MỤC LỤC Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải nghiêng 

Contents

Phần 1: Tên đề tài5

Phần 2: Các số liệu ban đầu. 5

2.1     Tính toán các số liệu khác:5

2.2 Bảng thông số kích thước ban đầu:8

Phần 3: Nội dung các phần thuyết minh và tính toán. 9

3.1 Thiết kế động học máy. 9

3.1.1 Phân tích các loại hộp giảm tốc của động cơ để chọn phương án của hệ thống. 9

3.1.2 Tính toán xác định các thông số kỹ thuật cơ bản của hệ thống. 10

3.1.2.1 Xác định lực kéo băng tải10

3.1.2.2 Xác định công suất động cơ. 10

3.2 Thiết kế động học hệ thống. 11

3.2.1     Sơ đồ động học hệ thống. 13

3.2.2 Bảng công suất, số vòng quay tính toán , momen xoắn của các trục trong hệ thống. 13

3.3 Thiết kế các bộ truyền động của hệ thống. 14

3.3.1 Thiết kế bộ truyền ngoài14

3.3.1.1 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích. 14

3.3.1.2 Kiểm nghiệm xích về độ bền. 15

3.3.1.3 Xác định các thông số của đĩa xích. 16

3.3.1.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích. 16

3.3.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục. 17

3.3.2 Thiết kế bộ truyền trong. 17

Bộ truyền cấp nhanh:17

3.3.2.1.1 Chọn vật liệu. 17

3.3.2.1.2 Định ứng suất cho phép. 17

3.3.2.1.3 Xác định thông số cơ bản. 20

3.3.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp. 20

3.3.2.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:21

3.3.2.1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn. 23

3.3.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải24

Bộ truyền cấp chậm:25

3.3.2.2.1 Chọn vật liệu. 25

3.3.2.2.2 Định ứng suất cho phép. 26

3.3.2.2.3 Xác định thông số cơ bản. 27

3.3.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp. 27

3.3.2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:28

3.3.2.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn. 30

3.3.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải31

3.3.3 Thiết kế trục. 32

3.3.3.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục. 32

3.3.3.2 Tính toán khớp nối:32

3.3.3.3 Tính toán đường kính sơ bộ của các trục. 33

3.3.3.4 Xác định khoảng cách các gối đỡ. 34

3.3.3.4.1 Xác định chiều dài mayơ. 34

3.3.3.4.2 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực. 34

Trục 2. 35

Trục 1. 35

Trục 3. 35

3.3.3.4.3 Lực tác dụng lên trục từ các gối đỡ. 35

Trục 1:35

Trục 2:40

Trục 3:45

3.3.3.5 Chọn ổ lăn cho trục I.50

3.3.3.6 Chọn ổ lăn cho trục II.53

3.3.3.7 Chọn ổ lăn cho trục III.54

3.3.4 Chọn các phần tử kết cấu khác của hệ thống. 55

3.3.4.1 Then của bánh răng 1. 55

3.3.4.2 Then của bánh răng 2. 56

3.3.4.3 Then của bánh răng 3. 56

3.3.4.4 Then của bánh răng 4. 56

3.3.4.5 Then của đĩa xích. 57

3.4 Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác. 57

3.4.1 Vỏ hộp. 57

3.4.2     Vòng móc cầu. 59

3.4.3 Cửa thăm.. 59

3.4.5     Nút thông hơi:60

3.4.6     Nút tháo dầu:60

3.4.7     Vòng phớt:60

Tài liệu tham khảo. 61

 

Phần 1: Tên đề tài

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải nghiêng vận chuyển vật liệu

Phần 2: Các số liệu ban đầu

Chiều dài theo phương ngang L = 50m

Khối lượng bao xi măng: m = 50kg, kích thước: 63x50x11 cm, thể tích: 0,033m³

2.1         Tính toán các số liệu khác:

Lựa chọn loại băng tải

Băng tải	Ưu điểm	Nhược điểm
Cao su	- Khả năng chịu mài mòn tốt: Cao su thường có khả năng chịu mài mòn tốt, phù hợp cho việc vận chuyển hàng hóa nặng như xi măng. - Tính linh hoạt: Cao su có thể làm việc tốt trong nhiều điều kiện môi trường khác nhau. - Khả năng chịu va đập tốt: Cao su có khả năng chịu va đập tốt, giảm nguy cơ hỏng hóc trong quá trình vận chuyển.	- Dễ bị biến dạng dưới tác động nhiệt độ: Cao su có thể biến dạng dưới tác động của nhiệt độ cao, điều này có thể xảy ra trong môi trường lưu thông băng tải. - Tính chất hấp thụ nước: Cao su có thể hấp thụ nước, gây ra sự hỏng hóc khi tiếp xúc với nước hoặc chất lỏng khác.
Nhựa PVC	- Giá thành thấp: PVC thường rẻ hơn so với cao su và một số vật liệu khác. - Khả năng chịu hóa chất: PVC có thể chịu được nhiều loại hóa chất, có thể hữu ích trong việc vận chuyển xi măng.	- Độ bền thấp: PVC có thể bị hỏng dễ dàng dưới tác động của áp lực hoặc va đập, điều này có thể xảy ra khi vận chuyển hàng hóa nặng như xi măng. Khả năng chịu nhiệt hạn chế: PVC không thể chịu được nhiệt độ cao, điều này có thể gây ra sự hỏng hóc khi tiếp xúc với xi măng nóng.
Con lăn	- Khả năng chịu lực lớn: Băng tải con lăn có thể chịu được áp lực lớn hơn so với các loại băng tải khác, phù hợp cho việc vận chuyển hàng hóa nặng như xi măng. Độ bền cao: Con lăn thường được làm từ vật liệu chịu mài mòn và độ bền cao, giúp kéo dài tuổi thọ của băng tải.	- Yêu cầu bảo trì cao: Cần bảo trì thường xuyên để đảm bảo hoạt động hiệu quả, điều này có thể tăng chi phí vận hành.

