Đồ Án Chi Tiết Máy Hộp Giảm Tốc 2 Cấp Bánh Răng Trục Vít

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI
KHOA CƠ KHÍ
--------------------

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤC VÍT
Chuyên ngành: Cơ Khí
GVHD

: Bùi Vũ Hùng

SVTH

: Hoàng Văn Tú

MSV

: 171302066

LỚP

: Công Nghệ Chế Tạo Cơ Khí

Năm học: 2019 - 2020


MỤC LỤC


Đề VI – Phương án 5

Các thông số cho trước:
- Lực vòng trên băng tải (kG)
: 460
- Vận tốc băng tải (m/s)
: 0,3
- Đường kính trong D (mm)
: 275
- Chiều rộng băng tải B (mm)
: 350
- Thời hạn phục vụ (năm)
:4
- Sai số vận tốc cho phép (%)
: 38
- Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 300 ngày, tải
trọng va đập nhẹ, làm việc một chiều.
PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1. Chọn động cơ
a. Chọn hiệu suất của hệ thống
- Hiệu suất truyền động :
Với:
: Hiệu suất khớp nối trục.
: Hiệu suất bộ truyền bánh răng.
: Hiệu suất bộ truyền trục vít không tự hãm ( z1=2 ).
: Hiệu suất một cặp ổ lăn.

1. §éng c¬ ®iÖn.

.

2. Bé truyÒn b¸nh r¨ng.

3. Bé truyÒn trôc vÝt – b¸nh vÝt


4. B¨ng t¶i.
5. Khíp nèi.

b. Tính công suất cần thiết
- Công suất trên trục máy công tác:
Trong đó:

F: Lực kéo băng tải (N).
v: Vận tốc băng tải (m/s).
vì t1 rất nhỏ nên coi t1=0
- Công suất tính toán:
- Công suất cần thiết:
c. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Số vòng quay trên trục máy công tác
Trong đó:

v: Vận tốc băng truyền (m/s).
D: Đường kính trong (mm).
- Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trục vít là:
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ

Ut = 68 (Bảng 2.4)

d. Chọn động cơ điện
- Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:

- Chọn động cơ 4AX90L4Y3 : (Bảng 1.3)

2. Phân phối tỉ số truyền
• Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động
- Ta có :
Trong đó:

uh: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp, uh= u1.u2.
un: Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài, un= 1.
u1: Tỉ số truyền của cấp nhanh - bộ truyền bánh răng.
u2: Tỉ số truyền của cấp chậm - bộ truyền trục vít- bánh vít.
- Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta chọn C = 0,9. Dựa vào u h = ut = 68,27, gióng lên ta
có u1 = 2,3. Thay lại công thức uh= u1.u2 ta được:
- Kiểm tra sai số:
3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
a. Phân phối công suất trên các trục


b. Tính toán số vòng quay trên các trục

c. Tính toán Momen xoắn trên các trục

d. Bảng thông số kĩ thuật
Trục
1
Thông số
Công suất P (kW)
1,622
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
1420
(v/p)

Momen xoắn T
(Nmm)

2

3

1,558

1,234

2,3

29,7
617

20,77

PHẦN II. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng
a. Chọn vật liệu
- Vì công suất trên bánh dẫn không lớn . Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo
quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, thuận tiện trong việc gia công chế tạo, ta
chọn vật liệu làm bánh răng là vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên ta có thể cắt răng chính
xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Cụ thể theo bảng
6.1, ta chọn:
- Bánh răng nhỏ ( bánh 1 ): nhãn hiệu 50, thường hóa có :
HB1 = 179…228 => Chọn HB1 = 220
- Bánh răng lớn ( bánh 2 ): nhãn hiệu 45, thường hóa có:

HB2 = 170…217 => Chọn HB2 = 170
b. Ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
- Theo công thức:
Trong đó:

Z R:
Zv:
KxH:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.


YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất.
KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1
- Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ:
- SH, SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 có:
SH = 1,1
SF =1,75
- : Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở.
Tra bảng 6.2 có:

- KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, xác định theo công thức:
Trong đó:

mH, mF: Bậc của đường cong mỏi bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350 => mH = mF = 6.
NHO, NFO: Số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.

