đồánmônhọcđề tài thiết kế hệ thống cơ khí trongvậnchuyển hànghóa

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (2.02 MB, 75 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

TS. BÙI MINH HIỂN

TRẦN THƯ ĐĂNG

Đà Nẵng, năm 2023

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ - BỘ MƠN CHẾ TẠO MÁY

PBL1. THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍDỰ ÁN SỐ 4

Tên sinh viên/Nhóm sinh viên:Trần Thư Đăng-Nguyễn Phước Bảo Hưng/Nhóm 4Mã nhóm: 21.02A

Giảng viên hướng dẫn:Trần Minh Sang – Bùi Minh Hiển

1. Nhiệm vụ

Hãy thiết kế hệ thống cơ khí sử dụng để nâng hạ hàng hóa với sơ đồ và số liệu cho trước như sau.

2. Số liệu cho trước

2. Vận tốc kéo cáp:V = 1 m/s3. Đường kính tang:D = 300 mm

4. Đặc tính tải trọng : Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ.5. Thời gian phục vụ:5 năm

Một năm làm việc: 300 ngày, một ngày làm việc 14 giờLàm việc hai chiều.

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU... 5

CHƯƠNG I :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN... 6

1.1 Tính tốn chọn động cơ điện:...6

1.2 Tính tốn các thơng số hình học... 8

1.2.1Tính cơng suất trên các trục... 8

1.2.2 Tính số vịng quay trên các trục:...8

1.2.3 Tính momen xoắn trên từng trục:...8

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN...10

2.1 Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi (bộ truyền đai dẹt)...10

2.1.1 Chọn loại đai... 10

2.1.2 Các thông số của bộ truyền đai... 10

2.2 Thiết kế các bộ truyền trong hộp:... 12

2.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)...12

2.2.1.1 Chọn vật liệu:...12

2.2.1.2 Xác định ứng xuất cho phép:... 13

2.2.1.3 Tính bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng... 15

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm)... 22

2.2.2.1 Chọn vật liệu... 22

2.2.2.2 Xác đinh ứng suất cho phép:...22

2.2.2.3 Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng...24

2.3 Kiểm tra điều kiện bơi trơn... 31

3.2.1 Tính chọn then trên trục I...49

3.2.2 Tính chọn then trên trục II... 50

3.2.3 Tính then trên trục III...50

CHƯƠNG IV:THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC... 52

4.1 Tính chọn ổ cho trục I...52

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

6.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp...60

6.2 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp... 62

7.1 Bôi trơn hộp giảm tốc... 67

7.2 Bơi trơn và che kín bộ phận ổ... 68

7.3 Lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép...69

CHƯƠNG VIII: TÍNH TỐN TANG CUỐN... 72

8.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:...72

8.2 Momen xoắn trên các trục...72

8.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...72

8.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục... 73

TÀI LIỆU THAM KHẢO... 75

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Đồ án mơn học cơ sở thiết kế máy là một môn học rất quan trọng của nghành cơ khí. Nhằm rèn luyện cho sinh viên những kỹ năng, khả năng vận dụng các lý thuyết đã học để giải quyết những yêu cầu thực tế đặt ra như: thiết kế chi tiết máy, các bộ phận trong máy,... vừa phải đảm bảo các chỉ tiêu về kỹ thuật vừa phải đảm bảo các chỉ tiêu về kinh tế.

Vì đây là lần đầu tiên bắt tay vào cơng việc thiết kế nên có nhiều mới mẽ và còn nhiều bỡ ngỡ. Do kiến thức còn hạn hẹp nên trong quá trình thiết kế thiết minh chắc chắn cịn gặp khơng ít sai sót khơng tránh khỏi. Kính mong được các thầy chỉ bảo tận tình, phê bình để chúng em có thể hồn thành tốt đồ án này. Chúng em xin chân thành cám ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em trong thời gian thực hiện đồ án này.