 

Lựa chọn loại cao su

Loại cao su	Ưu điểm	Nhược điểm	Phù hợp
Cao su tự nhiên	Độ bền và tính linh hoạt tốt.	Khả năng chịu mài mòn và chịu nhiệt không cao bằng các loại cao su tổng hợp.	Phù hợp cho các ứng dụng có điều kiện làm việc bình thường và yêu cầu độ bền trung bình.
Cao su neoprene	Khả năng chịu mài mòn và chịu nhiệt tốt hơn cao su tự nhiên	Khả năng chịu hóa chất có thể kém hơn một số loại cao su tổng hợp.	Phù hợp cho các ứng dụng yêu cầu chịu mài mòn và nhiệt độ cao như vận chuyển các vật liệu nóng.
Cao su nitrile (NBR)	Chịu dầu, chất dầu mỡ và chịu mài mòn tốt.	Không chịu được ozone và nhiệt độ cao.	Phù hợp cho các ứng dụng yêu cầu chịu dầu, chất dầu mỡ như trong ngành công nghiệp hóa chất hoặc dầu khí.
Ethylene Propylene Diene Monomer (EPDM)	Chịu được ozone, nhiệt độ cao và thời tiết khắc nghiệt.	Khả năng chịu dầu và chất dầu mỡ không cao.	Phù hợp cho các ứng dụng nơi có yêu cầu về chịu nhiệt và thời tiết.
Cao su butyl (IIR)	Khả năng chịu hóa chất và chịu mài mòn tốt.	Khả năng chịu ozone và nhiệt độ cao không cao.	Phù hợp cho các ứng dụng yêu cầu chịu hóa chất như trong ngành công nghiệp hóa chất.
Cao su silicone (SiR)	Chịu nhiệt độ rất cao, tính linh hoạt và tuổi thọ cao.	Độ mài mòn không cao.	Phù hợp cho các ứng dụng yêu cầu chịu nhiệt độ cao như trong ngành công nghiệp luyện kim.

 

Lựa chọn loại dây cao su tự nhiên 

 

Loại	Lớp bố	Ưu điểm	Nhược điểm	Ứng dụng
EP	Polyester	- Chịu tải tốt.  - Chống mài mòn cao.  - Chống trượt vật liệu.  - Tốc độ cao.	- Giá thành cao.  - Khả năng chịu nhiệt thấp.	Vận chuyển vật liệu có tải trọng trung bình đến nặng, môi trường làm việc có độ mài mòn cao, vật liệu có góc nghiêng lớn.
NN	Nylon	- Dẻo dai tốt.  - Ít co giãn.  - Chống ăn mòn hóa chất.  - Giá thành rẻ.	- Chịu tải thấp hơn EP.  - Khả năng chịu nhiệt thấp.	Vận chuyển vật liệu có tải trọng nhẹ, môi trường có hóa chất nhẹ.
CC	Cotton	- Chịu nhiệt cao.  - Ít biến dạng.	- Chịu tải thấp.  - Khả năng chống mài mòn thấp.  - Giá thành cao.	Vận chuyển vật liệu nóng.

 

Chọn loại cao su tự nhiên ep

Chiều cao: xét làm việc khi cần vận chuyển xi măng tới nơi đóng lên kho, khoảng cách 2 tầng là 4-6m. Chọn h = 6m

Góc nghiêng:   

Hệ số ma sát giữa cao su tự nhiên và giấy kraft không tráng là 0.4 => f= 0,4

f= 0.4 = tan  => = 21,8˚ >  (thỏa để bao không bị trượt)

Lựa chọn băng tải có chiều rộng là 800mm.

B800 loại  EP300/2

Lớp bố gồm 2 lớp, mỗi lớp dày 1mm

Lớp phủ cao su dày 3mm (trên lẫn dưới)

Trọng lượng riêng lớp bố cao su: 1,5 g/

Trọng lượng riêng lớp cao su : 0,92 g/

Xét việc lựa chọn dây băng tải:

Tải trọng tối đa = 500.sin6,84 + 0,4.500.cos6,84 = 258N

Lựa chọn đường kính là 400mm

Xác định vận tốc:

Năng suất 2000 bao/h => 1,8s / 1 bao

Cho khoảng cách giữa các bao là 27cm => 1 bao sẽ được thêm vào khi bao trước đã vận chuyển được 90cm.

Vận tốc băng tải: 90/1,8 = 50 cm/s =0,5 m/s

2.2         Bảng thông số kích thước ban đầu:

Độ cao	6 m
Chiều dài theo phương ngang	50 m
Góc nghiêng	6,84
Chiều rộng dây	800 mm
Đường kính dây	400 mm
Vận tốc	0,5 m/s
Thời hạn phục vụ	5 năm
Số ca làm việc	2 ca
Năng suất	2000 bao/h

 

Phần 3: Nội dung các phần thuyết minh và tính toán

3.1 Thiết kế động học máy

3.1.1 Phân tích các loại hộp giảm tốc của động cơ để chọn phương án của hệ thống

 

Lựa chọn hộp giảm tốc 

Loại hộp giảm tốc	Ưu điểm	Nhược điểm
Hộp giảm tốc trục vít- bánh vít	- Tỷ số truyền lớn - Khả năng tự hãm cao  - Hoạt động êm ái - Giá thành rẻ	- Hiệu suất thấp  - Độ ồn cao  - Kích thước lớn  - Khó chế tạo
Hộp giảm tốc bánh răng trụ	- Hiệu suất cao  - Độ ồn thấp  - Kích thước nhỏ gọn  - Dễ chế tạo	- Tỷ số truyền nhỏ  - Không có khả năng tự hãm  - Giá thành cao
Hộp giảm tốc bánh răng hành tinh	- Tỷ số truyền lớn  - Hiệu suất cao  - Độ ồn thấp  - Kích thước nhỏ gọn	- Giá thành cao  - Độ phức tạp cao

Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ 

 

