Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in , thuyết minh Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in, động học Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in, kết cấu máy Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in, nguyên lý máy Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in , cấu tạo máy

Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in, 500 MB Bao gồm tất cả file CAD,  2D, 3D, thuyết minh, quy trình sản xuất, bản vẽ nguyên lý, thiết kế, các chi tiết trong máy, kết cấu, động học máy.

  LỜI NÓI ĐẦU

            Giấy là một sản phẩm không thể thiếu trong cuộc sống hàng ngày.Sản phẩm giấy phong phú về chủng loại ,đa dạng về hình thức từ các loại sách vở, văn bản ,báo chí đến các sản phẩm hàng tiêu dùng như khăn giấy ,ly giấy ,các loại thùng ,hộp … .Theo xu hướng phát triển của xã hộp ngành công nghiệp giấy cũng phát triển theo.

            Để có thể đáp ứng được những nhu cầu của con người ,ngành cộng nghiệp giấy cần phải trang bị cho mình những thiết bị sản xuất hiện đại hơn.Do đó việc tìm hiểu và thiết kế những thiết bị phục vụ cho ngành cộng nghiệp giấy ở nước ta hiện nay là điều cần thiết .

            Giấy in liên tục là một trong những sản phẩm giấy được sử dụng ngày càng rộng rãi như các loại hoá đơn,bảng thống kê từng giai đoạn … .Ưu điểm của loại giấy này là sau khi in ta có thể kiểm tra lại các thông tin đã được in một các dể dàng ,đồng thời ta cũng có thể xé rời từng trang .

            Với những ưu điểm đó của giấy in liên tục ,em đã chọn “Thiết kế máy đột giấy liện tục cho máy in” làm đề tài luận văn .

            Luận văn tốt nghiệp là sự đúc kết những kiến thức trong quá trình học tập, kinh nghiệp thiết kế còn kém ,dó đó việc thiết kế còn nhiều thiếu sót rất mong được sự đóng góp ý kiến của quý thầy cô và các bạn .

            Xin chân thành cảm ơn

MỤC LỤC

Lời nói đầu

Mục lục

Chương 1 : GIỚI THIỆU CHUNG.............................................................................

            1.1. Giới thiệu về ngành công nghiệp giấy          

            1.2. Giấy in   

            1.3  Đặc điểm, tính chất, phân loại giấy in liên tục        

Chương 2 :GIỚI THIỆU CÁC PHƯƠNG ÁN VÀ CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG...........   

            2.1. Các phương án sản xuất giấy liên tục           

            2.2. Giới thiệu các phương án truyền động         

Chương 3 :TÍNH TOÁN CỘNG SUẤT ĐỘNG CƠ CHO TỪNG CỤM

                  CHI TIẾT.......................................................................................................

            3.1. Tính công suất động cơ cho cụm đột và con lăn kéo         

            3.2. Tính công suất động cơ cho cụm gấp giấy   

Chương 4 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM ĐỘT VÀ CON LĂN KÉO. ............

            4.1. Phân phối tỉ số truyền 

            4.2. Tính toán bộ truyền đai thang           

            4.3. Tính toán bộ truyền đai răng 

            4.4. Thiết kế cụm gia công giấy    

Chương 5  TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM GẤP GIẤY          

            5.1. Phân phối tỉ số truyền 

            5.2. Tính toán bộ truyền đai thang           

            5.3. Tính toán thiết kế hộp giảm tốc         

Chương 6 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỆN ............................................................

            6.1. Yêu cầu chung đối với mạch điện     

            6.2. Thiết kế mạch điện      

                             Chương 1 : GIỚI THIỆU CHUNG

            1.1 Giới thiệu về ngành công nghiệp giấy

            - Giấy đã xuất hiện từ rất lâu đời, nó xuất hiện do nhu cầu cần ghi chép truyền đạt thông tin của con người

            - Ngày nay, ngành công nghiệp giấy càng phát triển mạnh mẽ.Giấy đa dạng về hình thức lẫn mẫu mã .Có nhiều loại giấy khác nhau phục phụ cho những nhu cầu da dạng của con người

            - Hiện nay giấy được chia làm bốn loại chính :

            * Giấy đóng tập sách

            * Giấy báo

            * Giấy hàng tiêu dùng

            * Giấy kỹ thuật

            - Tuỳ thuộc vào từng loại giấy cụ thể mà thành phần giấy cũng có sự khác nhau, nhưng một số thành phần chủ yếu của giấy vẫn không đổi như:

            * Sợi xenlulozơ :75-90% là thành phầnh chủ yếu của giấy

            * Nhựa thông ,parafin ,gelafin ,nước … chiếm từ 6-7 %

            Có một số thành phần tạo độ phản quang có thể được thay đổi tuỳ thuộc vào từng loại giấy:

            + Cao lanh AL₂O₃.2SiO₃.2H₂O – thành phần này tạo cho giấy có độ phản quang từ 80-85 %

            + Sunfat bary BaSO₄ – thành phần này tạo cho giấy độ phản quang từ 85 -90 %

            + Oxit Titan TiO₂ – thành phần này tạo cho giấy có đỗ phản quang từ 90 -98 %

            Ngoài ra để tạo màu sắc cho giấy người ta cho vào giấy các loại phẩm màu

            Ở nước ta ,ngành công nghiệp giấy phát triển mạnh mẽ với rất nhiều sản phẩm đa dạng  đáp ứng được thị hiếu của người tiêu dùng.Xã hội càng phát triển sự đòi hỏi của người tiêu dùng về mọi sản phẩm điều khắc khe,do đó bất cứ nhà sản xuất nào cũng phải tìm cho mình một phương án để phát triển để thu hút khách hàng.Giấy cũng là một mặt hàng được tiêu thụ rất lớn ,do vậy cần phải có một chiến lược phát triển hợp lý từ chất lượng sản phẩm đến hình dạng của nó

