Tính toán thiết kế hộp số cơ khí ôtô Zil-164
NỘI DUNG ĐỒ ÁN
Tính toán thiết kế hộp số cơ khí ôtô Zil-164, thuyết minh, quy trình sản xuất, bản vẽ nguyên lý, thiết kế, các chi tiết trong máy, kết cấu,
TRƯỜNG ĐHSPKT VINH CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Khoa: Cơ khí động lực Độc lập – Tự do – Hạnh phúc
-------------- -------------o0o------------
TÍNH TOÁN HỘP SỐ
Họ và tên sinh viên:
Lớp: ĐHLT Công nghệ ôtô – K1
- Tên đề tài: Tính toán thiết kế hộp số cơ khí ôtô
- Các số liệu ban đầu:
- Loại xe : Vận tải
- Tự trọng xe: 4000 KG
- Tải trọng xe :8325 KG
- Số chổ ngồi : 03
- Loại động cơ : Xăng
- Xe tham khảo :ôtô Zil-164
- Nội dung tính toán:
- Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
- Lính toán lựa chọn bánh răng hộp số
- Tính toán truc hộp số
- Tính toán ổ lăn
- Bản vẽ:
- Bản vẽ mặt cắt dọc cua trục hộp số: A0
- Bản vẽ chế tạo của trục thứ cấp hộp số: A3
Ngày giao đề: Ngày 20 tháng 5 năm 2012
Ngày hoàn thành:
TRƯỞNG BỘ MÔN GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN Nguyễn Đình Điệp
Mục lục Trang
LỜI NÓI ĐẦU……………………………………………………………… 2
TRÌNH TỰ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ………………………….. 4
-
Xác định các thông số cơ bản của hộp số……………………………… 4
- Tỷ số truyền số thấp nhất - số cao nhất của hộp số………………. 4
- Số cấp hộp số của ôtô………………………………………………. 5
- Tỷ số truyền trung gian của hộp số ôtô…………………………… 6
- Tû sè truyÒn sè lïi………………………………………………….. 6
- Xác định kích thước cơ bản của hộp số…………………………… 7
- Tính toán số răng của các bánh răng hộp số…………………….. 8
- Xác định lại chính xác tỷ số truyền và khoảng cách trục hộ số…….... 12
- Dịch chỉnh góc bánh răng……………………………………………… 13
-
Tính toán sức bền hộp số ……………………………………...………28
- Chế độ tải trọng để chế tạo hộp số………………………………… 28
- Tính bền bánh răng………………………………………………... 30
-
Tính toán trục hộp số. …………………………………………… …… 33
- Tính sơ bộ trục kích thước trục hộp số………………………....... 33
- Tính bền trục.....…………………………………………………… 35
- Tính toán ổ lăn………………………………………………………… 50
LỜI NÓI ĐẦU
Trong những năm gần đây cùng với sự phát triển mạnh mẽ của nền kinh tế thế giới, nền kinh tế việt nam cũng từng bước phát triển trên con đường CÔNG NGHIỆP HÓA – HIỆN ĐẠI HÓA. Bên cạnh đó kỹ thuật của nước ta cũng từng bước tiến bộ. Trong đó phải nói đến nghành động lực nói chung và sản xuất ô tô nói riêng, chúng ta đã liên doanh với khá nhiều hãng ô tô nổi tiếng trên thế giới như Nissan, Honda, Toyota…cùng sản xuất và lắp ráp ô tô. Để góp phần nâng cao trình độ và kỹ thuật, đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu, thiết kế tính toán đó là yêu cầu cấp thiết. Có như vậy ngành sản xuất ô tô của ta mới có thương hiệu riêng cho mình trên thị trường quốc tế.
Sau khi học xong môn học TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ÔTÔ, chúng em được tổ bộ môn giao làm nhiệm vụ Đồ án môn học. Trong quá trình tính toán để hoàn thành Đồ án môn học chuyên nghành này, bước đầu chúng em đã gặp không ít khó khăn bỡ ngỡ nhưng cùng với sự nỗ lực của bản thân, và sự hướng dẫn hết sức tận tình của thầy giáoNguyễn Đình Điệp, cho nên em cũng đã cố gắng đã hoàn thành xong Đồ án môn hoc Tính toán thiết kế ôtô. Tuy nhiên do là lần đầu tiên chúng em vận dụng lý thuyết đã học, vào tính toán và thiết kế ôtô cụ thể theo thông số cho trước, nên gặp rất nhiều khó khăn và không tránh khỏi những sai sót. Vì vậy chúng em rất mong sự quan tâm, sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy để bản thân chúng em ngày càng được hoàn thiện hơn nữa về kiến thức chuyên môn và khả năng tự nghiên cứu của mình.