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

CHƯƠNG I :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐTRUYỀN

1.1 Tính tốn chọn động cơ điện:

Chọn công suất động cơ điện:

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

��� = ����

�: Hiệu suất truyền động chung của hệ thống

Xác định số vòng quay sơ bộ:

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

�ℎ�� = (10÷25) là tỷ số truyền của HGT 2 cấp bánh răng

Ta có số vòng quay động cơ thường dùng là (1000; 1500 và 3000v/p). Vậy với dải số vịng quay tính được ở trên thì ta có thể chọn 1000v/p hoặc

Chọn động cơ điện: Từ (1);(2) và (3) kết hợp với điều kiện (*) ta chọn:

Bảng 1.1: Thông số của động cơ 4AL100L4Y3

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm:

�ℎ��ℎ = 11,22,56 = 4,35

1.2 Tính tốn các thơng số hình học1.2.1Tính cơng suất trên các trục

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

Bảng 1.2: phân phối tỉ số truyền và công suất:

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN2.1 Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi (bộ truyền đai dẹt)

Thiết kế bộ truyền đai dẹt của hộp giảm tốc với số liệu như sau:

2.1.1 Chọn loại đai

Chọn đai vải cao su (Đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su được sunfua hoá)

của thay đổi nhiệt độ và độ ẩm; truyền tải động tương đối ổn định.

2.1.2 Các thông số của bộ truyền đai

= (144,5 ÷ 170,8)(��)

Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện:

� là hệ số trượt ( với đai vải cao su chọn � = 0.01)

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

dẫn động tập 1 (trang 54):

su) (sách tính tốn hệ dẫn động (trang 55). Vậy

Theo bảng 4.1, trang 51, chọn loại đai B�ℋΠ − 65 khơng có lớp lót, có chiều dày tiêu chuẩn là � = 4�� (với số lớp là 4)

Ứng suất có ích được xác định theo cơng thức (4.10):

Trong đó: (sử dụng các bảng trong sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động tập 1)

�� � = �1 −��2�

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

Chiều rộng đai b được xác định theo công thức (4.8)

�� � =270,588.1,22,14.4 = 37,93 ��

mở máy đến 150% tải trọng danh nghĩa, chế độ làm việc 2 ca) (tra bảng 4.7) Theo bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 40 mm.

Theo (4.12) ta có:

Theo (4.13) ta có:

2.2 Thiết kế các bộ truyền trong hộp:

2.2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh).2.2.1.1 Chọn vật liệu:

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có cơng suất nhỏ, nên ta chọn vật liệu có độ cứng HB<350 để chế tạo bánh răng.

Đồng thời để đảm bảo có thể chạy mịn tốt, nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 10÷15HB.

Ta có bảng: (tra theo bảng 6.1 sách tính tốn hệ dẫn động tập 1 trang 92)

Bảng 2.1: Thông số của bánh răng côn

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

2.2.1.2 Xác định ứng xuất cho phép:

theo các cơng suất sau:

uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2 sách tính tốn hệ dẫn động

tập 1 (trang 94). Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép C45 tôi cải thiện

và thường hoá nên:

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

 ��� – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

 ���,�� – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo cơng thức:

Vì ở đây bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên:

Theo công thức (6.7)và (6.8) trang 93 ta có:

momen xoắn, số vịng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

2.2.1.3 Tính bộ truyền bánh răng cơn răng thẳnga) Xác định chiều dài cơn ngồi theo cơng thức (6.52a)

Trong đó:

vành răng bánh răng cơn (theo bảng 6.21) ta có:

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo cơng thức (6.58) trang 115 ta có:

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

�� = ������ 2�1�� �2+ 1 0,85���12 � Trong đó:

đơi răng đơng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

�� – hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng, tra bảng

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức (6.56) trang 116:

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

Với răng thẳng: �� = 1

Với bánh răng cơn răng thẳng, thì hệ số răng tương đương được tính

theo cơng thức (6.53a) trang 114:

chiều rộng vành răng (tra bảng 6.21)

các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng:

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

Như vậy điều kiện bền uốn được bảo đảm.

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

� ,

vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc

��� = �� ��� ≤ �� ��

Đồng thời để đề phóng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn

quá một giá trị cho phép:

��� = ����� ≤ �� ��

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

��2�� = 74,05.1,3 = 96,265��

⇒ ��1�� < ��1 �� �à ��2�� < ��2 �� ⟶ thoả mãn điều kiện. Vậy các điều kiện trên đều thoả mãn điều nên bộ truyền cấp nhanh thoả mãn các yêu cầu về q tải.

f) Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Bảng 2.2: Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

Bảng 2.3: Thông số và vật liệu của bộ truyền răng trụ răng thẳng

2.2.2.2 Xác đinh ứng suất cho phép:

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

 ���,�� – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo cơng thức:

Vì ở đây bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên:

Theo công thức (6.7)và (6.8) trang 93 ta có:

momen xoắn, số vịng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

truyền cấp chậm là truyền động bánh răng trụ răng thẳng bằng

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

 T2: momen xoắn trên trục bánh chủ động: T2

= 100018,057N.mm

rộng vàng răng khi tính về tiếp xúc.

