nghiệp sau này.
Lần đầu tiên làm quen với việc thiết kế đồ án ,nhiệm vụ đợc giao là trên cơ sở
lý thuyết đã học, thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc bánh răng trụ
2 cấp đồng trục , dẫn động bằng động cơ điện thông qua kớp nối và bộ truyền
xích.
Bố cục của đồ án đợc chia làm 2 phần.
Phần I : Thuyết Minh .
Chọn động cơ điện
Phân tỷ số truyền
Tính toán bộ truyền xích
Tính toán các bộ truyền bánh răng
Thiết kế trục
Chọn ổ lăn
Thiết kế vỏ hộp
Tính các kết cấu
Phần II : Các bản vẽ .
Bản vẽ lắp A
o
Bản vẽ chế tạo A
3
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có
những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu
và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh đ-
ợc những sai sót , Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo của các thầy trong
bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã
học .
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy
Lê Đắc Phong đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ
đợc giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !
Bách Khoa : 2/ 10/ 2006
Sinh Viên : Lê Văn hà
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
1
Đồ án môn học chi tiết máy
Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I. Chọn động cơ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất N
ct
trên trục động cơ đợc xác định theo
công thức:
N
ct
= N
t
/
Trong đó :
N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
N
t
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.
KW
vF
N
t
086,1
1000
97,0.1120
1000
.
==
Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải .
- Hiệu suất chung của hệ dẩn động .
Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : =
k
.
k
br
.
m
ol
.
đ
Trong đó:
- m = 3 là số cặp ổ lăn ;
- k = 1 là số cặp bánh răng ;
Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất:
-
ol
= 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn;
( vì ổ lăn đợc che kín) .
-
br
= 0,97 - hiệu suất của một cặp bánh răng ;
-
k
= 0.99 - hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi;
-
đ
= 0,95 - hiệu suất của bộ truyền đai;
Thay số ta có : = 0,95.0.97.0,99
3
.0,99=0,885
=> N
ct
= N
t
/ = 1,086/ 0.885 1,227 KW
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng
N
t
= N
tđ
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
sb
.
Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế tr 21 );
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp là
u
sbh
= 4,5
Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài là u
đ
= 3,5
Theo công thức ( 2.15 ) ta có :
u
sb
= u
sbh
. u
sbx
= 4,5.3,5= 15,75
Số vòng quay của trục máy công tác ( của tang ) là n
lv
:
n
lv
=
300.
42,0.60000.60000
=
D
v
= 26.7 vg/ph
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
2
Đồ án môn học chi tiết máy
Trong đó : v : vận tốc băng tải
D : Đờng kính băng tải
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sb
:
n
sb
= n
lv
. u
sb
= 26.7.48 = 1281.6 vg/ph
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n
đb
= 1500 vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N
đc
N
đc/yc
, n
đc
n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T
Với : N
đc/yc
= 1.94 KW ; n
sb
=1281.6 vg/ph ;
4,1
1
=
T
Tmm
Theo bảng phụ lục P 1.1 ( sách tính toán thiết kế tr 234)
Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K112S4
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :
N
đc
= 2.2 KW ; n
đc
= 1440 vg/ph ;
2,2
=
dn
k
T
T
%
=81.5 ; cos = 0,82 ;khối lợng động cơ: 35 kg
Đờng kính trục d
đc
= 28 mm
Kết luận:
Động cơ K122S 4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
1. Xác định tỷ số truyền
Ta có : u
c
= u
hộp
. u
xích
Tỷ số truyền chung
54
7.26
1440
==
lv
dc
c
n
n
u
Chọn u
xích
= 3 u
hộp
=
18
3
54
=
u
hộp
= u
1
. u
2
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm
vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải của cấp
nhanh ta chọn u
1
= u
2
=
24,418 ==
h
u
Tính lại giá trị u
xích
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
3
Đồ án môn học chi tiết máy
u
xích
=
3
24,4.24,4
54
.
21
==
uu
u
c
Kết luận : u
c
= 54 ; u
1
= u
2
= 4,24 ; u
xích
= 3.
2. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục
(I, II, III, T {tang}) của hệ dẫn động.