Lựa chọn bộ truyền động

 

Hiệu suất truyền động	Độ bền tuổi thọ	Tiếng ồn	Bảo trì
Truyền động xích	Thường có hiệu suất truyền động cao hơn so với đai. Điều này là do xích không mất năng lượng do trượt hay co rút.	Thường có độ bền và tuổi thọ cao hơn so với đai, đặc biệt trong các ứng dụng yêu cầu tải trọng lớn và hoạt động liên tục.	Thường tạo ra tiếng ồn lớn hơn so với đai trong quá trình hoạt động.	Yêu cầu bảo trì định kỳ và bôi trơn để giữ cho xích hoạt động mượt mà và tránh hiện tượng rỉ sét.
Truyền động đai	Có thể có mất mát năng lượng nhỏ do trượt hoặc co rút trong quá trình truyền động, dẫn đến hiệu suất thấp hơn so với xích.	Độ bền và tuổi thọ thường thấp hơn so với xích, đặc biệt là trong môi trường làm việc nhiệt độ cao và môi trường hóa chất.	Thường ít tạo ra tiếng ồn hơn, làm cho chúng thích hợp hơn trong các ứng dụng yêu cầu môi trường làm việc yên tĩnh hơn.	Thường ít yêu cầu bảo trì hơn và không cần bôi trơn như xích.

3.1.2 Tính toán xác định các thông số kỹ thuật cơ bản của hệ thống

3.1.2.1 Xác định lực kéo băng tải

     -    Xét các bao đặt sát nhau: tối đa 79 bao

           P1 = 50.79.10 = 39500N

-        Xét chiều dài băng tải:

 L’ = 50.2 + .0,4 = 102 m

-        Trọng lượng dây

 Pd = (1,5.2.0,1 + 0,92.0,3).80.100.102.10 = 4700,016 N

-        Lực kéo băng tải:

 F = ( 39500+ 4700,16) sin6,84 = 5264 N

3.1.2.2 Xác định công suất động cơ

-    Công suất trên trục công tác:

  =  = 2,632 kW                                                 2.11[1]

-        Hiệu suất của bộ truyền:

 ղ= . .  = 0,99³.0,93². 0.93.1 = 0,78                                   2.9[1]

-        Công suất trên trục của động cơ điện :

                                                                            2.8[1]

-        Xác định số vòng quay của động cơ trên trục công tác

  =  =  = 23,87 vòng/phút                                            2.16[1]

: tỉ số truyền bánh răng trụ 2 cấp 8-40: 22

: tỉ số truyền truyền động xích  2-5 : 2

Tỉ số truyền:  =  .                                                          2.15[1]

  =  = 23,87 .44 = 1050,28 vòng/phút                                      2.18[1]

Chọn động cơ:    ,    

Tra bảng P1.3: chọn 4A100L4Y3

 = 4 kW ;  = 1420 vòng/phút

Dựa vào bảng P1.3/236 , ta chọn động cơ “4A100L4Y3 ”có

công suất là 4 kW và số vòng quay của trục chính là 1420 (vòng/phút ).

 

Tên động cơ	Công suất(kW)	Số vòng quay (v/ph)
4A100L4Y3	4	1420	0,84	84	2.2

3.2 Thiết kế động học hệ thống

-        Tỉ số truyền chung của hệ thống

                                                                                3.23[1]

              =  = 2,704                                                                        3.24[1]

Tỉ số truyền cấp nhanh: 6,48

Tỉ số truyền cấp chậm: 3,39

Tỉ số truyền của xích: 2,704

Kiểm tra sai số về tỉ số truyền:

           u = = 2,704.6,48.3,39 = 59,4

           u =  .100 = 0.1 < 5   (thỏa)

Tính toán công suất trên các trục

            =  = 2,632 kW

            =  = = 2,86 kW

            = = = 2,97 kW

            = = = 3,09 kW

Tốc độ trên trục:

 = 1420 v/p

Tốc độ trục I:                      = = =1420 v/p

Tốc độ trục II:                    = = = 219,14 v/p

Tốc độ trục III:                  = = = 64,64 v/p

Tốc độ trục công tác:         = = = 32,32 v/p

Momen xoắn liên tục:

 = 9,55.  = 9,55. = 26901,41 Nmm

= 9,55.      = 9,55. = 20781,34 N.mm

 = 9,55.     = 9,55. = 129430,6 N.mm

 = 9,55.     = 9,55.  = 422540,22 N.m

= 9,55.   = 9,55.  = 777710,4 Nmm

3.2.1   Sơ đồ động học hệ thống

SƠ ĐỒ ĐỘNG

 

3.2.2 Bảng công suất, số vòng quay tính toán, momen xoắn của các trục trong hệ thống

 

Thông số - Trục	động cơ	trục I		II		III		công tác
Công suất	4	3,09		2,97		2,86		2,672
Số vòng quay	1420	1420		219,14		64,64		32,32
Momen xoắn	26901,41	20781,34		129430,96		422540,22		777710,4
Tỉ số truyền	1		6,48		3,39		2,704

3.3 Thiết kế các bộ truyền động của hệ thống

3.3.1 Thiết kế bộ truyền ngoài

3.3.1.1 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Chọn xích con lăn

-        Số răng đĩa xích dẫn:

 = 29- 2. = 29- 2.2 = 25     

 = .= 2.25 = 50   = 120 (đối với xích con lăn)                   5.1[1]

-        Xác định bước xích:

 = P..   [P]                                                                             5.3[1]

Trong đó:

 =  =  = 1 : hệ số số răng

 =  =  = 0,77

k =                                                                        5.4[1]

k₀=1             Hệ số kể đến ảnh hưởng của bố trí bộ truyền nằm ngang

k_a=1             Hệ số kể đến khoảng cách trục với a = ( 30÷50)p

k_đc=1           Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

k_bt=1,3         Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

k_đ=1             Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

k_c=1,25        Hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

ð   k = = 1.1.1.1.1,3.1,25 = 1,625

= P..  2,86 .1,625.1.0,77=3,58  kW

=  =  = 2,11 kw ( xích 2 dãy nên  = 1,7 )                               5.5[1]

Tra bảng (5.5), ta có:  = 50 v/p ;   = 2,11 kw  => chọn p =25,4 mm

-        Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:

a= ( 30….50 )p = 40p = 40.25,4 = 1016 mm                                         5.11[1]

-        Số mắt xích:

 +( )/2 + . 