Qua Đồ án môn học này bản thân em đã có ý thức hơn cho nghề nghiệp của mình, đã dần hình thành cho mình phương pháp học tập và nghiên cứu mới. Cảm ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo Nguyễn Đình Điệp đã giúp em sớm hoàn thành tốt Đồ án môn học này.
Rất mong được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của thầy và các thầy giáo trong khoa.
Em xin chân thành cảm ơn!
Vinh, ngày 10 tháng 11 năm 2012
TRÌNH TỰ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP SỐ
1.Xác định các thông số cơ bản của hộp số:
1.1 Tỷ số truyền số thấp nhất - số cao nhất của hộp số :
Giá trị tỷ số truyền số thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện kéo sau:
(1-1)
Trong đó : Ga- trọng lượng toàn bộ củ xe (N)
Ga =8325 (KG) = 8325.9,81= 81668(N)
=0,30÷0,40:hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường(tra bảng).Chọn =0,33
rbx :bán kính làm việc của bánh xe chủ động .
rbx = (mm)
Với : B=9 (ich) chiều rộng cơ sở của lốp
d=20 (ich) đường kính của bánh xe
rbx = = (mm)
Memax: mô men quay cực đại của động cơ (xe tham khảo)
Memax =33 (kg.m) =33.9,81=323,7 (N.m)
: hiệu suất của hệ thống truyền lực
Xe thiết kế là xe tải 0,8÷0,85. chọn 0,85
i0 : tỷ số truyền của truyền lực chính.
Giá trị tỷ số truyền lực chính io cùng với tỷ số truyền cao nhất của hộp số ihn được xác định theo tốc độ chuyển động lớn nhất của xe vamax (m/s) ứng với tốc độ góc lớn nhất của động cơ (rad/s) như sau:
(1-2)
Trong đó : ihn :giá trị tỷ số truyền cao nhất của hộp số (thường chọn ihn=1)
:tốc độ góc lớn nhất của động cơ ,(rad/s);được xác định theo loại động cơ và chủng loại xe thiết kế.
với động cơ xăng ,xe tải
ở đây ta chọn
Với : tốc độ góc ứng với công suất cực đại của động cơ ,ta cớ
= (rad/s)
Vmax : tốc độ tịnh tiến lớn nhất của xe .
Vmax=75 (km/h) =20,84 (m/s)
Vậy :
Thay số vào (1-1) ta được:
Tỷ số truyền số thấp ih1 được kiểm tra bằng công thức sau:
(1-3)
Trong đó : hệ số bám giửa lốp với mặt đường , =0,7÷0,8
chọn =0,8
: trọng lượng bám của xe ,(N).
Với : Gcd :trọng lượng phân bố lên các cầu chủ động , (N).
Cầu trước :Gcd=30%.Ga=81668.0,3=24500,4 (N).
Cầu sau : Gcd=70%.Ga=81668.0,7=57167,6 (N).
mcd : hệ số phân bố lại tải trọng lên các cầu chủ động.
mcd =1,20÷1,35 ,chọn mcd =1,30
=57167,6.1,30=61650 (N)
Thay số vào (1-3) ta được
Với ih1 =6,24 thoả mãn điều kiện.
1.2 Số cấp hộp số của ôtô.
Số cấp hộp số ôtô được xác định theo công thức: (2-1)
Trong đó : n - số cấp hộp số.
ih1 - giá trị tỷ số truyền thấp nhất của hộp số .
ih1 =6,24
ihn – giá trị tỷ số truyền của số cao nhất.
ihn =1
q – công bội của dãy tỷ số truyền ,khi tính toán có thể chọn công bội trung bình q theo khoảng kinh nghiệm .Đối với hộp số thường ,xe tải trung bình ,sử dụng động cơ xăng :
chọn q=1,5 (q=1,5÷1,8)
Thay số vào (2-1) ta được :
4,52
chọn số nguyên n=5.