Công suất :
N
đc
=2.2 kW ; n
lv
=26.7 vg/ph
Do công suất thực của động cơ nhỏ hơn công suất cần
thiết ở chế độ lớn nhất N
ct
Trục I N
I
= N
ct
.
k
.
ol
= 2,26 . 0,99 .0,995 = 2.23 KW
Trục II N
II
= N
I
.
ol
.
br
= 2,23 . 0,995 . 0,97 = 2,15 KW
Trục III N
III
= N
II
.
br
.
ol
= 2,15 . 0,97 .0,995 = 2,07 KW
Truc tang N
t
= N
II
.
x
.
ol
= 2,07 . 0,93 .0,995 = 1,92 KW
Số vòng quay:
Trục I n
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
340
24,4
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
80
24,4
340
2
2
===
u
n
n
III
vg/ph
Truc tang
7,26
54
1440
===
c
dc
t
u
n
n
vg/ph
Mô men
T
I
= 9,55. 10
6
.
14789
1440
23,2
.10.55,9
6
==
I
I
n
N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
60390
340
15,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
247106
80
07,2
.10.55,9
6
==
III
III
n
N
N. mm.
T
t
= 9,55. 10
6
.
686742
7,26
92,1
.10.55,9
6
==
t
t
n
N
N. mm.
Bảng thông số
I II III T
u u
1
= 4,24 u
2
= 4,24 u
xích
= 3
N(kw) 2,23 2,15 2,07 1,92
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
4
Đồ án môn học chi tiết máy
n (vg/ph) 1440 340 80 26,7
T(N.mm) 14789 60390 247106 686742
III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 2.07 KW
n
1
= n
III
= 80 vg/ph, n
2
= 26,7 vg/ph , u = u
x
= 3 ,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích :
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con
lăn.
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo
độ bền mòn.
-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế tr 80-T1 ) ứng với u = 3, ta
chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25, từ đó ta có số răng đĩa lớn
Z
2
= u. Z
1
= 75
- Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22)
và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15 ]
Ta có
Tải trọng va đập vừa, lấy K
đ
= 1,5 hệ số tải trọng động
Chọn khoảng cách trục a 40.t
K
a
= 1 hệ số chiều dài xích
Bộ truyền nằm ngang
K
o
= 1 hệ số xét đến cách bố trí bộ
truyền
Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc
K
đc
= 1- hệ số xét đến khả năng điều
chỉnh
Chọn phơng án bôi trơn định kỳ
K
b
= 1,5 - hệ số xét đến điều kiện bôi
trơn
Bộ truyền làm việc 2 ca
K
c
= 1.25 - hệ số kể đến chế độ làm
việc
Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ) ta có hệ số điều
kiện sử dụng xích K = K
đ
. K
a
. K
o
. K
đc
. K
b
. K
c
= 1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,81
Hệ số răng đĩa dẩn K
Z
= 25/ Z
1
= 1
Hệ số vòng quay K
n
= n
0
/ n
1
= 50/ 80 = 0,625 ; với n
0
= 50 vg/ph
Hệ số xét đến số dãy xích K
x
= 1 chọn xích một dãy.
Theo công thức 12 22 (giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15) ta có
công suất tính toán là
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
5
Đồ án môn học chi tiết máy
N
tt
= K . K
Z
. K
n
. N / K
x
= 2,81 . 1 . 0,625 . 2,07 / 1 = 3,64 KW
theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế T1) với n
0
= 50 vg/ ph, ta
chọn bộ xích một dãy có bớc xích t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện
bền mòn N
tt
< [N] = 5,83 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn
điều kiện t < t
max
- khoảng cách trục sơ bộ a = 40 . t = 40 . 31,75 =1270 mm
Số mắt xích đợc xác định theo công thức
X= 2.a/ t + 0,5( Z
1
+ Z
2
) + (Z
2
- Z
1
)
2
. t / 4
2
.a
Thay số ta đợc X = 131.6
Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ).
Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức
( ) ( )
[ ]
( )
[ ]
+++=
2
12
2
2121
/Z2Z0,5-XZ0,5-X 25,0
ZZZta
thay số ta đợc a = 1276,75 mm
để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a
vừa tính đợc một lợng r a = ( 0,0020,004).a
do đó ta lấy a = 1274 mm
Số lần va đập của xích:
i = Z
1
. n
1
/ (15. X) = 25 . 80/ (15 . 132) 1< [i] = 25 (bảng 5.9)
Đờng kính các đĩa xích
Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế tr 86-T1 )
Ta có :
đờng kính đĩa xích dẩn
d
1
= t/sin(/Z
1
) = 31,75 / sin(/25) = 253,32 mm
đờng kính đĩa xích bị dẩn
d
1
= t/sin(/Z
2
) = 31,75 / sin(/75) = 758,2 mm
Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức
F
r
= K
t
. F
t
= 6. 10
7
.K
t
.N/ Z
1
. n
1
. t
Trong đó K
t
= 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của
xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )
Thay số ta có F
r
= 6. 10
7
.1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N)
IV. TíNH các Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u
1
= u
2
do đó bộ
truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền
cấp chậm trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số liệu
của bộ truyền cấp chậm
A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).
Các số liệu :
N
II
= 2,15 KW , n
3
= 340 v/ph , n
4
= 80 v/ph
T
3
= 60390 N.mm ,
Bộ truyền làm việc trong 40000 giờ
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
6
Đồ án môn học chi tiết máy
1.Chọn vật liệu.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết
kế ta chọn vật liệu nh sau:
Bánh nhỏ(bánh 3) : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:
b3
= 850 MPa ;
ch 3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 250 (HB)
Bánh lớn(bánh 4) : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 240 có:
b4
= 750 MPa ;
ch 4
= 450 MPa. Chọn HB
4
= 200 (HB)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng
hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta
xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định
theo công thức .
( ) ( )
ckiiiHE
ttTTtunCN /./ /.60
3
1134
=
Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
t
i
= 40000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
t
i
là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T
i
từ đó ta có N
HE4
= 60.1.(340/4,24).40000.(1
3
.4/8 + 0,8
3
.3/8) = 10,3.10
7
theo bảng 10.8 (giáo trình CTM- T1) ta có số chu kỳ cơ sở N
HO
của thép
C45 thờng hoá chế tạo bánh lớn là 10.10
6
, vậy N
HE2
> N
HO
=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh nhỏ lớn hơn của
bánh lớn u lần N
HE1
= u. N
HE2
= 4,24 . 10.10
7
= 42,4 .10
7
theo bảng 10.8 với độ rắn bề mặt răng bánh nhỏ 250 HB có thể lấy
N
HO
= 17.10
6
vậy với bánh nhỏ ta cũng có N
HE1
> N
HO
=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo
bảng 10.7) [
Hgh3
] =2.HB
3
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
[
Hgh4
] =2.HB
4
+ 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công
thức [
H
] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
Tính sơ bộ lấy Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 1
Do bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S
H
= 1,1
Ta có
[
H3
] = (
Hgh3
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 570/1,1 = 518 MPa
[
H4
] = (
Hgh4
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 470/1,1 = 427 MPa
đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng nghiêng [
H
] đợc xác định theo
công thức
[ ] [ ] [ ]
( ) ( )
[ ] [ ]
===
=+=+=
MPa
MPa
HH
HHH
504427.18,118,1
5,4724275185,05,0
4
43
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
7
Đồ án môn học chi tiết máy
Vậy ta chọn [
H
] = 472,5 Mpa
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng
Bánh 3 : [
H3
]
Max
= 2,8 .
ch3
= 2,8 . 580 = 1624 Mpa
Bánh 4 : [
H4
]
Max
= 2,8 .
ch4
= 2,8 . 450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [
H
]
Max
= 1260 MPa
3. Tính ứng suất uốn cho phép :
Tơng tự trên ta có:
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo
công thức .
( ) ( )
ckiiiiiFE
ttTTtuncN /./ / 60
6
1
=
N
FE4
= 60 . 1 . (340/ 4,24) 40000 . ( 1
6
.4/8 + 0,8
6
.3/8 ) = 11,5.10
7
N
FE4
> N
FO
= 4.10
6
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
do đó K
FL4
= 1 tơng tự => K
FL3
=1
Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo
trình)
Fgh3
=
o
Fgh3
= 1,8.250 = 450 MPa
Fgh4
=
o
Fgh4
= 1,8.200 = 360 MPa
Bộ truyền làm việc một chiều => lấy K
FC
= 1 - hệ số ảnh hởng đặt tải,
Hệ số an toàn S
F
= 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)
Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế T1)
Ta có : [
F3
] =
Fgh3
. K
FL3
. K
FC
/S
F
= 450 . 1 . 1 / 1,75 = 257 MPa
[
F4
] =
Fgh4
. K
FL4
. K
FC
/S
F
= 360 . 1 . 1 / 1,75 = 206 MPa
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải
Bánh 3 : [
F3
]
Max
= 0,8 .
