Đang tải... (xem toàn văn)
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng
LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung Trong môi trườg công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp, phân đôi cấp nhanh để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy Xin cám ơn thầy Nguyễn Ngọc Sang đã hướng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này! SVTH: Hoàng Đức Hưng 1 MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG Lời mở đầu 1 Chương 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3 1 Chọn động cơ điện 3 2 Phân phối tỷ số truyền 5 Chương 2: Tính toán bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) 8 Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 12 A.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 12 B.thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 21 Chương 4: Tính toán thiết kế trục 27 Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, 44 các chi tiết khác và bôi trơn hộp giảm tốc Chương 6: Tính toán thiết kế kết cấu hộp 50 Tài liệu tham khảo 52 2 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ a) Tính công suất Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện: - Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép - Động cơ không có khả năng quá tải trong thời gian ngắn - Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động - Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào: Các số liệu đã cho: - Tải trọng F = 14500N - Vận tốc băng tải V = 0,46 m/s - Đường kính tang D = 320 mm Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải η _ là hiệu suất truyền dộng Trong đó: Ta chọn: Nlv = FV 14500.0, 46 = = 1000.η 1000.η η1 = 0,95 (Kw) _ là hiệu suất bộ truyền đai 3 η 2 = 0,98 _ là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (hai bộ) η 3 = 0,995 η4 = 1 _ là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) _ là hiệu suất khớp nối 2 η = η1.η 2 η34 η 4 = 0,894 Ta được: ⇒ Nlv = Công suất cần thiết : 14500.0, 46 = 7, 460 1000.0,894 (Kw) = N lv 7, 46 = = η 0,894 8,344 (Kw) Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức N đm > Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-52-4 có: Công suất động cơ Nđm = 10 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1460 vòng/phút ηđm = 89% Hiệu suất động cơ Hệ số =2 Khối lượng động cơ m = 107 Kg b) Kiểm tra động cơ Tải trọng thỏa mãn: =2 4 Có: Tmm 1, 65T1 1.65T1 = = =1 T T1 + T2 T1 + 0, 65T1 (thỏa mãn) 2 Phân phối tỷ số truyền a)Tỷ số truyền chung Tý số truyền động chung: i = Trong đó : nt là số vòng quay của tang dẫn động V= từ ⇒ nt= π Dnt 60.1000 (m/s) V 60.1000 o, 46.60.1000 = = 27, 45 πD 320π 1460 = 53,18 27, 45 Vậy i= Ta có: i = ing.ih = ing.in.ic Trong đó: ing _ tỷ số truyền của bộ truyền đai ih _ tỷ số truyền của hộp giảm tốc in _ tỷ số truyền cấp nhanh ic _tỷ số truyền cấp chậm 5 (vòng/phút) Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa ing và ih ) theo nguyên tắc: - Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất - Điều kiện bôi trơn tốt nhất Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2 ≈ R4), chọn in = 1,3ic Chọn: ing(đai) = 2 ; i 53,187 = in ic 1, 2ic ic ⇒ ic = ⇒ ing = ⇒ 53,187 = 4,52 2.1,3 in = 1,3.4,52 = 5,876 =2 b)Tính toán các thông số và điền vào bảng • Công suất trên các trục Với: = 7,460 (Kw) N N = η η η = lv 3 3 2 N N = η η = 3 2 2 3 3 7, 460 = 8,307 0,995.0,95.0,995 (Kw) 8, 037 = 8,519 0,98.0, 995 (Kw) 6 N N = η η = 1 1 2 3 8,519 = 8, 736 0,98.0,995 (Kw) • Tốc độ các trục n =n 1 n = 2 = 1460 dc n i 1 = n n (vòng/phút) 1460 = 248, 72 5,87 (vòng/phút) 3 = n i 2 c = 248, 72 = 55, 02 4, 52 (vòng/phút) • Momen xoắn trên các trục 8, 736 = 57143( N mm) 1460 6 8,519 T 2 = 9,55.10 248, 72 = 327100( N mm) 6 8,307 T 3 = 9,55.10 55, 02 = 1441872( N mm) T 6 1 = 9,55 10 Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai Thông số Công suất(Kw) Tỷ số truyền Số vòng quay Momen xoắn(N.mm Động cơ 10 2 1460 57143 Trục1 8,736 Trục 2 8,519 Trục3 8,307 5,87 1460 57143 4,52 248 327143 55 1441872 7 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI) 1 Chọn loại đai Căn cứ công suất động cơ N=10 (Kw), tỷ số truyền i ng =2 và điều kiện làm việc va đập vừa, ta chọn loại đai là đai vải cao su Đai vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm 2.Xác định các thông số bộ truyền • Đường kính bánh đai nhỏ: D D D 1 = (1100 ↔ 1300) 3 N n dc dc 10 1460 = (208, 78 ↔ 246, 01)( mm) 1 1 = (1100 ↔ 1300) 3 Tra bảng 5-1 trang 85 (sách THCTM) ta chọn Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện: D 1 = 220(mm) π D1.n1 ≤ (25 ÷ 30)(m s ) 60.1000 π 220.1460 ⇔ ≤ (25 ÷ 30)(m s ) 60.1000 ⇔ 16,81 < (25 ÷ 30)(m s) v= Vậy đường kính đai thỏa mãn điều kiện • Đường kính bánh đai lớn: D 2 = i D1(1 − ξ ) = n (1 − ξ ) D n 1 1 2 8 Ta có: hệ số trượt của đai vải cao su D Tra bảng ta chọn D 2 2 ξ ≈ 0, 01 = 2.220.(1 − 0, 01) = 435, 6( mm) = 400mm • Khoảng cách trục A: Từ điều kiện hạn chế số vòng chạy u của đai trong 1 giây (để đai có thể làm việc được tương đối lâu), tìm được chiều dài tối thiểu L Chọn u max min = L min của đai v u max =4 ⇒ L min = Tính A theo L min 16 = 4( m) = 4000( mm) 4 : 2 2 L − π ( D1 + D 2) + 2 L − π ( D 2 + D1) − 8( D 2 − D 1) 2 A= 8 A= 2.4000 − π (220 + 400) + [ 2.4000 − π (220 + 400)] 8 A = 1510(mm) 9 2 − 8(400 − 220) 2 Để góc ôm α đủ lớn, khoảng cách trục A của bộ truyền cần thỏa mãn điều kiện: A ≥ 2( D1 + D 2) ⇔ 1510 ≥ 2(220 + 400) = 1240( mm) Vậy A thỏa mãn điều kiện Cần chọn lại A = 1500mm, như vậy tuổi thọ của đai sẽ tăng lên (vì u giảm) Tính lại chiều dài đai: ( − )2 π ( D 1 + D 2) + D 2 D 1 2 4A ( − )2 π L = 2.1500 + ( D1 + D 2) + D 2 D1 2 4.1500 L = 3979, 29( mm) L = 2A + Cần thêm vào chiều dài tìm được trên đây một lượng l = 20,71 (mm) để dễ nối đai • Kiểm nghiểm góc ôm trên bánh nhỏ Góc ôm α1 cần thỏa mãn điều kiện: α1 ≥ 150o Ta có: α1 = 180o − ( D 2 − D1 ).57o A 400 − 220 α1 = 180o − ( ).57o 1500 o α1 = 173 9′ Như vậy α1 thỏa mãn điều kiện trên 10 1,9.20, 72 = 1,98 > [ n ] 1,9 + 20, 72 n= Do tại tiết diện 1-1 chịu momen uốn lớn nhất, thỏa mãn an toàn về trục vậy điều kiện an toàn cả trục được thỏa mãn 3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường là : σ td = σ 2 + 3τ 2 ≤ [ σ ] Với : [ σ ] = 0,8.