            1.2. Giấy in

            - Viết là hình thức thứ 2 của ngôn ngữ. Khi ngành in ấn chưa ra đời các thông tin được ghi chép bằng tay. Cùng với sự ra đời và phát triển của máy vi tính  ngành in cũng ra đời.Chỉ sau vài thập niên ngành in đã phát triển mạnh mẽ ,ngày nay có rất nhiều dạng in trên nhiều loại giấy khác nhau

            - Để đáp ứng sự đa dạng của ngành in ,ngành giấy cũng phát triển không ngừng,chất lượng giấy ngày càng được cải thiện.Trên thị trườn hiện nay có rất nhiều chủng loại giấy in :A₀,A₁,A₂,…,B₁,B2…, các loại giấy báo,tạp chí ,giấy lụa… .Các loại giấy đó có thể ở dạng rời từng tờ hoặc có thể ở dạng cuộn lớn nhỏ tuỳ thuộc vào yêu cầu của người sử dụng

            1.3.Đặc điểm và phân loại giấy in liên tục

            - Giấy in liên tục được sử dụng cho các loại máy in vừa và nhỏ.

            - Trên bề mặt giấy gần hai mép ngang có hai hàng lỗ chạy dọc chiều dài giấy,hai hàng lỗ này dùng để đặt vào cơ cấu cuốn của máy in

            - Vết hằn dọc và ngang giúp ta có thể dể dàng xé ra khi cần thiết

            * Phân loại giấy in liên tục

                        + Loại giấy (9x11)in

                        + Loại giấy (14x11)in                       

                        + Loại giấy (14x8)in   

              

                   Chương 2 : CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG               

2.1. Các phương án sản xuất giấy liên tục ...................................................................

2.2. Giới thiệu các phương án truyền động .................................................................

2.1 – Các phương án sản xuất giấy liên tục

            2.1.1 Phương án 1   

1. Cuộn giấy
2. Con lăn
3. Dao trụ đột lỗ giấy
4. Dao tạo vết hằn dọc
5. Đai răng
6. Dao tạo vết hằn ngang
7. Con lăn kéo căng giấy
8. Đai thang
9. Động cơ
10. Hộp đựng giấy
11. Cơ cấu tay quay con trượt
12. Hộp giảm tốc
13. Đai thang
14. Động cơ
15. Động cơ
16. Đai thang
17. 

* Nguyên tắc hoạt động

            Từ cuộn giấy (1) ta kéo giấy đến vị trí con lăn kéo (7).Khi tất cả đã được kiểm tra ta bắt đầu nhấn nút khởi động cho các động cơ (9),(14),(15).

       Con lăn kéo (7) có nhiệm vụ kéo cuốn giấy và tạo sức căng cho bề mặt giấy,các con lăn khác vừa làm nhiệm vụ căng giấy vừa làm thay đổi hướng tiến của giấy

            Khi động cơ (15) được kích hoạt, thông qua bộ truyền đai (16) làm cho dao đột lỗ (3) và dao tạo vết hằn dọc (4) làm việc,cứ mỗi vòng quay dao đột lỗ (3) sẽ tạo được 8x2 lỗ trên bề mặt giấy ,trong khi đó dao tạo vết hằn dọc ( 4) sẽ cắt liên tục tạo thành hai đường thẳng song song , do dao được cấu tạo đặc biệt nên đường cắt không đứt hẳn

            Dao tạo vết hằn ngang (6) thông qua bộ truyền đai răng (5) để có được số vòng quay ổn định so với hai dao (3),(4).Giai đoạn này rất quan trọng vì nó quyết định đến kích thước khổ giấy gia công

            Sau khi giấy được đột lỗ và các vết hằn giấy sẽ được đổi hướng đi đến bộ phận gấp giấy (10).Bộ phận gấp giấy là một cơ cấu lắc được dẫn động từ động cơ (14) qua bộ truyền đai(13) qua hộp giảm tốc (12) đến cơ cấu tay quay con trượt (11) biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến,

     

            2.1.2 Phương án 2

1. Cuộn giấy
2. Con lăn kéo giấy
3. Dụng cụ gia công giấy
4. Cơ cấu tay quay con trượt
5. Động cơ
6. Đai răng
7. Con lăn kéo căng giấy
8. Đai thang
9. Động cơ
10. Hộp đựng giấy
11. Cơ cấu tay quay con trượt
12. Hộp giảm tốc
13. Đai thang
14. Động cơ
15. Động cơ
16. Đai thang

            2.1.3 Phương án 3

1. Cuộn giấy
2. Con lăn
3. Dao trụ đột lỗ giấy
4. Dao tạo vết hằn dọc
5. Đai răng
6. Dao tạo vết hằn ngang
7. Con lăn kéo căng giấy
8. Đai thang
9. Động cơ
10. Hộp đựng giấy
11. Cơ cấu tay quay con trượt
12. Hộp giảm tốc
13. Động cơ
14. Động cơ
15. Đai thang

            2.1.4  Phương án 4

1. Cuộn giấy
2. Con lăn
3. Dụng cụ gia công giấy
4. Đai thang
5. Động cơ
6. Động cơ
7. Con lăn kéo căng giấy
8. Đai thang
9. Hộp đựng giấy
10. Cơ cấu tay quay con trượt
11. Hộp giảm tốc
12. Động cơ

.................................