1.3 Tỷ số truyền trung gian của hộp số ôtô:
Đối với xe tải thường làm việc với số truyền trung gian và thấp nên số truyền trung gian được xác lập theo cấp số nhân như sau:
= 3,47
= 1,84
= 1(đây là cấp số truyền thẳng)
Để tăng tính động lực học và giảm tiêu hao nhiên liệu cho xe khi chuyển động không tải hoặc có tải trên đưòng chất lượng tốt ta chọn số truyền tăng cho hộp số.
Giá trị số truyền tăng được chọn trong khoảng : 0,65÷0,85
chọn ih5 = 0,8
Số truyền cao nhất của hộp số nªn làm số truyền thẳng hay số truyền tăng là tuỳ thuộc vào thời gian sử dụng. Nªn chọn số truyền làm việc nhiều nhất làm số truyền thẳng để giảm tiªu hao khi truyền lực và tăng tuổi thọ của hộp số
1.5 Xác định kích thước cơ bản của hộp số:
1.5.1 Khoảng cách trục:
Khoảng cách trục là một trong những thông số quan trọng quyết định kích thước cácte hộp số nói chung và kích thước bên trong hộp số nói riêng (như bánh răng ,đồng tốc , ổ bi…).
khoảng cách trục A ,của hộp số ôtô được xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau:
(mm) (4-1)
Trong đó : ka - hệ số kinh nghiẹm có giá trị nằm trong khoảng sau :
Đối với xe vận ,tải hộp số thường : ka=8,6÷9,6
chọn ka =9,0
Memax – mô men quay cực đaị của động cơ.
Memax =33 (Kg.m) =33.9,81=323,7 (N.m)
ih1 - tỷ số truyền thấp nhất của hộp số.
ih1 =6,24
Thay số vào (4-1) ta được :
(mm)
Chọn sơ bộ : A=114 (mm)
1.5.2 Kích thước theo chiều trục các-te hộp số:
Kích thước theo chiều trục các-te hộp số 1 (mm) nói chung có thể xác định bằng tổng chiều dài (theo chiều trục ) của các chi tiết lắp trên trục trung gian hộp số (hoặc trên trục thứ cấp đối với hộp số 2 trục ).Bao gồm :Chiều rộng của các bánh răng b (mm) ,chiều rộng của các bộ đồng tốc (hoặc ống gài ) H (mm) ,chiều rộng của các ổ đỡ trục B (mm) .Đối với ôtô máy kéo ,các thông số này thường được xác định theo kích thước khoảng cách trục A như sau:
Chiều rộng bánh răng :
b (0,19 ÷ 0,23 ).A Đối với hộp số thường.
Chọn b0,20.A =0,20.114= 22,8 (mm)
Chiều rộng ổ đỡ :
B (0,20 ÷ 0,25 ).A Đối với ôtô vận tải.
Chọn B 0,22.A = 0,22.114 =25,08 (mm).
Chiều rộng đồng tốc (hoặc ống gài ) có giá trị nằm trong khoảng :
H ( 0,4 ÷ 0,55 ) Đối với ôtô vận tải .
Chọn H 0,45.A= 0,45.114 =51,3 (mm) .
1.6 Tính toán số răng của các bánh răng hộp số :
1.6.1 Mô đun và góc nghiêng số răng của bánh răng hộp số :
Để đảm bảo các bánh răng hộp số ôtô làm việc êm dịu ,xu hướng chọn mk có giá trị nhỏ ,ngược lại góc nghiêng của răng βk thường có giá trị lớn như sau :
+ Môđun: Xe vận tải : m =3,50÷ 5,0
chọn m =4,0 (mm) .
+ Góc nghiêng : Xe vận tải : β = 180 ÷ 260.
chọn β = 260
1.6.2 Số răng của bánh răng hộp số :
Hộp số Zil-164 là hộp số ba trục ,các số truyền đều phải qua hai cặp bánh răng ; trong đó có một cặp bánh răng được dùng chung cho tất cả các số truyền ( trừ số truyền thẳng )gọi là cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp . Nghĩa là nó luôn luô làm việc với bất kỳ gài số truyền nào ( trừ số truyền thẳng ) .Vì vậy khi phân chia tỷ số truyền cho cặp bánh răng này , cần phải có giá trị đủ nhỏ để vừa bảo đảm tuổi thọ cho cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp vừa để cho số răng chủ động cho cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp không được nhỏ quá .