ch3
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh 4 : [
F4
]
Max
= 0,8 .
ch4
= 0,8 . 450 = 360 MPa
4. Tính khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a (sách tính toán
thiết kế T1)
a
2
= 43(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
3
.
aH
H
u
KT
Trong đó:
T
3
môn xoắn trên trục bánh chủ động
T
3
=60390 (N.mm)
a
= b
/ a
- hệ số chiều rộng bánh răng
do bộ truyền đặt không đối xứng với ổ nên ta chọn
a
= 0,25
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
8
Đồ án môn học chi tiết máy
d
=
a
(u
2
+1)/ 2 = 0,25 ( 4,24 +1 )/ 2
= 0,655
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1)
Ta có: K
HB
= 1,05
Thay vào ta có: a
2
= 43(4,24+1)
[ ]
3
2
25,0.24,4.5,472
05,1.60390
145,26 mm
Ta lấy a
2
= 145 mm
5. Các thông số ăn khớp:
Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a
2
= 1,45ữ 2,90 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ = 10
0
=> cos = 0,9848
=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z
3
= 2 a
2
. cos/ m(u+1) =
= 2.145.0,9848/ 2.5.(4,24+1) 21
Ta lấy Z
3
= 21 răng
=> số răng bánh lớn (bánh 4) Z
4
= u.Z
3
= 4,24.21 = 89,04
Ta lấy Z
4
= 89 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
4
/ Z
3
= 89/ 21 = 4,238
Tính lại : cos = m ( Z
3
+ Z
4
) / 2 a
2
= 2,5.( 21+ 89 )/ 2. 145 = 0,94827
18,5
o
= 18
0
30
Đờng kính vòng chia :
d
3
= d
3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
4
= d
4
= m . Z
4
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
Chiều rộng vành răng b
=
a
. a
= 0,25 . 145 = 36,25mm
Lấy b
= 40 mm
Hệ số trùng khớp
= b
. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H
[
H
]
H
= Z
M
Z
H
Z
2
3
3
)1.( 2
dub
uKT
mw
mH
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
9
Đồ án môn học chi tiết máy
T
3
= 60390 Nmm ; b
w
= 40 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b
2sin
cos2
=
)21.2sin(
)33,17cos(.2
0
0
= 1,69 ;
=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+ 94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1
43
ZZ
1,604,
Z
=
/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H
. K
HV
K
H
; K
H
= 1,05 (Tính ở trên);
Vận tốc bánh dẫn : v =
986,0
60000
340.36,55.
60000
33
==
nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ;
K
H
= 1,13 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 =>
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73 ,
Theo công thức 6.42
842,0
238,4
145
986,0.73.002,0.
2
===
m
w
oHH
u
a
vg
01,1
13,1.05,1.60390.2
36,55.40.842,0
1
2
1
3
3
=+=+=
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
K
H
= K
H
. K
HV
. K
H
= 1,05.1,01.1,13 1,2
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.40
)1238,4.(2,1.60390.2
+
442 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,986 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là
9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám
là R
Z
= 2,5 1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H
[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F
[
F
] ;Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1)
F3
= 2.T
3
.K
F
Y
Y
Y
F3
/( b
w
d
w3
.m)
Tính các hệ số :
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K
F
=
1,12 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang
107) cấp chính xác 9 thì K
F
= 1,37.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73
Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
10
Đồ án môn học chi tiết máy
=>
526,2
238,4
145
.986,0.73.006,0.
2
1FF
===
m
w
o
u
a
vg
028,1
37,1.12,1.60390.2
36,55.40.526,2
1
2
.
1
3
3F
=+=+=
FF
FV
KKT
db
K
K
F
= .K
F
.K
F
.K
FV
= 1,12.1,37.1,028 = 1,577
Với
= 1,604 Y
= 1/
= 1/1,604 = 0,623;
= 18,5
o
Y
= 1 - /140
0
= 1 18,5
/140
0
= 0,868;
Số răng tơng đơng:
Z
tđ3
= Z
3
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ4
= Z
4
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ3
= 24,63, Z
tđ4
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F3
= 3,95, Y
F4
= 3,60;
ứng suất uốn :
F3
= 2.60390.1,577.0,623.0,868.3,95 / (40.55,36.2,5) = 73,5 MPa;
F4
=
F3
. Y
F4
/ Y
F3
= 73,5.3,60/ 3,95 = 67 MPa;
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =257 MPa,
F4
< [
F4
] = 206 MPa;
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.