=                                               5.12[1]

Chọn số mắt xích chẵn:  X= 118

-        Tính lại khoảng cách trục a:

a= 0,25.p.[X – 0,5.( + ]           5.13[1]

          = 0,25.25,4.[118 – 0,5.75 + ] 

          = 1017,3 mm

Để xích không chịu nổi lực căng lớn, giảm a 1 lượng a

a = (0,002 … 0,004) a   chọn   a = 0,002a = 0,002.1017,4 = 2,03 mm

Do đó:  = 1017,3 -2,03 = 1015,27 mm = 1,02m

-        Số lần va đập xích trong 1 giây:

i=  =  = 0,91  [i] = 30                                         5.14[1]                       

3.3.1.2 Kiểm nghiệm xích về độ bền

s = Q / (                                                             5.15[1]

Trong đó:

Q : tải trọng phá huỷ - Q = 113,4 kN

 : hệ số tải trọng động- = 1,2

 : lực vòng

 = 4205,9 N

v = 0,68 m/s

: lực căng do li tâm sinh ra

 2,312N  (p = 5kg - khối lượng 1 xích)     bảng 5.2[1]

: lực căng do trọng lượng nhánh xích đó sinh ra

= 9,81..q.a = 9,81.4.5.1,02 = 200,12 N

  = 17,42

Tra bảng 5.10 :   n = 50 v/ph thì [s] = [7]      

s > [] : thỏa điều kiện

3.3.1.3 Xác định các thông số của đĩa xích

-    Đường kính đĩa xích dẫn

d₁                                              5.17[1]

-        Đường kính đĩa xích bị dẫn

d₁                                              5.17[1]

d_a1 = p[0,5+ cotg(p/z₁)] = 25,4[0,5 +cotg(p/25)] = 213,76 mm

d_a2 = p[0,5+ cotg(p/z₂)] = 25,4.[0,5 +cotg(p/50)] = 416,42 mm

d_f1= d₁ - 2r

Tra bảng 5.2^*  d₁ = 15,88

r = 0,5025d₁ + 0,05 = 0,5025. 15,88 + 0,05 = 8,03 mm.   

d_f1 = 253,32- 2. 8,03 = 237,26 mm

d_f2= d₂ - 2r= 404,52 - 2. 8,03 = 388,46 mm

3.3.1.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

-    Ứng suất tiếp xúc d_h  của đĩa xích

Trong đó:

K_r : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z:

Với Z₁ = 25 ® K_r = 0,42

A: diện tích chiếu của bàn lề, mm² . Tra bảng 5.12^*A= 306 mm²

K_đ: hệ số tải trọng động K_đ = 1,2

K_d: hệ số phân bố không đều cho các dãy : K_d =1

F_t: lực vòng           F_t = 4205,9 (N)

E: modun đàn hồi  E = 2E₁E₂ /(E₁ + E₂) E = 2,1.10⁵ Mpa

F_vđ­: Lực va đập trên m dãy xích

F_vđ­ = 13.10^-7. n₃ . p³. m = 13. 10^-7. 64,64. (25,4)³. 2 = 2,75 N

Vậy chúng ta dùng thép 45 tôi kết hợp ram đạt độ rắn HRC50 sẽ được ứng suất tiếp xúc cho phép [s_h] = 900 (MPa). Đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa

3.3.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục

-    Lực tác dụng lên trục: F_x = k_x. F_t                                                           5.20[1]

K_x: hệ số kể đến trọng lượng xích. Khi bộ truyền ngoài nằm ngang: K_x=1,15

F_x= 1,15. 4205,9 = 4836,785 N

 

BẢNG THÔNG SỐ

Thông số	Kí hiệu	Trị số	Đơn vị
Số răng đĩa dẫn	Z1	25	răng
Số răng đĩa bị dẫn	Z2	50	răng
Đường kính vòng chia đĩa xích 1	d1	253,32	mm
Đường kính vòng chia đĩa xích 2	d2	404,52	mm
Lực tác dụng lên trục	Fr	4836,785	N

3.3.2 Thiết kế bộ truyền trong

 Bộ truyền cấp nhanh:

3.3.2.1.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng. Dựa vào bảng 6.1[1]

Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45, tôi cải thiện.

Độ rắn 220HB; độ bền uốn s_b = 750MPa; độ bền chảy s_ch = 450MPa.

Vật liệu làm bánh răng lớn là thép C45, thường hóa.

Độ rắn 210HB; độ bền uốn s_b = 600MPa; độ bền chảy s_ch = 340MPa.

3.3.2.1.2 Định ứng suất cho phép

-    Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

          [s_H] = (s^o_Hlim/S_H).Z_R.Z_v.K_xH.K_HL                                                                                         6.1[1]

          [s_F] = (s^o_Flim/S_F).Y_R.Y_v.K_xF.K_FC.K_FL                                                                                 6.2[1]

Trong đó:

Z_R: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z_V: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

          K_xH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

          s^o_Hlim, s^o_Flim: ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

          S_H, S_F: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

          K_FC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

K_HL, K_FL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng và thời gian phục vụ

Chọn sơ bộ: Z_R.Z_v.K_xH = 1        Và      Y_R.Y_v.K_xF = 1

[s_H] = s^o_Hlim K_HL /S_H                          [s_F] = s^o_Flim K_FC.K_FL /S_F