σ ch = 0,8.300 = 240 N / mm 2 σ= M u max 0,1d 3 ; τ= M x max 0, 2d 3 Ta có : 199514 = 46,53 0,1.353 57135 τ= = 13,32 0, 2.353 σ= ⇒ σ td = 46,532 + 13,322 = 48, 4 < [ σ ] Vậy điều kiện trục được thỏa mãn 38 TRỤC 2 : 39 Mx 1 Các số liệu ban đầu : d2 = 316mm; d3:=121mm H1= 75 mm ; H3= 110 mm P3 = 1970,4 N ; P3 = 6272 N Pr1 = 746,2 N ; Pr1 =2282 N Pa3 = 566,8 N d2 = 335885 N 2 d = P4 3 = 319872 N 2 M x1 = P3 M x2 40 Tính phản lực ở các gối trục : d ∑ mCy = 2 Pa 3 2 ÷− Pr 3 H1 + Pr 4 ( H 3 + H1 ) − Pr 3 ( 2 H 3 + H1 ) + RDy ( 2 H1 + 2 H 3 ) = 0 2 d −2 Pa 3 2 ÷+ Pr 3 H1 − Pr 4 ( H 3 + H1 ) + Pr 3 ( 2 H 3 + H1 ) 2 ⇒ RDy = 2 H1 + 2 H 3 ⇒ RDy = −916 ⇒ RCy = RDy + Pr 4 − 2 Pr 3 = −128 ∑ mCx = P3 H1 + P3 ( 2 H 3 + H1 ) + P4 ( H 3 + H1 ) − RDx ( 2 H1 + 2 H 3 ) = 0 ⇒ RDx = P3 H1 + P3 ( 2 H 3 + H1 ) + P4 ( H 3 + H1 ) ( 2 H1 + 2 H 3 ) ⇒ RDx = 5107 N ⇒ RCx = 2 P3 + P4 − RDx = 5107 N Ở tiết diện 3-3 : d2 + RCy H1 = 87074 N 2 = RCx H1 = 383025 N M uy = Pa 3 M ux ⇒ M u ( 3−3) = 870742 + 3830252 = 392798 N M td = 3927982 + 0, 75.3358852 = 488779 N ⇒ d ( 3− 3) = 3 488779 = 46,1mm 0,1.50 ở tiết diện 4-4 : 41 d2 − Pr 3 ( H1 + H 3 ) + RCy ( H1 + H 3 ) = 65201 N 2 M ux = RCx ( H1 + H 3 ) = 944795 N M uy = Pa 3 ⇒ M u ( 4−4 ) = 652012 + 9447952 = 947042 N M td = 9470422 + 0, 75.319872 2 = 986726 N ⇒ d( 4−4 ) = 3 986726 = 58, 6 mm 0,1.50 ở tiết diện 5-5 : d2 + RDy H1 = 165373 N 2 M ux = RDx H1 = 383025 N M uy = Pa 3 ⇒ M u ( 5−5) = 1653732 + 3830252 = 417201 N M td = 4172012 + 0, 75.3358852 = 508596 N ⇒ d ( 5−5) = 3 508596 = 46, 6mm 0,1.50 Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện 3-3 và 5-5 bằng 45mm, tại tiết diện 4-4 bằng 65mm, đường kính ổ lăn bằng 50mm 2 Tính chính xác trục 2 Ta xét ở tiết diện 4-4 : Mu = 947042 Nmm Mx = 319872 Nmm d = 60 mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 18760 mm3 Wo = 40000 mm3 Ứng suất pháp: σa = = 51 N/mm2 Ứng suất tiếp: τa = τm = = 4 N/mm2 Theo bảng 7-10 ta có: = 3,3 ⇒ = 1+ 0,6(- 1) = 2,38 Hê số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: 42 nσ = σ −1 270 = = 1, 6 kσ 3,3.1.51 σ ε σ β a Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: nτ = τ −1 150 = = 15,5 kτ 2,38.4 + 0, 05.4 τ + ψ τ τ m ετ β a 1, 6.15,5 1, 62 + 15,52 Hệ số an toàn: = 1, 6 > [ n ] = ( 1,5 ÷ 2,5 ) n= Do tại tiết diện 4-4 có mômen uốn lớn nhất, thỏa mãn an toàn về trục Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn 3 Kiểm nghiệm trục 2 khi quá tải đột ngột Mx max = 335885Nmm; Mu max = 947042Nmm; d = 50mm Ta có: σ= τ= 947042 = 44 N / mm 2 0,1.603 335885 = 15,5 N / mm 2 3 0,1.60 σ td = 442 + 3.15,52 = 46 < [ σ ] = 240 43 =32,1< [σ ] ⇒thoả mãn TRỤC 3 : Mx 1 Các số liệu ban đầu : 44 d 4 = 374mm H 4 = B + b + a + b1 + c + H 5 = l3 + l4 + l5 + b3 = 185mm 2 bdai = 155mm 2 P5 = 6272 N Pr 5 = 2282 N Rd = 2910 N Mx = P5 d 4 = 1317120 N 2 Tính phản lực ở các gối trục : ∑ mFy = Rd H 5 − Pr 5 H 4 + REy ( 2 H 4 ) = 0 ⇒ REy = − Rd H 5 + Pr 5 H 4 = −78 N 2H 4 ⇒ RFy = REy − Pr 5 + Rd = 550 N ∑ mEx = − P5 H 4 + RFx ( 2 H 4 ) = 0 ⇒ RFx = P5 H 4 = 3136 N 2H 4 ⇒ REx = P5 − RFx = 3136 N Ở tiết diện 6-6 : M uy = REy H 4 = 14430 N M ux = REx H 4 = 570752 N ⇒ M u ( 6−6) = 144302 + 5707522 = 570935 N M td = 5709352 + 0, 75.13171202 = 1271697 N ⇒ d ( 6− 6 ) = 3 1271697 = 63,3mm 0,1.50 Ở tiết diện 7-7 : 45 M u ( 7 −7 ) = Rd H 5 = 451050 N M td = 4510502 + 0, 75.1317120 2 = 1222576 N ⇒ d( 7 −7 ) = 3 1222576 = 62,5mm 0,1.50 Vậy ta chọn đường kính ở tiết diện 6-6 bằng 70mm và 7-7 bằng 65mm, đường kính lắp ổ lăn bằng 65mm 3 Tính chính xác trục 3 Tại tiết diện 6-6: Mu = 570935Nmm Mx = 1317120Nmm d = 70mm Tra bảng 7-3b, ta có: W = 27540 mm3 ; Wo= 58400mm3 Ưngs suất pháp: σa = 570935/27540 = 20,73N/mm2 τa = τm = 1317120/(2.58400) = 11,27N/mm2 Ứng suất tiếp: Theo bảng 7-10 ta có: kσ/εa = 2,8 ⇒ kτ/ετ = 1 + 0,6(kσ/εσ - 1) = 2,08 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: nσ = σ −1 270 = = 4, 65 kσ 2,8.1.20, 73 σ ε σ β a Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: nτ = τ −1 kτ τ +ψ τ τ m ετ β a 4, 65.6, 2 4, 652 + 6, 22 Hệ số an toàn: = 150 = 6, 2 2, 08.11, 27 + 0, 05.11, 27 = 3, 72 > [ n ] n= Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn 46 3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột Mx max = 1317120Nmm ; Mu max = 570042Nmm ; d = 70mm σ= τ= 570935 = 18,15 N / mm 2 3 0,1.68 1317120 = 41,88 N / mm 2 0,1.683 2 2 ⇒ σ td = 18,15 + 3.41,88 = 74,8 = 45< [σ ] ⇒thoả mãn CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN, KHỚP NỐI, CÁC CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC A.TÍNH THEN 1 Trục 1 ở tiết diện 1-1và 2-2 có d = 45mm Theo bảng 7-23, ta có : b = 10; t = 4,5; k = 4, 2; h = 8; t1 = 3, 6; M x1 = 57135 N Dường kính vòng chân răng di1 = 53 > d1-1 do đó không cần làm bánh răng liền trục Chiều dài then : l = 0,8.lm = 0,8.60 = 48mm Kiểm nghiệm sức bền dập của then : 47 2.M x1 ≤ [ σ ] d = 150 N / mm 2 d k l 2.57135 σd = = 10, 79 N / mm 2 < [ σ ] d 35.4, 2.48 σd = Kiểm nghiệm sức bền cắt của then : 2.M x1 ≤ [ τ ] d = 120 N / mm 2 d b.l 2.57135 τc = = 4,53 N / mm 2 < [ τ ] d 35.10.48 τc = 2 Trục 2 ỏ tiết diện 3-3 và 5-5 có đường kính trục bằng 50mm Tra bảng 7-23, ta có : Chiều dài then : l = 0,8.56 = 45 mm Kiểm nghiệm sức bền : 2.335885 = 32,8 N / mm2 < [ σ ] d 48.6, 2.45 2.335885 τc = = 12, 71 N / mm 2 < [ τ ] c 48.16.45 σd = ở tiết diện 4-4 đường kính trục bằng 65mm Tra bảng 7-23, ta có : b = 16; t = 5,5; k = 6,8; h = 11; t1 = 5, 6 Chiều dài then : l = 0,8.100 = 80mm Kiểm nghiệm sức bền của then : 48 2.335885 = 18, 71 N / mm2 < [ σ ] d 60.6,8.80 2.335885 τc = = 7,95 N / mm 2 < [ τ ] c 60.16.80 σd = 3 Trục 3 ở tiết diện 6-6 đường kính trục bằng 70mm, tra bảng 7-23, ta có : b = 20; t = 6; k = 7, 4; h = 12; t1 = 6,1 Chiều dài then : l = 0,8 194 = 75mm Kiểm nghiệm sức bền của then : 2.1317120 = 61, 7 N / mm 2 < [ σ ] d 68.7, 4.75 2.1317120 τc = = 25, 37 N / mm 2 < [ τ ] c 68.18.75 σd = B THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 1 Chọn ổ lăn Trục 1 và trục 2 có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, còn đối với trục 3 ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy Sơ đồ chọn ổ cho trục 1 : 49 β Dự kiến cho trước góc β = 12° (kiểu 36000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức : C = Q ( nh ) 0,3 ở đây : n = 1460 vòng/phút h = 15000 giờ Q = (kv.R+mAt).kn.kt Hệ số m = 1,5 (theo bảng 8-2) kt = 1,3 hệ số tải trọng động (theo bảng 8-3) kn = 1 hệ số nhiệt độ (theo bảng 8-4) kv = 1 hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay (theo bảng 8-5) ta có : 50 RA = RAy 2 + RAx 2 = 987 2 + 23712 = 2568 N RB = RBy 2 + RBx 2 = 507 2 + 15702 = 1649 N S A = 1,3.RA tan β = 1,3.2568.tan120 = 957 N S B = 1,3.RB tan β = 1,3.1649.tan120 = 453 N Tổng lực chiều trục : At = S A − Pa1 − pa 2 − S B = 957 − 566,8 − 566,8 − 453 = −630 N Như vậy, lực At hướng về phía gối trục bên trái Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta tính đối với gối trục bên trái (ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại QA = ( 1.2568 + 1, 5.630 ) 1.1,3 = 4683 N = 468 daN C = 468 ( 1460.15000 ) 0,3 Tra bảng 8-7 tìm được (1460.15000)0,3 = 145 C = 468.145 = 67860 Tra bảng 17P, ứng với d=35 lấy ổ có ký hiệu là 36307 có Cbảng = 68000, đường kính ngoài của ổ D=80mm, chiều rộng B=21mm Sơ đồ chọn ổ cho trục 2 : β 51 RC = RCy 2 + RCx 2 = 1282 + 5107 2 = 5108 N RD = RDy 2 + RDx 2 = 916 2 + 5107 2 = 5188 N SC = 1,3.RC tan β = 1,3.5108.tan120 = 1411 N S D = 1,3.RD tan β = 1,3.5188.tan12 0 = 1433 N Tổng lực dọc trục : At = SC + 2.Pa 3 − S D = 1411 + 2.566,8 − 1433 = 1110 N Lực At hướng về bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn : QD = ( 1433 + 1,5.1110 ) 1,3 = 4027 N = 402 daN C = 402 ( 248.15000 ) 0,3 C = 402.95,5 = 38391 Tra bảng 17P, ứng với d = 45 lấy ổ có ký hiệu là 36309 có Cbảng = 60000, đường kính ngoài của ổ D = 100mm, chiều rộng B = 25mm Sơ đồ chọn ổ cho trục 3 : RF RE = REy 2 + REx 2 = 782 + 3136 2 = 3136 N RF = RFy 2 + RFx 2 = 5502 + 31362 = 3183 N 52 ... bánh cấp nhanh: 90 mm - Chi? ??u rộng bánh cấp chậm: 110 mm - Chi? ??u dài phần mayơ lắp với trục l5=1,2.d3 31 l5=1,2.64= 77mm - Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, phân đôi. .. nhỏ - Điều kiện bôi trơn tốt Trong hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp có cấp nhanh phân đơi bánh bị dẫn cấp nhanh cấp chậm ngâm dầu gần tức đường kính bánh phải xấp xỉ (R2 ≈ R4), chọn in = 1,3ic Chọn:... BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG A.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH (BÁNH RĂNG NGHIÊNG) Chọn vật liệu bánh -Bánh nhỏ: thép 45, thường hóa: σ bk = 600 N / mm σ ch = 300 N / mm HB = 200 -Bánh lớn: thép