NFO = 4.106 ( Đối với tất cả các thép ).
NHE, NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.Do tải trọng thay đổi
nên ta có:
Từ công thức:

Trong đó:

c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c =1)
Ti , ni , ti: Lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.

1420.4.2.300.5.(13. + (0,7)3.=77.107
. 617.4.2.300.5.(13. + (0,7)3. )= 33,5.107

1420.4.2.300.5.(16. + (0,7)6.) = 68.107
617.4.2.300.5.(16. + (0,7)6.) = 29,4.107


- Thay vào các công thức tính độ bền ta được:

- Vì cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên:

→ [σH]=min[[σH1], [σH2]]=372,73(MPa).
• Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
- Theo công thức:

• Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
- Theo công thức:

c. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
• Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Theo công thức:
Trong đó:
Ka :
Hệ số phụ thuộc vật liệu của bánh răng và
loại răng. Vì là răng thẳng nên ta lấy Ka = 49,5, Theo bảng 6.5.
:
Theo bảng 6.6 ta có = 0,35

:

Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Theo bảng 6.7, với = 0,612 =
1,02
- Thay vào công thức:
Lấy aw = 80 mm ( Theo TC SEV229-75).
d. Xác định các thông số ăn khớp.
• Xác định môđum
m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6 (mm)
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn mn = 1,5 (mm)
• Xác định số răng
- Bánh răng thẳng
- Theo công thức:


S rng bỏnh nh:

S rng bỏnh ln:
(Rng)
S rng tng:
rng
-ng kớnh vũng chia:



d1
d2

= 2aw/(u1t+1) = 2.80/(2,3+1)=48,48 mm
= u1t. d1 = 2,3.48,48 111,5 mm

e.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).
Z1=33>30.Nhng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về
khoảng cách trục cho trớc.
+y là hệ số dịch chỉnh tâm.
+Hệ số
Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10akx=0,008
Mà
tổng hệ số dịch chỉnh (mm).
-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.

f.Kim nghim rng theo bn tip xỳc

-ứng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức

H = Z M .Z H .Z .

2.T .k .(u +1)
1 H
bw .u.d 2
w1

(II.6)

+zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đơc
zM=274(MPa)(1/3)
+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng
6.12/106.với


zH=1,68.
+

Z

.Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức

(6.36a/105)

( 4 )

Z =

3

vì

bw .sin


= 0ữ
=
m.



Với
Thay lại ta có
+kH:Hệ số quá tải
K

H

=K

k

Với hệ số

H

H

.K

H

.K

HV

kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông

vành răng.Tra bảng 6.7/98 đợc.
k

H

hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng
k

H

k Hv

=1

hệ số tả trọng động .

K Hv = 1 +

vH .bw .d

w1
2,T .K

.K
1 H H

bw: Chiu rng vnh rng.

Tra bảng 6.15/107 có H=0,006, g0=56
,


Thay lại ta đợc
Tra bảng 6.17/106.

- Tha món:
Vt liu lm bỏnh rng tha món iu kin v tip xỳc .

g. Kim nghim rng v bn un

-Bánh răng 1.
Để thoả mãn về độ bền uốn thì
T1=10809,5(Nmm) ,bW =28 (mm), dW1=48,48(mm).
+
+Bánh răng thẳng

Y = 1.
= 0o

+YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18 YF1=3,54
+KF:hệ số tải trọng uốn.
KF =KF.KF.KFV
KF=1,02 (tra ở bảng 6.7).

KF =1
K

Mà

FV

= 1+

(vì bánh răng thẳng).
V .bw .d
F
w1
2.T .K .K
1 F FV

a
V = .g .v. 0
F
F 0
u

Tra bảng6.15 và 6.16 có
Tra ở bng 6.17


Thay lại
+Ta lại có [F1]=226,29(MPa).
YR=1.
YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05.