Chương 3 :TÍNH TOÁN CỘNG SUẤT ĐỘNG CƠ CHO TỪNG CỤM CHI TIẾT           

3.1. Tính công suất động cơ cho cụm đột và con lăn kéo

3.2. Tính công suất động cơ cho cụm gấp giấy     

3.1. Tính toán công suất cụm đột và con lăn kéo

3.1.1. Công suất động cơ con lăn kéo

       - Để đảm bảo cho giấy được cuốn thì lực kéo của con lăn kéo phải thắng được  trọng lực giấy

       - Trọng lượng cuộn giấy G = 4 kg =40 N

            -  Cuộn giấy được đặt cao hơn bàn máy ,góc hợp bởi tấm giấy với bàn máy = 45⁰

Lực cần thiết để giấy được kéo đi: F  = G.= 40. =28,3 N

Đường kính trục gia công cuối: D= 281,6 mm

Năng suất gia công giấy N= 120 tờ/phút

Do đường kính trục gia công cuối bằng chiều dài một tờ giấy

Vận tốc vòng trục cuối n₀=120 v/phut

Vận tốc dài : v== 1,77 m/s

Vì vận tốc dài là như nhau trên toàn bộ khoảng đường đi

• Công suất tại trục con lăn kéo : P ===0,05 kw

• Chọn động cơ 4A50A4Y3 với các thông số sau:

+ Công suất : N₀=0,06 kw

+ Số vòng quay : n_dc=1378 v/ph

* Ta sử dụng bộ truyền đai thang để truyền động cho con lăn kéo

- Đường kính con lăn kéo d=128 mm

=> số vòng quay của con lăn kéo n_cl= =264 v/ph

Tỉ số truyền từ động cơ cho con lăn kéo: i_cl==5,22

3.1.2. Chọn động cơ cho cụm đột giấy

Cụm đột chủ yếu gia công giấy chứ không làm nhiệm vụ kéo giấy ,do vậy ta sử dụng động cơ đã chọn ở phần con lăn kéo cho cụm đột

• Động cơ 4A50A4Y3 với các thông số sau:

+ Công suất : N₀=0,06 kw

+ Số vòng quay : n_dc=1378 v/ph

3.2. Tính công suất động cơ cho cụm gấp

.............................

CHƯƠNG 4 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM ĐỘT

4.1. Phân phối tỉ số truyền

- Ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai thang từ trục động cơ đến trục  công tác I là 4,176

- Ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai răng từ trục công tác I đến trục công tác II là 2,75

  

Trục Thông số	Động cơ	Trục công tácI		Trục công tácI
Công suất P (KW)	0,054	0,052		0,05
Tỉ số truyền (u)	4,176		2,75
Vòng quay n (vòng/phút)	1378	330		120
Moment xoắn T (Nmm)	374,2	1504,8		3979,2

     

4.2.Tính toán bộ truyền đai thang

1) Chọn tiết diện đai

       Theo hình 4.1 [1] ta chọn tiết diện đai thang là tiết diện A

2) Các thông số của bộ truyền

    - Số vòng quay bánh đai dẫn :=1378(vòng/phút)

    - Số vòng quay bánh đai bị dẫn :==330 (vòng/phút)

    - Đai làm việc với tải ổn định ,làm việc  8 giơ  mỗi ngày .

            - Ta chọ sơ bộ loại đai .Chọn loại đai thang thường ( đai vải cao su ,chịu được sự thay đổi nhiệt độ và độ ẩm tốt  ) vì vận tốc làm việc nhỏ hơn 25 (m/s).

     Kí hiệu đai :A có : b_t =11 ;   b =13 ;  y₀ =2,8;

                                A= 81 ;  h =8.

               Theo bảng (4.13) [1], ta chọn đường kính bánh  đai   nhỏ:

                       d₁ = 90 (mm)

      - Vận tốc đai:

=8,66(m/s)

                          v = 8,66 (m/s) < v_max = 25 (m/s)

               Theo công thức (4.2),  = 0,01 với là hệ số trượt 

        Đường kính bánh đai lớn:

              mm

             Ta chọn theo tiêu chuẩn là   =355 (mm)

       Lúc này tỉ số truyền thực tế sẽ là : 4,008

      Sai số của tỉ số truyền đã chọn là : .

      Sai  số này chấp nhận được trong kỹ thuật .Vậy ta chấp nhận và   .

                - Theo bảng(4.14)  Chọn sơ bộ khoảng cách trục : a=d₂=355mm

     Theo (4.4)chiều dài đai đượcxác định như sau :

l=2a+=1458(mm)

- Lấy theo tiêu chuẩn bảng 4.13  l =1400(mm)

- Kiểm tra tuổi thọ đai theo số màng cốt : i ==5,41 <10. Vậy chiều dài đai chấp nhận được .

- Tính chính xác khoảng cách trục a :

a =

                           Trong đó =814,6

=132,5

                         Vậy khoảng cách trục chính xác sẽ là : a = 323 (mm)

                         Theo (4.7) góc ôm:

  ¨ -  ¨=133,2   ¨>120   ¨

3)Xác định số đai Z:

             theo CT 4.16

Trong đó :

* :công suất trên bánh chủ động :P=0,054(KW)

* : công suất cho phép ,tra bảng 4.19 ta có được :=1,64(KW)

* :hệ số tải trọng động : tra bảng 4.7 =1,1

* :hệ số ảnh hưởng góc  ôm : tra bảng 4.15 :=0,87

* :hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai : tra bảng 4.16:=0,95

* :hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền : tra bảng 4.17 :=1,14

* : hệ số ảnh hưởng của sự phân bố tải không đều,tra bảng 4.18: =1           Vậy ta tính được Z=0.04 ta chọn Z=1 đai .

* Chiều rộng bánh đai theo (4.17) và bảng 4.21 : B= (Z-1).t+2.e

            Vậy ta tính được bề rộng của bánh đai là 20(mm)

- Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

- Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

4) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

- Theo CT (4.19) lực căng ban đầu bằng : 

       

trong đó:

  *  F_v = q_m.v² (định kì điều chỉnh lực căng)

              với q_m = 0,105 (kg/m)   (bảng 4.22)

   => F_v =0,105.8,66²=7,87 (lực căng do lực ly tâm gây ra)

do đó:14.1 (N)

Vậy lực tác dụng lên trục:=26.1  (N)

4.3.Tính toán bộ truyền đai răng

1)Xác định mođun và chiều rộng đai

a) Mođun

Theo(4.28) [1]m=35.