Theo kinh nghiệm ,số răng chủ động của cặp bánh răng gài số ở số truyền thấp của xe tải là : Z1 =16 ÷ 12 (với ih1=6 ÷ 8 ) .
Xe thiết kế có ih1 =6,24 nên chọn Za =17.
Khi đã chọn được số răng chủ động Za của cặp bánh răng gài số ,thì ta dễ dàng tính được tỷ số truyền igi của cặp bánh răng gài đối với hộp số ba trục kiểu đồng trục như sau :
nên : (5-2 )
Trong đó : A - khoảng cách trục.
A =114 (mm).
igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số một.
β – Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số một (rad)
Chọn β =260
m – Mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng gài số một.
Chọn m = 4,0 (mm) .
Suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng truyền động chung (luôn luôn ăn khớp)
Trong đó : ia - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp.
ihi - tỷ số truyền của các tay số.
igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số.
Từ đó ,suy ra tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số ở các số truyền khác:
Với i =2 ÷ n.
Trong đó : ia - tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn luôn ăn khớp .
igi - tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số k (trư số truyền thẳng)
ihi - tỷ số truyền số thứ i (trừ số truyền thẳng ).
Khi đã tính được ia và igi thì số răng của bánh răng chủ động tương ứng Za và Zi ( k=2 ÷ 5 ,trừ số truyền thẳng ) được xác định theop công thức :
(5 – 3 ).
Trong đó : igi - Tỷ số truyền của cặp bánh răng gài số i, ( i =a,2 ÷n ).
Βi – Góc nghiêng của cặp bánh răng gài số thứ a,i (rad).
Mi – Mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng gài số thứ a , i.
Số răng bị động của các cặp bánh răng ăn khớp tương ứng được xác định theo tỷ số truyền gài số của chính nó và được xác định theo công thức sau :
(5 – 4 ).
|
|
ih1 |
ih2 |
ih3 |
ih4 |
ih5 |
il |
|
6,24 |
3,47 |
1,84 |
1 |
0,8 |
6,86 |
|
|
2,90 |
1,62 |
0,86 |
0,47 |
0,37 |
3,71 |
|
|
13,12 |
19,55 |
27,54 |
34,85 |
37,40 |
|
|
|
13 |
19 |
27 |
33 |
37 |
21 |
|
|
38,05 |
31,67 |
23,68 |
16,38 |
13,83 |
|
|
|
37 |
31 |
23 |
17 |
13 |
27 |
Tính chính xác lại khoảng cách trục do làm tròn số răng theo công thức sau :
(mm)
Chọn A =114 (mm) .
Tính chính xác góc nghiêng răng của các bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục của chúng đều bằng 120 (mm) theo công thức sau :
(5 – 5 )
Ta có : nên :
|
Tỷ số truyền ig |
ig1=2,90 |
ia=2,15 |
ig2=1,62 |
ig3=0,86 |
ig4=0,47 |
ig5=0,37 |
|
Số răng chủ động |
13 |
17 |
19 |
27 |
33 |
37 |
|
Số răng bị động |
37 |
33 |
31 |
23 |
17 |
13 |
|
Mô đun m (mm) |
4,0 |
4,0 |
4,0 |
4,0 |
4,0 |
4,0 |
|
Góc nghiêng β |
β1=25050’ |
βa=25050’ |
β2=25050’ |
β3=25050’ |
β4=25050’ |
Β5=25050’ |
|
Tỷ số truyền hộp số |
6,24 |
2,15 |
1,84 |
1 |
0,8 |
6,86 |
+ ...................................
*Kiểm nghiệm vị trí cài số 4.
Biểu diễn mômen uốn:
Dựa vào công thức tính độ bền uốn và xoắn ta có kết quả ở các vị trí cài số khác nhau như sau:
vị trí
(MN/m2) Mu1
(N)
(MN/m2)
(MN/m2) Mu2
(N)
(MN/m2)
(MN/m2)
Gài số1 20 662 24 47 854 31 50,9
Gài số2 20 695 25 48 1887 68 80
Gài số3 20,5 716 26 48 1094 39,8 57
Gài số4 20,1 707 25 47,9 654 23 46,8
So sánh với điều kiện :
đối với thép C45: 0,8.=0,8.360 =288MN/m2
Thì các vị trí gài số 1, 2, 3, 4, đủ bền
5.2.1.3.trục sơ cấp.