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo cơng thức (6.33) ta có:

Trong đó:

Tra bảng 6.5 trang 96, vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

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

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

Lấy bw= 60 mm.

d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức (6.43) trang 108:

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

Với �� : hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 ta

Như vậy điều kiện bền uốn được bảo đảm.

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

� ,

vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc

��� = �� ��� ≤ �� ��

Đồng thời để đề phóng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn

quá một giá trị cho phép:

��� = ����� ≤ �� ��

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

Ta có: ��3�� = 70,077.1,3 = 91,1��

⇒ ��3�� < ��3 �� �à ��4�� < ��4 �� ⟶ thoả mãn điều kiện. Vậy các điều kiện trên đều thoả mãn điều nên bộ truyền cấp nhanh thoả mãn các yêu cầu về q tải.

f) Các thơng số và kích thước bộ truyền

Bảng 2.4: Thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

2.3 Kiểm tra điều kiện bơi trơn

Để giảm mất mát cơng suất vì ma sát, giảm mài mịn răng, đảm bảo thốt nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Các phương pháp bơi trơn hộp giảm tốc thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vịng v thì dùng phương pháp bơi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc.

mức dầu max và min của hộp giảm tốc.

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

CHƯƠNG III:THIẾT KẾ TRỤC3.1 Tính tốn thiết kế trục

3.1.1 Chọn vật liệu

Với hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép

[τ] – Ứng suất xoắn cho phép, Mpa

Với vật liệu trục là thép C45 thì [τ] = (15÷50) Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn với trục ra)

Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng cơng thức trên để tính đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường

Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó được nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng cơng thức thực nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó.

Vậy theo bảng phụ lục sách “thiết kế chi tiết máy” ta có kích thước động học

- Đường kính sơ bộ của trục II (lấy [τ] = 20Mpa)

- Đường kính sơ bộ của trục III (lấy [τ] = 40Mpa)

</div>Trang 33<div class="page_container" data-page="33">

��� = 3 0,2[�] =�3 3 420633,9970,2.40 = 37,46 ��

3.1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.a) Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ở trục I

a) Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ở trục II

</div>Trang 34<div class="page_container" data-page="34">

b) Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ở Trục III

</div>Trang 35<div class="page_container" data-page="35">

Bảng 3.1: Thơng số và kích thước của trục

3.1.4 Xác định phản lực trên các gối đỡ và đường kính các đoạn trục:

Hình 3.1: Sơ đồ phân phối lực tại các vị trí quan trọng

</div>Trang 36<div class="page_container" data-page="36">

Từ phần II ta đã tính tốn các lực các dụng lên bánh răng:

Theo cơng thức 16-1 sách tính tốn hệ dẫn động tập 2 trang 58. Ta có

momen xoắn tính tốn của khớp nối trục vịng đàn hồi:

Với K là hệ số chế độ làm việc

Theo bảng 16-1 sách tính tốn hệ dẫn động tập 2 trang 58, do loại máy ta

thiết kế là loại băng tải, chọn K = 1,5

tập 2 trang 69. Ta có Do= 160 mm.

Thay các giá trị vừa tìm được vào cơng thức ta có:

a) Xác định phản lực lên các gối đỡ và biểu đồ momen:

Phản lực trên các gối đỡ và momen trên trục I:

Tính phản lực tại các gối đỡ:

</div>Trang 38<div class="page_container" data-page="38">

Phản lực trên các gối đỡ và momen trên trục II:

</div>Trang 39<div class="page_container" data-page="39">

Hình 3.3: Sơ đồ phản lực trên các gối đỡ và momen trên trục II

</div>Trang 40<div class="page_container" data-page="40">

Phản lực trên các gối đỡ và momen trên trục II:

</div>Trang 41<div class="page_container" data-page="41">

b) Xác định đường kính trục tại các tiết diện trục

Đường kính đoạn trục được xác định theo cơng thức:

0,1. �

Trong đó : [σ] là trị số ứng suất cho phép được tra ở bảng 10.5 sách tính tốn hệ dẫn động tập 1 trang 195. Vì vật liệu làm trục chọn giống nhau

 Đường kính tại các tiết diện của trục I:

</div>Trang 42<div class="page_container" data-page="42">

- Tại vị trí tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ):

</div>Trang 43<div class="page_container" data-page="43">

Bảng 3.2: Đường kính trục tại các vị trí nguy hiểm

3.1.5 Tính tốn kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:

�� = ���. ��� ���2 + ���2

≥ [�] Trong đó:

[s] – hệ số an tồn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

suất tiếp tại tiết diện j

</div>Trang 44<div class="page_container" data-page="44">

Vì trục của hộp giảm tốc ở đây quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

được xác định theo bảng 10.6 sách tính tốn hệ dẫn động tập 1 trang 196.