       Trong đó : p₂ =0,052 kw là công suất trên bánh đai chủ động

                         n₂= 330v/ph là số vòng quay trên bánh đai chủ động

            => m = 1,89

Theo bảng 4.27[1] ta chọn : m =2

            b) Chiều rộng đai

            Theo(4.29)[1] b=m

             Với =6…9 là hệ số chiều rộng , chọn  =8

  Theo bảng 4.28[1] chọn b =20 mm

2)-Các thông số của bộ truyền

-Số răng z₁  của bánh đai nhỏ chọn theo bảng 4.29[1] nhằm đảm bảotuổi thọ cho đai: z₁ =18 răng

-Số răng bánh đai lớn z₂ = u₂. z₁=2,75.18 =49.5

Chọn  z₂ = 50 răng

-Xác định khoảng cách trục

      a_min    a   a_max

    với a_min=0,5m(z₁+z₂) + 2m=72 mm

          a_max=2m(z₁+z₂) =272 mm

     Ta chọn a=200 mm

-Số răng

    Trong đó :p =6,28 mm – bước đai (bảng 4.27)[1]

• Z_đ =99,3

Theo bảng 4.30 [1] chọn chiều dài đai : l_đ =628 mm

-Xác định lại khoảng cách trục a :

Theo (4.6)[1]

          a =  =205 mm

Trong đó = l_đ –p(z₁+z₂)/2 =414,5

                  = m(z₂-z₁)/2 =32

-Đường kính vòng chia các bánh đai:

     d₁ = mz₁ =36  mm

     d₂ = mz₂ =100  mm

-Đường kính vòng ngoài của các bánh đai:

      d_a1 =mz₁ - 2= 34,8 mm

      d_a2 =mz₂ - 2= 98,8 mm

  với =0,6 : là khoảng cách từ đáy răng đến đường trung bình của lớp chịu tải_theo bảng 4.27 [1]

-Số răng đồng thời ăn khớp trên bánh đai nhỏ:

      Z₀ = Z₁/360⁰

  Trong đó  _{_} góc ôm trên bánh đai nhỏ

     =180⁰ - =162.1_­⁰

• Z₀ =8,1

3)Kiểm nghiệm đai về lực vòng riêng

- Theo (4.33)[1] lực vòng riêng được xác định:

     q = F_tk_đ /b +q_mv² [q]

* F_t =     với v ==0,622 m/s

=>F_t =83,6 N

* q_m=0,032kg/(m,mm):khối lượng một mét đai có chiều rộng 1 mm _ theo bảng 4.31[1]

* k_đ=1,1 _ hệ số tải động (đối với động cơ xoay chiều không đồng bộ)

* b = 16mm :chiều rộng đai

=> q =4,6N

[q]=[q₀]C_zC_u

    * [q₀] = 5 N/mm

    * C_z =1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đồng thời ăn khớp

    * C_u = 0.95  hệ số kể đến truyền động tăng tốc

  => [q] = 4,75 N

  => q[q]

Vậy đai thoả mản về lực vòng riêng

4)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

* Lực căng ban đầu:

   Theo (4.35) [1] F₀ =(1,1 … 1,3)q_mb v² = 28 N

* Lực tác dụng lên trục:

  Theo (4.36) [1] F_r =(1 … 1,2)F_t­ =92 N

4.4.Thiết kế các dụng cụ gia công giấy

            4.4.1.Dao cắt vết hằn dọc

                        - Nhiệm vụ của dao cắt vết hằn dọc: tạo 2 vết hằn chạy song song theo chiều dọc suốt chiều dài giấy

          4.4.2.Dao đột lỗ giấy

- Nhiệm vụ: Tạo các lỗ trên bề mặt giấy phần ngoài rìa của 2 bên,mỗi bean có 22

............................

CHƯƠNG 5 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM GẤP GIẤY

 

5.1 Phân phối tỉ số truyền   

Tỉsố truyền chung cần có đối với bộ truyền

=23,4

Do từ động cơ tới bộ phận làm việc thông qua bộ truyền đai và hộp giảm tốc , nên ta chọn tỉ số truyền bộ truyền đai là u=3,9 và tỉ số truyền cho hộp giảm tốc u_h=6

Theo  bảng(3.1) ta chọn

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là 6, hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp có tỉ số truyền cấp nhanh 2,73 ,và của cấp chậm là 2,2

 

BẢNG  PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

  

Trục     Thông số	Động cơ –I	II		III		IV
Công suất p(kw)	1,01	0,965		0,927		0,89
Tỉ số truyền u	3,9		2,73		2,2
Số vòng quay n(v/f)	2810	720,7		264		120
Mô men xoắn T(Nmm)	3432,6	12787,2		33533,5		70829,2

P₃= p_lv=0,89  (Kw)

..................................

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bảng 6.15 có _.H=0,006

g₀: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16 ta có :  g₀=73 (m

3,55 ; CCX 9).

.....................

........................

.          đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:

       Đảm bảo độ bền uốn cho răng:

_{...............................}

- K_F.: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 : K_F.=1,28

- K_F.: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 ta có K_F.=1,37

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

.................................

   +Y_F1 ,Y_F2:hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 , phụ thuộc số răng tương đương Z_V1 , Z_V2.

Ta có: Z_V1=Z₁=34

             Z_V2=Z₂=94

            Tra bảng 6.18 ta có: Y_F1=3,8     Y_F2=3.61

            Với m=2, ta có :

            Y_S=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(1,25)=1,062

            Y_R=1 (bánh răng phay)

            K_XF=1 (d_a<400mm) , do đó theo công thức 6.2 và 6.2a :

..............................

            K_qt=T_max/T=5,5.9,81/12,8 =4,2

      Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điêu kiện quá tải.

Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp nhanh:

       -Khoảng cách trục:         a_w=80(mm).

       -Môđun pháp:                        m=1,25

       -Chiều rộng vành răng:   b_w=25,2(mm).