H4max
=
H
.
98,5224,1.442
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;
F3max
=
F3
. K
qt
= 73,5. 1,4 = 102,9 MPa ;
F4 max
=
F4
. K
qt
= 67. 1,4 = 93,8 MPa
vì
F3max
< [
F3
]
max
= 464 MPa,
F4max
< [
F4
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Mô đun pháp m = 2,5 mm
- Khoảng cách trục : a
= 145 mm
- Đờng kính vòng chia :
d
3
= d
3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
4
= d
4
= m . Z
4
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a3
= d
3
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a4
= d
4
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
11
Đồ án môn học chi tiết máy
d
f3
= d
3
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f4
= d
4
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b3
= d
3
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d
4
. cos = 234,63. cos 20
= 220,05 mm
- Chiều rộng vành răng
b
= 40 mm
- Góc nghiêng của răng:
18,5
o
= 18
0
30
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp
= b
. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng).
Do hộp đồng trục, bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải
cho nên ta lấy các thông số cơ bản nh đối với bộ truyền cấp chậm, riêng
đối với chiều rộng bánh răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng của cấp
chậm
b
1
= 2 b
/3 = 2.40/3 27 lấy b
1
= 30 mm
Với các thông số nh vậy ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chúng.
1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Do số chu kỳ chịu tải trọng tơng đơng tỷ lệ thuận với số vòng quay, mà cấp
nhanh có tốc độ vòng quay lớn hơn cho nên ta luôn có số chu kỳ chịu tải
trọng tơng đơng lớn hơn số chu kỳ cơ sở => lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H
[
H
]
H
= Z
M
Z
H
Z
2
11
1
)1.( 2
dub
uKT
m
mH
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w1
: Chiều rộng vành răng.
- d
w1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
1
= 14789 Nmm ; b
w1
= 30 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
o
/ cos18,5
o
) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b
2sin
cos2
=
)21.2sin(
)33,17cos(.2
0
0
= 1,69 ;
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
12
Đồ án môn học chi tiết máy
=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+ 94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1
43
ZZ
1,604,
Z
=
/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H
. K
HV
K
H
;
K
H
= 1,03 Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1),
Vận tốc bánh dẫn : v =
17,4
60000
1440.36,55.
60000
11
=
nd
m/s;
vì v < 10 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;
K
H
= 1,09 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 =>
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 56 ,
Theo công thức 6.42
73,2
238,4
145
17,4.56.002,0.
1
===
m
w
oHH
u
a
vg
13,1
09,1.05,1.14789.2
36,55.30.73,2
1
2
1
1
11
=+=+=
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
K
H
= K
H
. K
HV
. K
H
= 1,03.1,13.1,09 1,3
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.30
)1238,4.(3,1.14789.2
+
263 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 4,17 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 8,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là
R
Z
= 2,5 1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H
[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F
[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế
T1)
F1
= 2.T
1
.K
F
Y
Y
Y
F1
/( b
w1
d
w1
.m)
Tính các hệ số :
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K
F
=
1,08 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang
107) cấp chính xác 8 thì K
F
= 1,27.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 56
Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
13
Đồ án môn học chi tiết máy
=>
2,8
238,4
145
.17,4.56.006,0.
1
FF
===
m
w
o
u
a
vg
34,1
27,1.08,1.14789.2
36,55.30.2,8
1
2
.
1
1
1F
=+=+=
FF
FV
KKT
db
K
K
F
= .K
F
.K
F
.K
FV
= 1,08.1,27.1,34 = 1,84
Với
= 1,604 Y
= 1/
= 1/1,604 = 0,623;
= 18,5
o
Y
= 1 - /140
0
= 1 18,5
/140
0
= 0,868
Số răng tơng đơng:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ1
= 24,63, Z
tđ2
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F1
= 3,95, Y
F2
= 3,60;
ứng suất uốn :
F1
=2 . 14789 . 1,84 . 0,623 . 0,868 . 3,95/ (30 . 55,36 . 2,5) 28 MPa;
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 28.3,60/ 3,95 = 25,5 MPa;
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =257 MPa,
F4
< [
F4
] = 206 MPa;
3. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.