Theo bảng 6.2[1], tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng và lõi răng HB 180 ¸ 350

s^o_Hlim = 2HB + 70 MPa                       

s^o_Flim = 1,8HB

S_H = 1,1 và S_F = 1,75

-        Bánh chủ động:

s_oHlim1 = 2 . 220 + 70 = 510 MPa

s^o_Flim1  = 1,8 . 220 = 396 MPa 

-        Bánh bị động

s^o_Hlim2 = 2 . 210 + 70 = 490 MPa

s^o_Flim2 = 1,8 . 210 = 378 MPa

K_HL = (N_HO/N_HE)^1/mH

K_FL = (N_FO/N_FE)^1/mF

Trong đó:

m_H, m_F : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

m_H = m_F = 6 khi độ rắn mặt răng HB  350

N_HO, N_FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

N_HO = 30H_HB^2,4                                                                                                                                 6.5[1]

N_HO1 = 30 . 220^2,4  = 12,5.10⁶

N_HO2 = 30 . 210^2,4  = 11,2.10⁶

N_FO = 4.10⁶ đối với mọi loại thép

N_HE, N_FE: Sốchu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :  N_HE= N_FE= 60c.n.t∑                         6.6[1]

Trong đó:

C: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

n: số vòng quay trong 1 phút

t∑: tổng số giờ làm việc của bánh rang

N_HE1 = N_FE1 = 60c.n₁.t∑ = 60.1.1420.14600 = 1234.10⁶

N_HE2 = N_FE2 = 60c.n₂.t∑= 60.1.233,94.14600 = 204,9.10⁶

N_HE1 > N_HO1  ® N_HE1 = N_HO1

N_HE2 > N_HO2  ® N_HE2 = N_HO2

N_FE1 > N_FO1  ® N_FE1 = N_FO1

N_FE2 > N_FO2  ® N_FE2 = N_FO2

Vậy K_HL1 = K_HL2 = 1

                                                                                6.1a[1]

         

                                                                              6.2a[1]

K_FC = 1 (tải đặt 1 phía, bộ truyền quay 1 chiều)

          

-        Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng ta có:

-    Ứng suất cho phép khi quá tải:

[s_H]_max = 2,8s_ch                                                                                        6.13[1]

[s_H1] _max = 2,8max (s_ch1, s_ch2)   = 2,8.450 = 1260 MPa

[s_Fi] _max = 0,8s_ch                                                                                      6.14[1]

[s_F1] _max = 0,8.s_ch1 = 0,8.450 = 360 MPa

[s_F2] _max = 0,8.s_ch2 = 0,8.340 = 272 MPa

3.3.2.1.3 Xác định thông số cơ bản

a_w = K_a (u  1)                                                                    6.15a[1]

Trong đó:

K_a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

Tra bảng 6.5[1] K_a = 43

T₁ : Moment xoắn trên trục chủ động: T₁= 20781,34(N.mm)

[σ_H] : Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ­_H] = 454,54 (MPa)

u : Tỷ số truyền: u = 6,48

: Hệ số chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.6  = 0.4

K_Hb: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Y_bd = 0,53Y_ba(u+1) = = 0,53. 0,4. (6.48+1) = 1,58                                6.16[1]

Tra bảng 6.7[1] : K_Hb = 1,16 sơ đồ 5

a_w = 43(6.07 + 1)  = 114,41 mm => chọn a_w = 115 mm

3.3.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp

-    Modun pháp

m = (0,01¸ 0,02).a_w = (0,01¸ 0,02). 140 = 1,15 ¸ 2,3                  6.17[1]

Tra bảng 6.8: chọn m = 2

-        Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

Chọn sơ bộ góc nghiêng b = 10^o

z₁ = = = 15,1. Chọn số răng bánh nhỏ z₁ = 15           6.18[1]

z₂ = u.z₁ = 6,48.15= 97,2          Chọn z₂ = 97                                        6.20[1]

-        Tính lại góc nghiêng b theo z₃ và z₄:

cosb = m_n(z₁+z₂) / (2a_w) =2. (97+15) / (2.115) = 0,97

Vậy b = 13,12^o thỏa mãn điều kiện 8⁰ < õ⁰ <20⁰

-        Tính lại tỷ số truyền theo z₁ và z₂ :

          u =  = = 6,46

Kiểm tra: tỉ số truyền ban đầu u = 6,07® thỏa mãn điều kiện

3.3.2.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

-    Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

=                                                   6.33[1]

Trong đó

: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.

Tra bảng 6.5[I] với vật liệu thép – thép ta có :  = 274

: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

                                                                                   6.34[1]

                                                                               6.35[1]

          Trong đó:

: góc profin răng

góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71,                                                    bảng 6.11[1]

 =  = acrtg () = acrtg  ( = 20,5⁰

13,12]= 12,32⁰

=  = 1,71

Trong đó:

: hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Chiều rộng vành răng

 115 = 4                                          trang 108[1]

Hệ số trùng khớp dọc

  = 1,66                                                  6.37[1]

Vì nên                                                               6.36c[1]

Với                                   6.38b[1]

=  = 1,64

Suy ra:  =0.78

: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .

                                                                      6.39[1]

Trong đó :

-        Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

                                          6.11[1]

-     Vận tốc vòng:  = 2,29 m/s     6.40[1]

Tra bảng 6.13 v < 4 ta chọn cấp chính xác là 9.

Tra bảng 6.14 ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:  =1,13 và =1,37

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

K_Hv = 1+                                                                                6.41[1]

Trong đó:

n_H  = d_H.g_o.v.                                                                    6.42[1]

                    d_H : hệ số kể đến sự ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

d_H = 0,002 (với răng nghiêng)                                           bảng 6.15[1]

                    g_o: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2

g_o = 73 ( cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9)           bảng 6.16[1]

n_H  = 0,002 .73 .2,29  = 1,41

K_Hv = 1 +   = 1,04

Vậy: s_H = = 447,61Mpa

s_H > [s_H] = 454,54. Độ bền tiếp xúc không được đảm bảo, để khắc phục ta tăng chiều rộng vành răng:

b_w =  = 0,4. 106.  = 45,52mm.  