Vì
[F1].YR.YS.KXF=226,29.1,05.1.1=238(MPa)>
F1=47,56(MPa).
Vậy điều liện về độ bền uốn đợc thoả mãn.
*Bánh răng 2.
Tra bảng 6.18YF2=3,43.
47,56.3,43/3,54 = 46(MPa).
Có [F2]=174.86(MPa)
[F2].YR.YS.KXF=174,86.1,05.1.1=183(MPa).>F2=46 (MPa).
Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 đợc thoả mãn.
h. Kim nghim rng v quỏ ti
- Ta cú:
- ng sut tip xỳc cc i:
- ng sut un cc i:
Vy cỏc iu kin c tha món.

i.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.
Thụng s
S rng

Kớ hiu
Z1
Z2

Cụng thc tớnh
Z1 = 33
Z2 = 76


Khoảng cách trục chia

Khoảng cách trục
Đường kính vòng chia

a
aw
d

Đường kính vòng lăn

dw

Đường kính đỉnh răng (ăn
khớp ngoài)
Đường kính cơ sở

da
db

Góc profin gốc
Góc ăn khớp

81,75
aw = 80 (mm)
d1 = m. Z1 = 49,5 (mm)
d2 = m. Z2 = 114 (mm)
dw1 = 2.aw/(u+1) = 48,48 (mm)
dw2 = dw1.u1 = 111,5 (mm)
da1 = d1 + 2.(1+x1-).m = 53,55 (mm)
da2 = d2 + 2.(1+x2-).m = 119,5 (mm)
db1 = d1.cos = 46,5 (mm)

db2 = d2.cos = 107 (mm)
α=20°

2. Thiết kế bộ truyền trục vít
Các thông số của bộ truyền trục vít:
u2 = 29,7
P2 =1,558 kW, P3 = 1,234 kW
n2 = 617 vòng/phút; n3 = 20,77 vòng/phút
T2=24115 Nmm; T3 = 567390 Nmm.
a. Chọn vật liệu:
- Khi tiến hành thiết kế, chọn vật liệu là bước đầu tiên, nhưng để chọn được đúng cần
phải biết vận tốc trượt. Vì vậy phải dựa vào công thức gần đúng sau đây để xác
định vận tốc trượt:

- Vậy vt < 5 m/s có thể chọn vật liệu trục vít bằng thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn 4550
HRC, ren thân khai, sai khi cắt ren được mài. Vật liệu bánh vít là đồng thanh nhôm
sắt niken ЬpЖH 10-4-4 đúc ly tâm có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. ( Bảng 7.1)
b. Ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
- Theo bảng 7.2, với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4, ta có:

• Ứng suất uốn cho phép [σF]
- Ta có:
Trong đó:

: Ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ. Bộ truyền quay 1 chiều:
KFL:

Hệ số tuổi thọ, ta có:

Với:

= 9,5.106
- Thay vào công thức ta được:


• Ứng suất cho phép khi quá tải
- Ta có:
c. Xác định các thông số của bộ truyền
• Khoảng cách trục
Trong đó:

-

:

Số răng bánh vít. Xác định theo:
với (răng)
=> Lấy (răng).
q:
Hệ số đường kính trục vít.
Chọn sơ bộ
=> Lấy q = 25 (Bảng 7.3).
:
Mô men xoắn trên trục bánh vít.
:
Hệ số tải trọng. Chọn sơ bộ
Thay vào công thức:

Lấy: .

• Mođum dọc trục vít
- Ta có:
Theo tiêu chuẩn bảng 7.3 chọn

- Hệ số dịch chỉnh:
Thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh vít.
d. Kiểm nghiệm răng bánh vít
• Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
:

Hệ số tải trọng.

- Theo công thức:
:
Trong đó:

Hệ số phân bố tải trọng không đều theo chiều dài răng.

Hệ số biến dạng của trục vít. Tra bảng 7.5 => .
Mômen xoắn trung bình trên trục bánh vít.
Mô men xoắn lớn nhất trong các .
Gọi


:
Hệ số tải trọng động.
- Tính lại vận tốc trượt:
Trong đó:

: Đường kính vòng lăn trục vít.

: Góc vít.

Với tra bảng 7.6 chọn cấp chính xác 8, từ đó tra bảng 7.7
=>


- Thay vào công thức:
Thỏa mãn:

Bộ truyền thỏa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.
• Kiểm nghiệm độ bền uốn
:

Hệ số tải trọng.

:

:

Chiều rộng vành răng bánh vít. Khi =>
mà
=>.
m.=5.30=150 mm
Mô đun pháp của răng bánh vít.

:

Hệ số dạng răng.