H2max
=
H
.
2,3114,1.263
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;
F1max
=
F3
. K
qt
= 28. 1,4 = 39,2 MPa ;
F2 max
=
F4
. K
qt
= 25,5. 1,4 = 35,7 MPa
vì
F1max
< [
F1
]
max
= 464 MPa,
F2max
< [
F2
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Đờng kính vòng chia :
d
1
= d
1
= m . Z
1
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
2
= d
2
= m .Z
2
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
. 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
14
Đồ án môn học chi tiết máy
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d
2
. cos = 234,63. cos 20
= 220,05 mm
- Chiều rộng vành răng
b
= 30 mm
- Góc nghiêng của răng:
18,5
o
= 18
0
30
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp
= b
. sin / .m = 30.0,317/ 3,14 .2,5 =1,21
Lực ăn khớp của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục.
V. Phần tính trục
Số liệu cho tr ớc:
Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW
Số vòng quay n
1
= 1440 v/ph
Tỷ số truyền u
1
= 4,238 u
2
= 4,238
Chiều rộng vành răng b
1
= 35 mm ; b
2
= 30mm b
3
= b
4
= 40 mm
Góc nghiêng của cặp bánh răng =18,5
0
Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, có
b
= 600Mpa , ứng suất xoắn
cho phép []= 12 20 Mpa
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
15
Đồ án môn học chi tiết máy
1. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ
Tính các lực tác dụng lên trục:
Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do xích .
Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.
Lực tác dụng của khớp nối: F
K
= (0,2 ữ 0,3).2T
I
/D
0
,
Với : T = 14789 N.mm , D
0
= 71 mm.
52,207
50
20752.2).3,0 2,0(
==
k
F
(N).
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành
phần:
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
16
F
k
F
x
Đồ án môn học chi tiết máy
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó:
F
t1
=
741
56
20752.2
2
1
1
=
d
T
(N) = F
t 2
F
r1
=
==
0
0
1
47,10
20
741
.
Cos
tg
Cos
tgF
tt
274 (N) = F
r 2
F
t3
=
2182
36,55
60390.2
2
3
3
=
d
T
(N) = F
t4
;
F
r3
=
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF
5,18cos
21 2182
.
3
883,2 (N) = F
r4
;
F
a1
= F
t1
.tg = 534.tg18,5
o
= 178,7 (N) = F
a2
;
F
a3
= F
t3
.tg = 2182.tg18,5
o
= 730 (N) = F
a4
;
2.Thiết kế trục
a. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Đờng kính trục vào đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
I
= ( 0,8 ữ 1,2) d
đc
, với đờng kính trục động cơ đã chọn d
đc
= 28 mm
Ta chọn d
10
= 25 (mm) - đờng kính đoạn lắp với khớp nối
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
11
= d
13
= 30 mm
Đờng kính đoạn trục lắp với bánh răng lấy bằng d
12
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 là b
o
= 19 mm
Vì đờng kính chân răng của bánh răng d
f1
= 49,11 mm, nên ta chế tạo
trục liền bánh răng.
Đờng kính trục bị dẫn đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
= ( 0,3 ữ 0,35) a
Với a
=145 mm
Ta chọn :
Đờng kính trục trung gian d
21
= d
22
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
20
= d
23
= 40 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 là b
o
= 23 mm
Đờng kính trục ra d
31
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
30
= d
32
= 40 mm
Đờng kính lắp đĩa xích lấy bằng d
33
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 là b
o
= 23 mm
Theo bảng 9.1a ta chọn then bằng cho trục 3 có kích thớc
nh sau: Bxh =14x9
t
1
= 5,5 (mm)
l
t3
= 56 (mm)
t
2
=3.8 (mm)
b. Chọn khớp nối
- Loại nối trục vòng đàn hồi .