Chọn b_w = 46mm

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền tiếp xúc

3.3.2.1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép

                                                       6.43[1]

s_F2 = s_F1.Y_F2/Y_F1£ [s_F2]                                                                        6.44[1]

Trong đó :

T₁: Mômen xoắn trên bánh chủ động: T₁ = 20781,34 Nmm

m: môđun pháp: m = 2 mm

b_w: chiều rộng vành răng: b_w = 46 mm

d_w1: đường kính vòng lăn chủ động, d_w1 = 30,75 mm

Y_e: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y_e = 1/e_a với e_a là hệ số trùng khớp ngang: e_a =1,64 => Y_e = 1/1,64 = 0,61

Y_b = 1 - b/140 = 1 – 13,12/140 = 0,91

Y_F1, Y_F2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Tra bảng 6.18[1]:

Z_V1 = z₁ / cos³b = 19 / cos³18,54^o = 16,24® Y_F1 = 4,3

          Z_V2 = z₂ / cos³b = 115 / cos³18,54^o = 105,01 ® Y_F2 = 3,6

K_F: hệ số tải trọng khi tính về uốn: K_F = K_Fa K_FbK_Fv

Trong đó:

K_Fa: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. K_Fa = 1,37                      bảng 6.14[1]

K_Fb: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. K_Fb = 1,37                                               bảng 6.7[1]

K_Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

K_Fv = 1+                                                                                 6.41[1]

                    d_F : hệ số kể đến sự ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

d_F = 0,006 (với răng nghiêng)                                              bảng 6.15[1]

                    g_ô: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2

g_o = 73 ( cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9)            bảng 6.16[1]

n_F = d_F.g_o.v. = 0,006.73.2,29.  =4,23

K_Fv = 1+   = 1 +  = 1,08

K_F = K_Fa K_FbK_Fv = 1,37.1,37.1,07 = 2,03

Vậy:

s_F1= < [s_F1]

s_F2 = s_F1.Y_F2/Y_F1 = 71,19. 3,6/4,3 = 59,6 MPa < [s_F2]

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn

3.3.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

s_{H max} = s_H£ [s_{H max}]                                                                    6.48[1]

với K_qt = 2,2                                                                                bảng P1.3[1]

s_{H max} = 447,61.  = 663,91 MPa £ [s_{H max}]

s_{F i max} = s_Fi.K_qt £ [s_F] _max                                                                                                         6.49[1]

s_F1 = 71,19.2,2 = 156,62 Mpa £  [s_F1] _max

s_F2 =59,6. 2,2 = 131,12  Mpa £  [s_F2] _max                                             

 

Các thông số hình học của bộ truyền:

Khoảng cách trục
Modun	m=2
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền thực
Góc nghiêng răng	=13,32o
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia	=30,83 mm =199,36 mm
Đường kính vòng đỉnh	= 34,83 mm = 203,36 mm
Đường kính đáy răng	=25,83 mm =194,36 mm

Bộ truyền cấp chậm:

3.3.2.2.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng. Dựa vào bảng 6.1[1]

Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45, tôi cải thiện.

Độ rắn 280HB; độ bền uốn s_b = 850MPa; độ bền chảy s_ch = 580MPa.

Vật liệu làm bánh răng lớn thép C45, thường hóa.

Độ rắn 270HB; độ bền uốn s_b = 850MPa; độ bền chảy s_ch = 580MPa.

3.3.2.2.2 Định ứng suất cho phép

-    Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

[s_H] = s^o_Hlim K_HL /S_H                                                                             6.1a[1]

[s_F] = s^o_Flim K_FC.K_FL /S_F                                                                                                            6.2a[1]

Tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng và lõi răng HB 180 ¸ 350                     Bảng 6.2[1]

s^o_Hlim = 2HB + 70 MPa   

s^o_Flim = 1,8HB

S_H = 1,1 và  S_F = 1,75

-        Bánh chủ động:

s_oHlim3 = 2.280 + 70 = 630 MPa

s^o_Flim3  = 1,8 . 280 = 504 MPa 

-        Bánh bị động

s^o_Hlim4 = 2.270 + 70 = 610 MPa

s^o_Flim4 = 1,8.270 = 486 MPa

K_HL = (N_HO/N_HE)^1/mH

K_FL = (N_FO/N_FE)^1/mF

m_H = m_F = 6 khi độ rắn mặt răng HB  350

N_HO = 30H_HB^2,4                                                                                                                       6.5[1]

N_HO3 = 30.280^2,4  = 22,4.10⁶

N_HO4 = 30.270^2,4  = 20,53.10⁶

N_FO = 4.10⁶ đối với mọi loại thép

N_HE= N_FE= 60c.n.t∑         Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

N_HE3 = N_FE3 = 60c.n₁.t∑ = 60.1.233,94.14600 = 204,9.10⁶

N_HE4 = N_FE4 = 60c.n₂.t∑= 60.1.64,45.14600 = 56,5.10⁶

N_HE3 > N_HO3  ® N_HE3 = N_HO3

N_HE4 > N_HO4  ® N_HE4 = N_HO4

N_FE3 > N_FO3  ® N_FE3 = N_FO3

N_FE4 > N_FO4  ® N_FE4 = N_FO4

Vậy K_HL3 = K_HL4 = 1, K_FL3 = K_FL4 = 1

[ = .                                                                                    6.1a[1]

[ = 630. = 572,7 MPa     [ = 610. = 554,5 MPa

ð  [ = 554,5 MPa (giá trị nhỏ hơn)

[ = .                                                                                   6.2a[1]

          K_FC = 1 (tải đặt 1 phía, bộ truyền quay 1 chiều)      

[ = . = 288 MPa       [ = . = 277,7 MPa

-    Ứng suất cho phép khi quá tải:

[s_H]_max = 2,8s_chi                                                                                     6.13[1]