Tra bảng 7.8 =>

- Thay vào công thức:
Thỏa mãn:

Bộ truyền thỏa mãn điều kiện độ bền uốn.
e. Các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục
Hệ số đường kính
Môđun
Tỉ số truyền
Số ren trục vít, răng bánh vít
Hệ số dịch chỉnh bánh vít
Góc vít
Chiều dài phần cắt ren trục vít

aw = 0,5.m.(q + z2 + 2.x) = 135 (mm)
q = 25
m=5
u2 = 29,7
z1 = 1; z2 = 30
x = -0,5 (mm)
γ = 2,38o
b1 = (11 + 0,06.Z2).m = 64 (mm)


Chiều rộng vành răng bánh vít
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Đường kính ngoài bánh vít

b2 = 0,75.da1 = 101 (mm)
d1 = q.m = 125(mm)
d2 = m.z2 = 150 (mm)
da1 = d1 + 2.m = 135 mm
da2 = m.(z2 + 2 + 2x ) = 155 (mm)
df1 = m.(q - 2,4) = 113 (mm)
df2 = m.(z2 -2,4 + 2.x) = 133 (mm)
daM2 da2+1,5.m = 162,5 (mm)
daM2 = 160 (mm)

f. Tính nhiệt của truyền động trục vít
- Với trường hợp không làm nguội nhân tạo mà để nhiệt lượng tỏa đi qua vách hộp
giảm tốc, nhiệt độ td của dầu trong hộp giảm tốc phải thỏa mãn điều kiện:
:

Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do
làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải
trọng danh nghĩa.
Với:

:
:
:
:
:

Công suất và thời gian chịu tải ở chế độ thứ i của
chu kỳ.
Công suất trên trục vít.
Thời gian của một chu kỳ tải trọng.

Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp,. Lấy .
Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu. Lấy [td] = 90o.
Nhiệt độ môi trường. Lấy to = 25o.
Hệ số tỏa nhiệt của bề mặt được quạt. Lấy .
Hiệu suất bộ truyền.

A:

Với:
Góc ma sát. Tra bảng 7.4 => .
Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc.

- Thay vào công thức:
Thỏa mãn:


PHẦN III. THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

A.

Tính trục

1. Chọn vật liệu trục
- Với yêu cầu chế tạo trục trong hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn
vật liệu làm trục là thép 45 thường hoá và tôi cải thiện cho cả 3 trục có: ứng suất
xoắn cho phép là .
2. Tính sức bền trục
a. Lực tác dụng lên trục
• Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Lực vòng:

- Lực hướng tâm:
- Lực dọc trục:

•

Bộ truyền truc vít - bánh vít

Vì trục vít chủ động nên ta chọn dấu “ + “, ma sát nhỏ nên

b.X¸c ®Þnh lùc t¸c dông.
S¬ ®å biÓu diÔn c¸c lùc t¸c dông lªn c¸c trôc (h×nh 2).


n1

Fr 1

v

Ft2
n3 Fx

Fk
Fr2 n2
Ft1

Fr 4
Fa3
Ft3

Fr 3

Fa4
Ft4

H×nh 2:s¬ ®å ph©n bè lùc trong hép gi¶m tèc.

§é lín cña c¸c lùc nh sau.

3.Thiết kế trục vào – trục thứ I
* Tính sơ bộ đường kính trục
- Động cơ 4AX90L4Y3 có đường kính trục là dđc = 24 mm tra bảng p1.7, do đó theo
công thức
kinh nghiệm lấy đường kính trục I là:
=> Ta chọn sơ bộ


* §êng kÝnh trôc trung gian.
§îc chän s¬ bé theo c«ng thøc
T
dtg ≥ 3
.
0,2.[ τ ]

víi TII=24115(N.mm).

Ta chän dII=25 (mm).
* §êng kÝnh trôc ra dIII.
§îc chän theo c«ng thøc.
víi TIII=567390(N.mm).