       -Tỉ số truyền:                             u_m=2,73

       -Góc nghiêng của răng:    =0⁰

       -Số răng bánh răng:     Z₁=34 ;  Z₂=94

       -Đường kính vòng chia:   d₁=m.Z₁=42,5(mm)

                                                            d₂=m.Z₂ =117,5 (mm)

-Đường kính đỉnh răng       d_a1= d₁+2m=44,7(mm). 

                                                            d_a2= d₂+2m=120(mm).

-Đường kính đáy răng:  d_f1= d₁-2.5m=39,075(mm)

                                          d_f2= d₂-2.5m=114,375(mm).

 

5)  Bộ truyền cấp chậm

a)Tính sơ bộ khoảng cách trục a_w:

            a_w2=K_a(u₂+1).

          T₂: moment xoắn trên trục II ,(N.mm). T₂=33533,5(N.mm)

          -u₁=2,2 :tỉ số truyền

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

-=0.4: hệ số chiều rộng bánh răng.

Ta có:  =0,53( u₂+1)=0,53.0,4(2,2+1)=0,68 , tra bảng 6.7 [1] ta có : K_H=1,04 (sơ đồ 5).

K_a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng .Với thép ta có:    K_a=49,5 (răng thẳng)

            a_w1=49,5.(2,2 +1) =87,87(mm).

Theo tiêu chuẩn ta chọn : a_w2=100 mm

            b)Xác định các thông số ăn khớp:

            Mođun của bánh răng được xác định : m=(0.01÷0.02). a_w1=1,25 =m_n.

..........................................

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d_w2=2a_w2/(u_m+1)=2.100/(2,2+1)=62,5(mm).

Vận tốc vòng:

V=0,86(m/s).

b_w = .a_w =40 (mm)

Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác : cấp 9.

K_H : hệ số tải trọng, K_H=K_HK_HK_HV

+ K_H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 ta có K_H=1,13.(v2,5;CCX 8).

+K_H: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 : K_H=1,05

+ K_HV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

 

_H:  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bảng 6.15 có _H=0,006

g₀: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16 ta có :  g₀=73 (m3,55 ; CCX 9).

  

Đảm bảo độ bền tiếp xúc.

Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:

            Đảm bảo độ bền uốn cho răng:

- K_F: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 : K=1,28

- K_F: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 ta có K_F=1,37

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

   +Y_F1 ,Y_F2:hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 , phụ thuộc số răng tương đương Z_V1 , Z_V2.

Ta có: Z_V1=Z₁=50

             Z_V2=Z₂=110

            Tra bảng 6.18 ta có: Y_F1=3,65     Y_F2=3,6

            Với m=2, ta có :

         Y_S=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(1,25)=1,064

         Y_R=1 (bánh răng phay)

         K_XF=1 (d_a<400mm) , do đó theo công thức 6.2 và 6.2    

==87,7MPa< []₁=181,7(MPa).

            =87,7.=86,5(MPa)< []₂=170,57(MPa).

            Kết luận : các bánh răng 1 và 2 thoả độ bền uốn .

Kiểm nghiệm răng về quá tải:

_Hmax= _H* [_H]_max

            K_qt=T_max/T=5.5*9.81/23.6=2.28

    _Hmax=430.69*=650.33<[_H]_max=1624(MPa).

            _max=*K_qt=86.8*2.28=197.8<_max=464 (MPa).

            _max=*K_qt=83.2*2.28=189.7<_max =360(MPa).

      Vậy các bánh răng đảm bảo làm việc trong điêu kiện quá tải.

Các thông số và kích thước của bộ truyền cấp chậm:

-Khoảng cách trục:         a_w=100(mm).

-Môđun pháp:                     m=1,25

-Chiều rộng vành răng:   b_w=40(mm).

-Tỉ số truyền:                           u_m=2,2

-Góc nghiêng của răng:     =0⁰

-Số răng bánh răng:     Z₁=50 ;  Z₂=110

-Đường kính vòng chia:   d₁=m.Z₁=62,5(mm)

                                                            d₂=m.Z₂ =137,5 (mm)

-Đường kính đỉnh răng       d_a1= d₁+2m=65(mm). 

                                                            d_a2= d₂+2m=140(mm).

-Đường kính đáy răng:  d_f1= d₁-2,5m=59,375(mm)

                                          d_f2= d₂-2,5m=134,375(mm).

5.3.2 Tính toán thiết kế trục – then

              1) Chọn vật liệu: Thép 45 thường hoá có giới hạn bền s_b = 600 (MPa),  giới hạn chảy s_ch =340(MPa), ứng suất xoắn cho phép [   ] = 15÷30 MPa.

                 2) Xác định sơ bộ đường kính trục:

 Moment xoắn tác dụng vào các trục:

T₁=12787,2 (N.mm)

T₂=33533,5 (N.mm)

T₃=70829,2 (N.mm)

               Đường kính của trục được xác định theo: d=

         Ứng suất xoắn cho phép [   ] tại các trục:

 [ ]₁ =20 (MPa).

[ ]₂ =30 (MPa).

[ ]₃ =30 (MPa)

                   Þchọn d₁=15(mm) ;  d₂=18(mm);       d₃=23(mm).

3)Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

                  Chiều rộng ổ lăn chọn sơ bộ theo đường kính trục :

         b_I =b₀₁= 15 (mm).

         b_II = b₀₂=17 (mm) .

        b_III = b₀₃=19 (mm).

Trục II:

                        +Chiều dài mayơ của bánh răng 2 là:

                 l_m22 = (1,2 ¸1,5 )d₂=(1,2 ¸1,5 ).18=23(mm).

                         + Chiều dài mayơ của bánh răng 3 là:

                          l_m23 = (1,2 ¸1,5 )d₂=(1,2 ¸1,5 ).18=34(mm).

Từ bảng 10-4 ta có:

                        -Từ gối 0 đến  bánh răng 2: 

             l₂₂=0.5(l_m22+ b₀₂)+K₁+K₂.