[s_H3] _max = 2,8s_ch3  = 2,8.580 = 1624 MPa

[s_H4] _max = 2,8s_ch4  = 2,8.580 = 1624 MPa

[s_{F i}] _max = 0,8s_chi                                                                                                                            6.14[1]

[s_F3] _max = 0,8.s_ch1 = 0,8.580 = 464 MPa

[s_F4] _max = 0,8.s_ch2 = 0,8.580 = 464 MPa

3.3.2.2.3 Xác định thông số cơ bản

a_w = K_a (u                                                                     6.15a[1]

Trong đó:

K_a = 49,5 (với bánh răng thẳng và vật liệu là thép-thép)                  bảng 6.5[1]

T₁= 129430,96(N.mm)

[σ_H]: Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ­_H] = 554,5 MPa

u: Tỷ số truyền: u = 3,39

 = 0.4                                                                                         bảng 6.6[1]

Y_bd = 0,53Y_ba(u+1) = 0,53. 0,4. (3,39+1) = 0,93

K_Hb = 1,1 sơ đồ 4                                                                             bảng 6.7[1]

a_w = 49,5(3,63 + 1)  = 151,88 mm Chọn a_w = 152mm

3.3.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

-    Xác định modun:

m = (0,01¸ 0,02). a_w  = (0,01¸ 0,02). 176 = 1,52 ¸ 3,04                        6.17[1]

Chọn m = 3                                                                                      bảng 6.8[1]

-        Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh:

-        Số răng bánh nhỏ

z₃ = =  = 23,08 Chọn z₃= 23                                        6.19[1]

z₄ = u.z₃ = 3,39. 25= 77,97 Chọn z₄ = 78                                               6.20[1]

-        Tính lại khoảng cách trục a_w

a_w = m(z₃ +z₄)/2 = 3.(25+90)/2 = 151,5 mm

Lấy a_w theo tiêu chuẩn a_w = 152 mm.                              

Do đó cần dịch chỉnh để tăng a_w

-        Hệ số dịch tâm:     

Y =  – 0,5(z₃ + z₄) =  – 0,5(23+ 82) = 0,17

Hệ số : k_y = 1000y/z_t = 1000. 0,17/101 = 1,67

k_x = 0,024                                                                                    bảng 6.10a[1]

-        Hệ số giảm đỉnh răng  k_x.z_t/1000 = 0,024. 101/1000 = 0,002

-        Tổng hệ số dịch chỉnh: x_t = y +  0,17+ 0,002 = 0,172

-        Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1                                                                 6.26[1]

x₃ = 0,5[x_t - (z₂ - z₁)y/z_t] = 0,5[0,172 - 55.0,17/101] = 0,04

x₄ = x_t - x₃ = 0,17 - 0,04 = 0,13

_-     Góc ăn khớp:  cos_tw = z_tmcos/2a_w = 10.3.cos20⁰/2.152 = 0,94

=> _tw = 20,51⁰

3.3.2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

-    Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

=                                                   6.33[1]

Trong đó :

 = 274

 =  = 1,7 với b_b = 0 và _tw = 20,51⁰                 6.34[1]        

 152 = 60,8 mm                                        trang 108[1]

Hệ số trùng khớp dọc: Vì nên                                 6.36c[1]

Hệ số trùng khớp ngang:             6.38b[1]

 = 1,7        

 = 0,88                                                              6.36a[1]

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:               6.39[1]

Trong đó :

-    Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d_w3  = 2a_w/(u+1) = 2.152/(3,39+1) = 69,25mm                   bảng 6.11[1]

-     Vận tốc vòng:

     = 0,79 m/s                                    6.40[1]

v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9                                         bảng 6.13[1]

Chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:  =1,13 và =1,37                            bảng 6.14[1]

-        Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

K_Hv = 1+                                                                      6.41[1]

Trong đó:

n_H  = d_H.g_o.v.

d_H = 0,006 (với răng thẳng)                                     bảng 6.15[1]

g_o = 73 ( cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9) bảng 6.16[1]

n_H = 0,006.73 .0,79  = 2,32

K_Hv = 1 +   = 1,03

 s_H = 497,25Mpa < [s_H] = 554,5MPa

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền tiếp xúc

3.3.2.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

-    Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:

                                                            6.43[1]

s_F2 = s_F1.Y_F2/Y_F1£ [s_F2]                                                                             6.44[1]

Trong đó :

T₂ = 129430,96 Nmm

m = 3 mm

b_w = 68,8mm

d_w1 = 69,25 mm

e_a =1,7 => Y_e = 1/1,7 = 0,59

Y_b = 1 - b/140 = 1 – 0/140 = 1

Z_v1 = z₃  = 23,        x₃ = 0,04® Y_F3 = 3,902                                  bảng 6.18[1]

Z_v2 = z₄ = 78;         x₄ = 0,17® Y_F4 = 3,566                                  bảng 6.18[1]

K_F = K_Fa K_FbK_Fv

K_Fa = 1,37  K_Fb = 1,21

K_Fv = 1+                                                                                  6.41[1]

d_F = 0,016 (với răng thẳng không vát đầu răng)                             bảng 6.15[1]

g_o = 73 ( cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9)                       bảng 6.16[1]

n_F = d_F.g_o.v.   = 0.016 . 73 .0,79.  = 5,87

K_Fv = 1 +  = 1,12

K_F = 1,12. 1,37. 1,21 = 1,86

Vậy:

s_F3= < [s_F3]

s_F4 = 87,76. 3,902/3,566= 96,03 MPa < [s_F4]

Bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn

3.3.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

s_{H max} = s_H£ [s_{H max}]                                                                    6.48[1]

với K_qt = 2,2                                                                                bảng P1.3[1]

s_{H max} = 497,25.  = 737,54 MPa £ [s_{H max}]

s_{F i max} = s_Fi.K_qt £ [s_F] _max                                                                                          6.49[1]

s_F3 = 87,76. 2,2 = 193,072 Mpa £  [s_F3] _max

s_F4 = 96,03. 2,2 = 211,266 Mpa £  [s_F4] _max

Khoảng cách trục
Modun	m = 3
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền thực
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng	da3 = d3+2(1+x3-)m= 69+2(1+0,04-0,002)3=75,228mm da4 = d4+2(1+x4-)m= 234+2(1+1,13-0,002)3= 238,256mm
Đường kính đáy răng	df3 = d3 - (2,5- 2x3).m = 69-(2,5-2.0,04)3 = 61,74mm df4 = d4 - (2,5- 2x4).m = 234-(2,5-2.4,13)3= 233,28mm