VËt ta chän dIII=55(mm).
• Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực trên trục 1
l 12
k3

l11
hn

l 13
k2
k1

b 13

l m12

l m13

b0

Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục
- Với , theo bảng 10,2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục I là


Vi:

l khong cỏch t mt cnh ca chi tit quay n thnh trong ca hp hoc
khong cỏch gia cỏc chi tit quay. Theo bng 10.3 chn .
l khong cỏch t mt cnh n thnh trong ca hp. Theo bng 10.3 chn
l khong cỏch t mt cnh ca chi tit quay n np . Theo bng 10.3 chn

l chiu cao lp v u bulụng. Theo bng 10.3 chn

- Chiu di moay na khp ni:
=> Ta chn
- Chiu di moay bỏnh rng tr:
=> Ta chn
- Khong cụngxụn trờn trc 1:

- Khong cỏch t trc n bỏnh rng th nht l:
- Theo bng 10.4 ta cú:
Xỏc nh ng kớnh v chiu di cỏc on trc
- Cỏc phn lc trờn cỏc gi :
=> Ta chn

-Tính các phản lực tại các gối đỡi.Ta có các phơng trìmh sau.
Và
Từ đó ta rút ra đợc FX0=426(N),FX1=144(N),Fy0=93
(N),Fy1=95(N).
Mụmen un ti C:
Mụmen ti im C:
-Tính đờng kính trục.
Công thức tính sơ bộ đờng kính trục.

M
di = 3 tdi .
0,1.[ ]
Tra bảng 10.5 vì dsb=25(mm),thép là C45 nên []=63(MPa).
+Tính đờng kính khớp nối.

+Tại tiết diện lắp ổ lăn.

+Tại tiết diện lắp bánh răng.

Vậy để đảm bảo về độ bền và kết cấu lắp ghép ta chọn:
dI2=25(mm), dI1=30(mm), dI3=34(mm),



Fk

Fr1

Ft1
F y0

Fr1

Fx0

Fk

Fy1

Fx1

Ft1

48150

26199
Mx

A

B

A

My

C

5719
B

D

D

C

20116
10908,5

T

A

B

C

D


*Chọn then và kiểm nghiêm then.
a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng.
Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d
của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng
(9.1a).
*Chọn then.
Đờng kính vòng chân bánh răng 1 df1=48(mm),mà đờng kính
trục dI3=35(mm). df1-dI3-t2=48-35-t2=13t2>>5.m=5.1,5=7,5(mm).Vậy ta dùng then để cố định bánh
răng trên trục.
-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô
men xoắn,vì dI3=35(mm),tra bảng 9.1a ta chọn then.
r=0,32(mm).b=10(mm),h=8(mm),lthen=(0,8ữ0,9).30=24ữ27.
Ta lấy lthen=25(mm).
+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=5(mm).
+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm).
*Kiểm nghiệm then.
-Theo độ bền dập.



dI

=

2.T
I
d .l . h t
t
1

(

.
d

)

+Ta có
TI=10908,5(N.mm),d=35(mm),h=8(mm),t1=5(mm),lt=25(mm),
tra bảng 9.5/178 ta đợc [d]=100(MPa).
-Theo độ bền cắt.

c =

2.T
1 .
d .lt .b c


Ta chọn []=60(MPa).
Vậy then thoả mãn điều kiện bền.
b.Chọn then cho chỗ lắp khớp nối.
Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d
của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng

(9.1a).
*Chọn then.
Đoạn lắp khớp nối ta cần chọn lắp then để truyền mô men
xon từ động cơ sang trục I.
Đờng kính của chỗ lắp then dk=25mm,tra bảng ta chọn loại
then có kích thớc nh sau:
b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, r=0,25mm.Chiều dài
của then dthen=(0,8ữ0,9).40=32ữ36mm,ta chọn lthen=34mm.
+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4mm.
+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8mm.
*Kiểm nghiệm then.
-Theo độ bền dập.



dI

=

2.T
I
.
d .l . h t d
1
t

(

)

+Ta có
TI=10908,5(N.mm),d=25(mm),h=7(mm),t1=4(mm),lt=25(mm),
tra bảng 9.5/178 ta đợc [d]=100(MPa).
-Theo độ bền cắt.

c =

2.T
1 .
d .lt .b c


Ta chọn []=60(MPa).
Vậy then thoả mãn điều kiện bền.
4. Trc 2
1Chọn sơ bộ đờng kính trục.

Xỏc nh khong cỏch gia cỏc gi v im t lc:

k2
k1
l m22

l 23
l 22

l 21

-Vì đờng kính sơ bộ của trục dII=25(mm).Tra bảng 10.2/189
chọn đợc

chiều rộng ổ lăn b0=17(mm).
-Chiều dài may ơ bánh răng.
dmII2=(1,2 4 1,5).d=(1,2 4 1,5).25=304 37,5(mm).