-Từ gối 0 đến bánh răng 3: 

                         l₂₃=0.5(l_m22+ l_m23)+ l₂₂ +K₂.

-Khoảng cách giữa hai gối đỡ 0 và1:

                        l₂₁= l_m22+ l_m23 +3K₁+2K₂+ b₀₂

-Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp: K₁=8(mm).

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

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

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h_n=20(mm).

Þ l₂₂=0,5(23+17)+8+10=38(mm)

                          l₂₃=0,5(23+34)+38+8=75(mm)

                          l₂₁=23+34+3.8+2.10+17=118(mm)

Trục I:

                         +Gối 0 đến 1:    l₁₁= l₂₁=118(mm)

                         +Chiều dài mayơ của bánh đai

                        l_m17=(1,2 ¸2,5 )d₁=(1,2 ¸2,5 ).15 =35(mm) 

                        + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến vị trí lắp khớp nối :

                        l₁₇= l_c13= 0,5(l_m17+ b₀₁)+ K₃+ h_n .

                            =0,5(35+15)+15+20=60(mm)

Trục III:

Khoảng cách giữa hai gối đỡ 0 và 1 :

                          l₃₁= l₂₁=118 (mm)

Khoảng cách từ ổ trục 1 đến vị trí bánh xích dẫn động:

l_c35=0,5(l_m35+ b₀₃)+ K₃+ h_n

Với chiều dài mayơ bánh xích :

l_m35=(1,4÷2,5)d₃=(1,4÷2,5)23=51 (mm).

=>l_c35=0,5(51+19)+15+20=70(mm).

4)Xác định trị số và chiều đặt lực:

+Trục I:               

Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ.Theo qui ước ta xác định được các lực tác dụng lên từng trục như hình vẽ.

+Bánh răng thẳng 1 và 2:

                  - Lực vòng: F_t1=F_t2 ===606,03 N

                     - Lực hướng tâm: F_r1 = F_r2 = F_t1tg =220,6 N

+ Bánh răng thẳng 3 và 4:

Lực vòng: F_t3=F_t4 ===1073,1N

-Lực hướng tâm: F_r3 = F_r4 = F_t3tg=1073,1.tg(20⁰)=390,6 N

Trục I:

Lực từ bộ truyền đai tác dụng lean trục

                     F_rđ= 2.F₀sin()=165,04 (N).

+Ox:  F_xA1+ F_xB1+F_rđ- F_t1=0

      M^y_A=0 F_xB1.118- F_t1.38- F_rđ.60 =0

• F_xA1=299,25N.              
• F_xB1=141,74N            

+Oy:  

   M^x_A=0 F_yB1.118- F_r1.38 =0

      F_yA1 – F_r1+ F_yB1=0              

• F_yB1=75,88N.
• F_yA1=144,72N.

  Mômen xoắn T=T₁=12787,2(N.mm).                        Trục II:

+Ox:  F_xA2+ F_xB2 -F_t2- F_t3=0

      M^y_A=0 F_xB2.118- F_t2.38- F_t3.75 =0

• F_xA2=766,69N.              
• F_xB2=912,44N            

+Oy:   

                 M^x_A=0 F_yB2.118+ F_r2.38- F_r3.75 =0

     F_yA2 + F_r2- F_r3+ F_yB2=0              

• F_yB2=180,36N.
• F_yA2=10,36N.

  Mômen xoắn T=T₂=33533,5(N.mm).                        Trục III:  

+Ox:  F_xA3+ F_xB3 -F_t4 =0

       M^y_A=0 F_xB3.118- F_t4.75=0

• F_xA3=369,12N   
• F_xB3=703,98N            

+Oy:  

                        M^x_A=0F_yB3.118+F_rD.188 - F_r4.75 =0

      -F_yA3 + F_rD+ F_r4- F_yB3=0              

• F_yB3=485,5N
• F_yA3=55,1N

  Mômen xoắn T=T₃=70829,2(N.mm)                        5)Xác định đường kính trục :

a)Xác định mômen uốn tổng :

M_kj =

            M_kj : Mômen uốn tổng tại tiết diện j thuộc trục k .

M_kyj : Mômen uốn trong mặt phẳng yoz tại tiết diện j thuộc trục k

                   M_kjx : Mômen uốn trong mặt phẳng xoz tại tiết diện j thuộc trục k.

b)Xác định mômen tương đương :

M_ktdj =

M_ktđj : Mômen tương đương tại tiết diện j thuộc trục k.

                        T_kj : mômen xoắn tại tiết j thuộc trục k .

+Trục I :

M_1tđ0 =  11074,04 N.mm

M_1tđ1 = 14530,36 Nmm

M_1tđ2 = 18541,15 Nmm

M _1tđ3 = 0 Nmm

+Trục II :

M _2tđ0  = 0 Nmm

M _2tđ1 = 47183,77 Nmm

M _2tđ2 =  53649,5Nmm

M _2tđ3 = 0 Nmm

+Trục III :

M _3tđ0 = 0 Nmm

M _3tđ1 = 70386,8 Nmm

M _3tđ2 = 62349,5Nmm

M _3tđ3 = 61339,9 Nmm

c).Đường kính trục tại tiết diện j tại trục k theo công thức :

                          d_kj =  

       với d_kj là đường kính trục tại tiết diện j tại trục k

         [ s ] của thép chế tạo trục

        Tra bảng 10.5[1]:    [ s ]_I = 63 Mpa ; [s]_II = 63 Mpa ;

[s]_III = 50 Mpa

Vậy :

          d₁₀ =12,1mm                     d₂₀ = 0 mm                d₃₀ = 0 mm

                     d₁₁ =13,2 mm                    d₂₁ = 19,6 mm    d₃₁ = 24,2 mm

                    d₁₂ = 14,3 mm                    d₂₂ = 20,4 mm   d₃₂ =23,1 mm

                        d₁₃ = 0 mm                          d₂₃  = 0 mm                      d₃₃ =23,6mm

d).Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ , ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d₁₀ =15 mm                              d₂₀ = 20 mm                           d₃₀ = 30 mm

d₁₁ = 20 mm                             d₂₁ = 25 mm                            d₃₁ = 35 mm

d₁₂ = 25 mm                             d₂₂ = 25 mm                           d₃₂ = 30 mm

                        d₁₃ = 20 mm                        d₂₃ = 20 mm                           d₃₃ = 25 mm

e)Kiểm trục về độ bền mỏi :

Do chưa xét đến một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi cầu trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất , yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt …vì vậy cần kiểm tra độ bền mỏi khi kể các yếu tố trên.