Trong hộp giảm tốc trục I và trục III có 2 rãnh then:

Dựa vào kết cấu trục và các biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra độ bền mỏi:

răng liền trục (2-2)

Kích thước then bằng được cho trong bảng 9.1a sách tính tốn hệ dẫn

động tập 1 , trị số momen cản uốn, momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục

tính được như sau:

Bảng 3.3: Đường kính trục và thơng số then tại các tiết diện nguy hiểm

Với b, h – kích thước tiết diện then (mm)

</div>Trang 45<div class="page_container" data-page="45">

Tra bảng 10.7 sách tính tốn hệ dẫn động tập 1 trang 197, do σb= 600MPa nằm trong khoảng 500÷700 MPa nên:

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo bảng 10.12

sách tính tốn hệ dẫn động tập 1 trang 199, chọn dao phay đĩa, hệ số tập

trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục. Trị số

cho phép trong bảng 10.10 sách tính tốn hệ dẫn động tập1 trang 198.

Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu các trục là thép

các bon dựa vào bảng 10.10 ta có:

Bảng 3.4: Giá trị các hệ số ảnh hưởng tại các tiết diện nguy hiểm

diện đó. Và theo bảng 10.11 sách tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập 1

trang 198. Ứng với các kiểu lắp đã chọn σb= 600MPa, với các đường kính của tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số do lắp căng (lắp có độ dơi) tại các tiết diện này. Chọn kiểu lắp k6, ta có bảng:

</div>Trang 46<div class="page_container" data-page="46">

Bảng 3.5: Giá trị các tỉ số do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm

Như vậy tại các tiết diện trên đồng thời tồn tại 2 yếu tố gây mất tập trung ứng suất, đó là lắp có độ dơi và rãnh then. Vậy ta phải so sánh các giá trị của

bảng 10.13 đối với tiết diện 2-2 (yếu tố gây nên tập trung ứng suất khi r/d =

</div>Trang 47<div class="page_container" data-page="47">

- Tại tiết diện 2-3: có Mx= 44613,94Nmm và My= -124420,8 Nmm

nên ta chỉ cần xét an toàn cho tiết diện nguy hiểm hơn đó là tiết diện 2-2 (lắp bánh răng trụ), do có M lớn hơn tại tiết diện 2-3.

</div>Trang 48<div class="page_container" data-page="48">

Vì thơng thường [s] = 1,5…2,5 nên với các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã tính ở trên đều thoả mãn điều kiện: s ≥ [s]

Vậy các trục I, II, III đều đảm bảo độ bền mỏi

Vì hệ số an tồn các trục s ≥ [s]=2,5…3 nên khơng cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục.

3.1.6 Tính tốn kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Công thức kiểm nghiệm có dạng:

</div>Trang 49<div class="page_container" data-page="49">

T – momen xoắn trên trục, Nmm b, h, t – kích thước của then, mm

khí tập 1 trang 178. [σd] = 100 MPa (tải trọng thay đổi, rung động nhẹ ⇒

Tra bảng 9.1a sách tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập 1 trang 173 ta có:

 Then lắp tại bánh đai: có lm12= 50 mm

</div>Trang 50<div class="page_container" data-page="50">

Tra bảng 9.1a sách tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập 1 trang 173 ta có: Vậy then tại bánh răng cơn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

3.2.3 Tính then trên trục III

Tra bảng 9.1a sách tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập 1 trang 173 ta có:

 Then lắp tại bánh răng trụ: có lm32 = 72 mm

</div>Trang 51<div class="page_container" data-page="51">

Và: �� =��2�

'� =2.420633,9960.40.18 = 19,47�� < [τd] = (60…90) MPa. Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. - Theo tính tốn đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối

d = 45 mm

Tra bảng 9.1a sách tính tốn hệ dẫn động cơ khí tập 1 trang 173 ta có:

 Then lắp tại khớp nối: có lm33 = 80 mm Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt.

Bảng 3.9: Tổng hợp các thông số và kích thước then tại các tiết diện

</div>