Giả sử các phản lực tại các ổ lăn có chiều như hình vẽ . ta có phương trình cân bằng lực và mô men như sau:
Y5=-Y1-Ra
X5=-X1-Pa
Dựa vào sơ đồ hộp số và công thức tính ta tính được các lực tác dụng lên trục là:
vị trí b(mm) X5(N) Y5(N)
Gài số1 20 -13536 19888
Gài số2
20 -20404 10224
Gài số3 20 -23276 4855
Gài số4 20 -22221 2999
Mômen uốn tại tiết diện ổ lăn là:
Mux=b.y5
Muy=b.x5
Mz=b.ra
Dựa vào đó ta có bảng kết quả sau:
vị trí b(mm) X5(N) Y5(N) Mux(Nm) Muy(Nm) Mz(NM)
Gài số1 20 -13536 19888 397,7 -270,7 820,6
Gài số2
20 -20404 10224 204,4 -408 820,6
Gài số3 20 -23276 4855 97 -465,5 820,6
Gài số4 20 -22221 2999 59,9 -444,4 820,6
.Kiểm nghiệm vị trí cài số 1.
Biểu diễn mô men uốn:
Kiểm nghiệm vị trí cài số 2.
Biểu diễn mô men uốn:
Kiểm nghiệm vị trí cài số 3.
Biểu diễn mô men uốn:
. Kiểm nghiệm vị trí cài số 4.
Biểu diễn mô men uốn:
Dựa vào công thức tính độ bền uốn và xoắn ta có bảng kết quả ở vị trí cài số khác nhau như sau:
Vị trí Mu(N) (MN/m2) (MN/m2) (MN/m2)
Gài số 1 481 75 64,1 148
Gài số 2 456 71 64,1 146
Gài số 3 475 74 64,1 148,2
Gài sô 4 448 70 64,1 146,1
So sánh với điều kiện :
đối với thép C45 : 0,8.=0,8. 360=288MN/m2
Thì các vị trí cài số 1, 2, 3, 4 đủ bền
6. Tính toán ổ lăn:
Ổ lăn hộp số được chọn theo khẳ năng làm việc với chế độ tải trọng trung bình. Phải đảm bảo yêu cầu làm việc bền lâu khi kích thước ổ nhỏ . trong một số trường hợp kích thước của ổ được chọn tăng lên để đảm bảo điều kiện lắp ghép giữa các chi tiết trong hộp số, nâng cao độ cứng vững
Do tốc độ vòng quay của ổ bi (vg/p). nên ta tính được khả năng làm việc của ổ
Hệ số khả năng làm việc của ổ được xác định
C= Rtđ.K1.Kđ.Kt. (55-(5))
ở đây:
- K1: hệ số tính đến vòng nào quay , K1=1 khi vòng trong của ổ quay
- Kđ: hệ số tải trọng động , Kđ=1
- Kt: hệ số tính đến ảnh hưởng của chế độ nhiệt đến độ bền lâu của ổ bi, hộp số thường làm việc ở nhiệt độ dưới 3980k, ta lấy Kt=1
- L: tuổi thọ tính theo triệu vòng L=
Trong đó:
-nt: số vòng quay tính toán ổ bi (vg/p), số vòng quay tính toán xác định theo tốc độ trung bình của ôtô ở số truyền thẳng (ih=1)
nt=
ht: thời gian làm việc của lăn (h)
ht=
S : quãng đường chạy của ô tô giưa 2 lần đại tu (km)
m: bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn ,m=3 đối với ổ bi, m=10/3 đối với ổ bi đũa
- Rtđ: lực tương đương tác dụng lên ổ đơn vị (N)
Rtđ=
ở đây :
: hệ số thời gian làm việc của ổ lăn ở các số truyền đã cho trong hộp , tương ứng với các giá trị ( 0,1,1, 3, 10,80(%)
: hệ số vòng quay , tính bằng tỉ số vòng quay của ổ lăn ở các số truyền , 1,2,3,4, với số vòng quay tính toán (nt)
Với trục sơ cấp : , với mọi số truyền
Với trục thứ cấp , các hệ số lần lượt 7,3 ; 4,5 ; 2,7 ; 1,66; 1
Rq1, Rq2, …Rq4: tải trọng quy dẫn hướng kính tác dụng lên ổ lăn ở các số truyền 1,2,3,4,