- Tại trục I có mômem xoắn T
I
= 14789 (N.mm)=14,789(N.m)
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
17
Đồ án môn học chi tiết máy
- Tra bảng 16.10a kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi đợc tra
theo mômem xoắn T =14,789 (N.m) và đờng kính d=25 mm
d = 25 (mm) D = 100 (mm)
d
m
= 50 (mm) L = 124 (mm) l = 60 (mm)
d
1
= 45 (mm) D
o
= 71 (mm) Z = 6
n
max
= 5700 B = 4 B
1
= 28
l
1
= 21(mm) D
3
= 20 (mm) l
2
= 20(mm)
- Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
T = 14,789 (N.m)
d
o
= 10 (mm) d
1
= M8 D
2
= 15(mm)
l = 42 (mm) l
1
= 20 (mm) l
2
= 10 (mm)
l
3
= 15(mm) h = 1.5
c. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chọn K
1
= 10 (mm)
K
2
= 10(mm)
K
3
= 10 (mm)
h
n
= 20 (mm).
Chiều dài may ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích :
l
m12
= (1,4 ữ 2,5 )d
I
= 45 (mm).
l
m13
= (1,2 ữ 1,5 )d
I
= 40 (mm).
l
m22
= (1,2 ữ 1,5 )d
II
= 50 (mm).
l
m23
= b
3
= 40 (mm).
l
m32
=(1,2 ữ 1,5 )d
III
= 55 (mm).
l
m33
= (1,2 ữ 1,5 )d
III
= 50 (mm).
Khoảng cách trên các trục :
Trục I
l
12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m12
+ b
0
)+k
3
+h
n
]= -62 (mm).
l
13
= 0,5.(l
m13
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 49.5 (mm).
l
11
= 2 l
13
= 99 mm
Trục II
l
22
= 0,5.(l
m22
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 56,5 (mm).
l
23
= l
11
+ l
32
+ k
1
+ b
0
= 191 mm
l
21
= l
23
+ l
32
= 250 (mm)
Trục III
l
32
= 0,5.(l
m32
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 59 (mm)
l
31
= 2.l
32
= 118 (mm)
l
33
= l
31
+ l
c33
= l
31
+ 0,5.(l
m33
+ b
0
)+k
3
+h
n
= 184,5 (mm)
Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc:
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
18
k
1
l
m22
l
21
l
33
l
31
l
m21
k
3
l
12
l
13
l
12
k
2
l
11
l
32
h
n
l
m33
l
22
l
23
l
m22
Đồ án môn học chi tiết máy
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu
đồ mômen.
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
19
R
x
10
R
y
10
F
k
R
y
11
R
x
11
F
r
1
F
t1
F
a1
Đồ án môn học chi tiết máy
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=++=
0
2
.
0
1111131
1
1
1
11110
lRlF
d
FM
RFRY
yrao
yry
Giải hệ này ta đợc R
y11
=-158 (N), R
y10
= -58 (N)
Vậy chiều của R
y11
và R
y10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Theo trục ox:
==
=+++=
02
0
131113112
1
11110
lRlFlFM
RFRFX
xtko
xtxk
Giải hệ này ta đợc R
x11
= -332(N), R
x10
= -98 (N)
Vậy chiều của R
x11
và R
x10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh
trang sau:
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
20
Đồ án môn học chi tiết máy
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
21
Đồ án môn học chi tiết máy
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục ra
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu đồ
mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=++=
0
2
.
0
333131324
4
4
1
31430
lFlRlF
d
FM
FRFRY
xyrao
xyry
Giải hệ này ta đợc R
y31
= 3801 (N), R
y30
= 2434,9 (N)
Theo trục ox:
==
=+=
0
0
3131324
1
31430
lRlFM
RFRX
xto
xtx
Giải hệ này ta đợc R
x31
= 1091 (N), R
x30
= 1091 (N)
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục ra nh
trang sau:
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
22
F
a
4
Đồ án môn học chi tiết máy
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục ra
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
23
Đồ án môn học chi tiết máy
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục trung gian
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục, đầu ổ) và vẽ biểu đồ
mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=+=
0
2
.
2
.
0
21212333222
2
2
2
113220
3
lRlF
d
FlF
d
FM
RFFRY
yrarao
yrry
Giải hệ này ta đợc R
y21
=720,5 (N), R
y20
= 378,7 (N)
Theo trục ox:
=+=
=+=
0
0 - F
2121233222
1
21t3220
lRlFlFM
RFRX
xtto
xtx
Giải hệ này ta đợc R
x21
= 1546,4 (N), R
x20
= 101,6 (N)
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục trung gian
nh trang sau:
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
24
F
a2
F
a3
Đồ án môn học chi tiết máy
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục trung gian
Lê Văn Hà Lớp :Sản phẩm chất dẻo_k48
25