 

3.3.3 Thiết kế trục

3.3.3.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Bộ truyền cấp nhanh: bánh răng nghiêng

-        Lực vòng:

  = 1348,12 N

-        Lực hướng tâm:

 = 1035,95 N

-        Lực dọc trục:

 1348,12.tg13,32 = 319,18 N

Bộ truyền cấp chậm: bánh răng thẳng

-        Lực vòng:

  = 3751,62 N

-        Lực hướng tâm:

 = 2806,84 N

-        Lực tác dụng lên bộ truyền xích

F_r = 4836,785(N)

F_xx = F_rk sin30⁰ = 4836,785. sin30⁰ = 2418,39 N

F_yx = F_rk cos30⁰ = 4836,785.cos30⁰ = 4188,79 N

3.3.3.2 Tính toán khớp nối:

Chọn khớp nối: ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:                                                             16.1[2]

Trong đó:

: Mô men xoắn tính toán:  với:

k: Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. =1.2            bảng 16.1[2]

T: Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:

Do vậy:

Tra bảng 16.10a, ta được các thông số khớp nối như sau:

Đường kính lỗ lắp với trục động cơ: d= 28 (mm)

Mô men xoắn cho phép: [T] = 63(Nm)

Đường kính ngoài: D= 100(mm)

Đường kính tâm lỗ chốt: D₀ = 71 (mm)

Chiều dài phần lắp trên trục động cơ: l₁ = 21 (mm)

Chiều dài phần lắp trên trục 1: l₂ = 20 (mm)

-        Theo công tức tính lực vòng trên khớp nối

F_t =  =  = 585,37N                                                     trang 188[1]

-        Lực từ khớp nối tác dụng lên trục

F_k = (0,2…0,3)F_t = (117 – 175,6)                                                trang 188[1]

=> F_k = 170 (N)

3.3.3.3 Tính toán đường kính sơ bộ của các trục

-        Trục I

Trục vào I được nối với trục động cơ bằng khớp nối, do đó đường kính đầu vào trục  được xác định theo công thức thực nghiệm sau:

d₁= (0,8¸1,2).d_dc                                                                                                              trang 189[1]

Với d_dc=28mm  => d₁= (0,8¸1,2).d_dc=(0,8¸1,2).28 = (22,4¸33,6)mm

d₁ =  =  = 17,32 mm   Chọn d_1­ = 25 (mm)

-        Trục II

d₂ =  =  = 31,9mm     Chọn d_1­ = 35 (mm)

-        Trục III

d₃=  =  = 47,27mm   Chọn d_3­ = 50 (mm)

 

Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b_o

3.3.3.4 Xác định khoảng cách các gối đỡ

3.3.3.4.1 Xác định chiều dài mayơ

-    Chiều dài mayơ nửa khớp nối

l_mk = (1,4…2,5)d₁ = (1,4…2,5)25 = (35…62,5)  chọn l_mk = 50 (mm)

-        Chiều dài mayơ bánh răng 1.

l_m12 = (1,2…1,5)d₁ = (1,2…1,5)25 = (30…37,5)chọn l_m12 = 35 (mm)

-        Chiều dài mayơ bánh răng 2 và 3.

l_m22 = l_m23 = (1,2…1,5)d₂ = (1,2…1,5).35 = (42…52,5)

chọn l_m22 = 43 (mm); l_m23 = 51 (mm)

-        Chiều dài mayơ bánh răng 4.

l_m33 = (1,2…1,5)d₃ = (1,2…1,5) = (60…75)       chọn l_m33 = 65mm

-        Chiều dài mayơ đĩa xích

l_mx = (1,2…1,5)d₃ = (1,2…1,5)65 = (60…75)    chọn l_mx = 75 (mm)          

3.3.3.4.2 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

-    Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp : K₁ = 10 (mm)

-    Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : K₂ = 10 (mm)

-    Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ : K₃ = 15 (mm)

-    Chiều cao ổ và đầu bulông : h_n = 15 (mm)

Trục 2

-        Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 3

l₂₂ = 0,5.(l_m22 + b₀) + k₁ + k₂ = 0,5.(43 + 21) + 10 + 10 = 52 (mm)

-        Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 2

l₂₃ = l₂₂ + 0,5.(l_m22 + l_m23) + k₁ = 52 + 0,5. (43 + 51) + 10 = 109 (mm)

-        Khoảng cách từ gối 0 đến gối đỡ 1

l₂₁= l₂₃ + 0,5.(l_m23 + b₀) + k₁ + k₂ = 109 + 0,5(51 + 21) + 10 + 10 = 165 (mm)

Trục 1

-        Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 1

l₁₂ = l₂₃ = 109 (mm)

-        Khoảng cách từ gối 0 đến gối đỡ 1

l₁₁ = l₂₁ = 165 (mm)

-        Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến chỗ lắp khớp nối

l₁₃= l₁₁ + 0,5.(l_mk + b₀) + h_n + k₃ = 165 + 0,5(59 + 17) + 15 + 15 = 233 (mm)

Trục 3

-        Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 4

l₃₃ = l₂₂ = 52 (mm)

-        Khoảng cách từ gối 0 đến gối đỡ 1

l₃₁ = l₂₁ = 165 (mm)

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến chỗ lắp lắp xích

l₃₂ = 0,5.(l_mx + b₀) + h_n + k₃ =  0,5(75 + 29) + 15 + 15 = 82 (mm)

3.3.3.4.3 Lực tác dụng lên trục từ các g