Đối với bi cầu hướng kính : Rqn=A+mQ
A: tải trọng hướng kính tác dụng ổ lăn
*Trục thứ cấp :
A0= , A1=
Trong đó : X0, Y0, X1,Y1, là các lực tác dụng lên ổ lăn tính theo tảI trọng trung bình Mtb
Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục thứ cấp
Vị trí X0(N) Y0(N) A0(N) X1(N) Y1(N) A1(N)
Gài số 1 26571 15263 29331 2702 -27117 24425
Gài số 2 11165 7339 12778 9570 -15736 17466
Gài số 3 3110 2950 4283 12442 -9248 15499
Gài sô 4 1374 1581 2610 11387 -6748 13573
Q: tải trọng chiều trục tác dụng lên ổ lăn
m: hệ số qui dẫn lực chiều trục về lực hướng kính , m=2,5
đối với ổ bi hướng kính loại tựa dưới tác dụng của tảI trọng hướng kính A, phát sinh ra thành phần chiều trục S được xác định theo công thức
S = 1,3.A.tg. ở đây là góc tiếp xúc của thanh lăn chọn =120
Lực chiều trục :
Vị trí S0(N) S1(N)
Gài số 1 1870 1557
Gài số 2 814 1113
Gài số 3 273 988
Gài sô 4 166 865
Vì thành phần S0,S1, của tải trọng hướng kính trên 2 ổ không bằng nhau nên tảI trọng quy dẫn được tính,
Rqn=A+m(Q- S0 + S1)
Trong đó S0,S1: lực chiều trục sinh do tác dụng của lực hướng kính
vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rq4(N) Rtđ(N) C(N)
vị trí 0 64243 38808 25034 19917 82037 144890
vị trí 1 59337 43497 36250 3088 100520 177450
Dựa vào giá trị của C và đường kính của trục thứ cấp ta chọn được ổ
Vị trí Ký hiệu d D B c C Qtmax Vòng quay giới hạn
0 7512 55 100 30 28 14030 152000 8300 3200
+ Đối với trục trung gian .
Dựa vào công thức tính toán trục sơ cấp ta có kết quả đối với trục trung gian
Tải trọng tác dụng lên ổ lăn trục trung gian :
Vị trí X3(N) Y3(N) X4(N) Y4(N) A3(N) A4(N)
Gài số 1 -26232 11114 7793 5128 28489 9329
Gài số 2 -11494 5120 1592 7663 12583 7827
Gài số 3 -3718 1971 -999 8713 4208 8770
Gài sô 4 -1879 1250 -47 8304 2257 8304
. Lực chiều trục
Vị trí S3(N) S4(N)
Gài số 1 1.816 594
Gài số 2 802 499
Gài số 3 268 559
Gài sô 4 143 529,5
Vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rq4(N) Rtđ(N) C(N)
3 54027 25413 9233 3642 2535 17665
4 34867 20658 13796 9689 6745 46989
Dựa vào công thức tính trục sơ cấp ta có bảng kết quả đối với trục trung gian như sau
vị trí Ký hiệu d D B c C Qtmax Vòng quay
Gới hạn
3 2007111 55 95 23,3 22 12030 72000 4000 5000
4 2007111 55 95 23,3 22 12030 72000 4000 5000
+ Đối với trục sơ cấp
Vị trí X5(N) Y5(N) A5(N) S4(N)
Gài số 1 -13536 19888 24057 1534
Gài số 2 -20404 10224 22822 1455
Gài số 3 -23276 4855 23777 1516
Gài sô 4 -22221 2999 22422 1429
vị trí Ký hiệu d D B c C Qtmax Vòng quay
giới hạn
5 7610 50 110 42,5 40 11010 210000 11500 3200
Đối với trục sơ cấp C quấ lớn không chon được ổ lăn nên ta tăng đường kính trục lên d=60mm, với C = 186150 ta chon được ổ đỡ chặn cỡ trung có các thông số sau:
Vị trí Rq1(N) Rq2(N) Rq3(N) Rq4(N) Rtđ(N) C(N)
0 55916 44467 38949 34408 26721 186150