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

S_jk =  ³[s]

                        Với [s] = 2 : là hệ số an toàn cho phép

Thép 45 thường hoá có s_b = 600 MPa

 s_-1 = 0,436  s_b = 261,6 MPa                                                       

          _-1=0,58 s_-1=151,73(MPa)

   Theo bảng 10.7[1] : Hệ số ảnh hưởng cuả ứng suất trung bình đến độ bền mỏi  c_s = 0.05 ; c_t = 0.

   Các trục hộp giảm tốc đều quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó s_aj tính theo :

            s_aj = s_maxj = M_j / W_j ; s_mj = 0.

                        với     s_aj : biên độ của ứng suất pháp tại tiết diện j trục k.

                        s_mj : trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j trục k

         Vì trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , do đó t_mj = 0 ; t_aj = t_maxj /2 = T_j / W_oj .

Với  t_mj : trị số trung bình ứng suất tiếp tại tiết diện j trục k

          t_aj : biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j trục k

          t_maxj : biên độ ứng suất tiếp max tại tiết diện j trục k

                       W_j ; W_0j :mômen cản uốn và momen cản xoắn;

• Chọn lắp ghép các ổ lăn lắp trên trục theo K6 , lắp bánh răng , đĩa xích theo K6 kết hợp với lắp then .
• Kích thước của then theo [1] , trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn [1] ứng với các tiết diện trục ( nguy hiểm ) như sau :

Tiết       diện	Đường kính trục d (mm)	bxh	t1 (mm)	W (mm3)	W0 (mm3)
10	15	8x7	4	202,3	582
11	25	8x7	4	1251,7	2785,7
21	25	8x7	4	1251,7	2785,7
22	25	8x7	4	1251,7	2785,7
31	35	10x8	5	3566,4	7775,6
33	25	10x8	5	1134	2668

Xác định các hệ số  k_sdj và k_tdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo [1] :

                        k_sdj = ( k_s / _sj + k_x –1 ) / k_y.

k_tdj  = ( k_t / _tj + k_x –1 ) / k_y.

Với k_x : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

                          k_y : hệ số tăng bền mặt trục .

Các trục gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt :

             Bảng 10.8[1] Ra = 2,5÷0,63 mm Þ k_x = 1,06

Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt Þ k­_y = 1

Theo 10.12 [1] , khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có s_b = 600MPa là k_s = 1,76 ; k_t = 1,54

Theo 10.10[1] tra hệ số kích thước j_sj và j_tj ứng với đường kính tại tiết diện nguy hiểm thứ j trục k . Từ đó xác định k_s/j_s và K /j_t do lắp căng tại các tiết diện này,trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của K_s/ để tính  K_sd và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của K /j_t , tương tự tính được K_d  .

		Tỷ số ks/es		Tỷ số kt/et
Tiết diện	D (mm)	Rãnh then	Lắp căng	Rãnh then	Lắp căng	Ksd	Ktd	Ss	St	S
10	15	1.86	2.06	1,93	1,64	2,12	1.76	_	3.7	_
11	20	_	2.06	_	1,64	2,12	1.86	11.7	4.26	4
12	25	2	2.06	1,9	1,64	2,12	1.96	5.87	7.9	4.7
21	25	2	2.06	1,9	1,64	2,12	1.98	3.86	5.1	3.07
22	25	2	2.06	1,9	1,64	2,12	1.98	3.86	5.1	3.07
31	35	2,04	2.06	1,94	1,64	2,12	2.03	4.72	5	3.4
32	30	_	2.06	_	1,64	2,12	2	2.41	3.67	2.02
33	35	2,04	2.06	1,92	1,64	2,12	1.98	_	2.58	2.58

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Vậy tất cả giá trị s đều thỏa nên đảm bảo về độ bền mỏi.

f)Tính kiểm nghiệm độ bền then :

Với các tiết diện dùng mối ghép then cần kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ cắt .

Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức : s_d = 2T/[dl_t(h – t₁)] £ [s_d]

Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức :  t_c = 2T/(dl_tb) £ [t_c

             l_ti =1.35d_i

Theo [1] với tải trọng tĩnh   [s_d] = 150 MPa.

[t_c] = 60 MPa.

d (mm)	lt (mm)	bh	t1(mm)	T(N.mm)	sd(MPa)	tc(MPa)
15	24.3	5x5	3	13181.7	36.2	14.5
25	33.75	8x7	4	13181.7	12.95	4
30	40.5	8x7	4	48167.3	38.06	14.3
30	40.5	8x7	4	48167.3	38.06	14.3
40	54	12x8	5	132114.2	40.8	12.4
30	40.5	8x7	5	132114.2	72.5	27.2

Vậy tấc cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt .

            5.3.3 – Tính toán chọn ổ lăn

            1-Trục I :

            Do trục I chịu lực hướng tâm của khớp đàn hồi nên lực hướng tâm tác dụng lên ổ được tính lại như sau :

            Để tăng lực hướng tâm tác dụng lên ổ , ta chọn chiều của lực hướng tâm F­_rk ngược chiều với F­_rk khi tính trục , còn chiều của các lực khác không đổi . Tính lại phản lực tại các ổ lăn , ta có :

            R_x01 = 534,1 N 

            R_y01 = 156,7 N

            R_x11 = 176,8 N

            R_y11­ = 75 N

            Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1 là :                                                  ==556,6 N                          ==192,1 N

            Do yêu cầu làm việc của ổ với số vòng quay cao , giảm tiếng ồn , giảm mất mát về ma sát ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy  cho các gối đỡ 0 và 1

            Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : ta tiến hành cho ổ 0 vì ổ này chịu tải lớn hơn .

            Chọn sơ bộ ổ cỡ đặc biệt nhẹ 104 có d=20mm , C=7,36kN , C₀=4,54kN ( bảng p2.7[1] )

            Tính toán kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ :

            Theo công thức 11.3[1] với F_a=0 , tải trọng qui ước :

            Q=XVF_rK_tK_đ=1.1.556,6.1.1=556,6 N

            Khả năng tải động của ổ C_d :

            C_d = Q

            Trong đó :

            m=3 - đối với ổ bi .

            n=720,7 vòng/phút

            L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

            L = 60.n₃ L_h/10⁶ =60.720,7.24000/10⁶=2045,5(triệu vòng quay)

            Þ C_d = Q = 556,6. =7,07kN < C=7,36 kN .

            Vậy ổ bi  cỡ đặc biệt nhẹ 104 thỏa mãn điều kiện khả năng tải động .

            2-Trục II :

            Các lực tại các ổ lăn :

            R_x02=718,4 N

            R_y02=20,83 N

            R_x12=917,3 N

            R_y12=174,9 N

            Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1 trên trục II :

==718,6 N

==933,3 N

            Ta chọn ổ bi đỡ một dãy cho các ổ 0 và 1 trên trục II :

   Chọn sơ bộ ổ cỡ đặc biệt nhẹ 104 có d=20mm , C=7,36kN , C₀=4,54kN ( bảng p2.7[1] )

            Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : ta tiến hành cho ổ 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn .

            Theo công thức 11.3[1] với F_a=0 , tải trọng qui ước :

          Q=XVF_rK_tK_đ=1.1.933,3.1.1=933,3 N

            Khả năng tải động của ổ C_d :

            C_d = Q

            Trong đó :

            m=3 – đối với ổ bi .

            n₂=264 vòng/phút

            L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

            L = 60.n₂ L_h/10⁶ =60.264.24000/10⁶=380,16 (triệu vòng quay)

            Þ C_d = Q = 933,3 =6,7kN < C=7,36 kN .

            Vậy ổ bi cỡ đặc biệt nhẹ 104 thỏa mãn điều kiện khả năng tải động .

            3-Trục III :

            Do trên trục III không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy cho các ổ 0 và 1 trên trục III .

            Ta chọn ổ đỡ cỡ trung 306 với d=30 mm , D=72 mm , C=22 kN , C₀=15,1 kN .

            Tính toán kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ :

            Các lực tại các ổ lăn :

            R_x03=487.77 N

            R_y03=669.07 N

            R_x13=961.33 N

            R_y13=3008 N

            Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1 trên trục III :

==828 N

==3157.9 N

            Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : ta tiến hành cho ổ 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn .

            Theo công thức 11.3[1] với F_a=0 , tải trọng qui ước :

Q=XVF_rK_tK_đ=1.1.3157,9.1,1=3157,9 N

            Khả năng tải động của ổ C_d :

      C_d = Q

            Trong đó :

m=3 - đối với ổ bi .

n₃=120 vòng/phút

            L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

          L = 60.n₃ L_h/10⁶ =60.120.24000/10⁶=172,8(triệu vòng quay)

 Þ C_d = Q = 3157,9. =17,6kN < C=22 kN .

            Vậy ổ bi đỡ cỡ trung 306 thỏa mãn điều kiện khả năng tải động .

5.3.4 – Thiết kế vỏ hộp     

Tên gọi	Biểu thức tính toán
Chiều dày :            Thân hộp d             Nắp hộp d1	d=0,03a+3= 8 mm d1=1,9d=8 mm
Gân tăng cứng:              chiều dày  e             chiều cao h             độ dốc	e=  (0,8-1)d=8 mm h<  58 mm 2o
Đường kính:             Bulông nền d1             Bulông cạnh ổ d2            Bulông ghép bích và thând3           Vít ghép nắp ổ d4           Vít ghép nắp cửa thăm  d5	d1 >0,04a+10 =14mm . d2 =(0,70,8)d1=10mm . d3= (0,80,9)d2=8mm . d4=(0,60,7)d2=6mm   d5=(0,50,6)d2=6mm
Mặt bích ghép bích và thân:         Chiều dày bích thân hộp S3          Chiều dày bích năp hộp :S4             Bề rộng bích nắp và thân K3	S3=(1,41,8)d3=15mm S4=(0,91)S3=15mm K3K2- (35)= 30mm
Kích thước gối trục:    Đường kính ngoài và tâm lổ vít        D3 ;D2    Bề rộng mặt bích ghép bulông cạnh ổ K2    Tâm lổ bulông cạnh ổ E2 và C ( k: khoảng cách từ tâm bulông đến cạng ổ)    Chiều cao h	D3= D +4.4 d4   tra bảng 18.2[2]  D2 =D + (1.62)d4 K2=E2+R2+(35)=31mm E21,6d2=15mm R21,3d2=10mm CD3/2   Xác định theo kết cấu
Mặt đế hộp:   Có phần lồi :Dd , S1 và S2    Bề rộng mặt đế hộp K1 và q	S1 (1,41,7)d1=20mm S2 (11,1)d1=16mm K1  3d1=42mm; q=K1+2d=54mm
Khe  hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa bánh răng với đáy hộp Giữa các mặt bên bánh răng với nhau	D>(11,2)d=9mm D1>(35)d=25mm D  > d
Số lượng bulông nền Z	Z=(L+B)/(200300)=6