Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng côn răng thẳng
|
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp của băng tải, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn và là bộ máy trung gian giữa động cơ điện với bộ phận làm việc cúa máy công tác Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp dùng để truyền chuyển động quay và mô men xoắn của hai trục giao nhau,góc giữa các trục thường là 900. Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng do bangtaihang.com cung cấp có đầy đủ thông số, hướng dẫn cụ thể, bản vẽ đầy đủ, chất lượng, đáp ứng hoàn toàn các yêu cầu cũng như mục đích mà đồ án muốn thể hiện.
Hãy đến với Việt Thống Hưng Thịnh, Bạn hoàn toàn có thể an tâm và tin tưởng. Với đội ngũ thiết kế dày kinh nghiệp thiết kế trên các phần mềm tiên tiến, tất cả các bộ phận đều được thiết kế hài hòa, khoa học, tối ưu nhất có thể để mang lại cho bạn một hệ thống băng tải năng suất cao nhất.
Việc chọn một động cơ sao cho phù hợp với máy là rất quan trọng. Vì nó đảm bảo việc cung cấp nguồn động lực cho máy chạy. Việc chọn động cơ phải tuân thủ theo những nguyên tắc sau: - Công suất của động cơ được chọn luôn phải lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết. Pđc ≥ Pct - Momen quá tải phải nhỏ hơn hoặc bằng Momen tối đa cho phép. Tqt ≤ Tmax - Số vòng quay/phút của động cơ phải xấp xỉ bằng số vòng quay sơ bộ. nđc ≈ nsb
- Công suất làm việc Plv = = 5,0875(kW) - Hệ số tải trọng tương đương: =0,77 Trong đó: + Ti : Công suất làm việc ở chế độ làm việc thứ i. + T1 : Công suất lớn nhất. + :Công suất khi khởi động. + :Thơi gian khởi động máy. + ti : Thời gian làm việc ở chế độ Ti. + tck: Thời gian làm việc trong một chu kỳ . Công suất tương đương = Plv .β = 5,0875.0,77 = 3,92 (kw) - Hiệu suất trên toàn bộ hệ thống. = ŋđ. ŋbr. ŋx. ŋ3ol Trong đó: (tra bảng 2.3,tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí 1) : Hiệu suất khớp nối.Ta chọn = 1 ŋđ : Hiệu suất bộ truyền đai. Ta chọn ŋđ = 0,95 ŋbr : Hiệu suất bộ truyền bánh răng. Ta chọn ŋbr = 0,96 ŋx : Hiệu suất bộ truyền xích Ta chọn ŋx =0,93 ŋol : Hiệu suất ổ lăn. Ta chọn ŋol=0,99 = 0,95.0,96.0,96.0,993 = 0,823 Vậy công suất cần thiết của động cơ là: Pct =
- Số vòng quay trên trục công tác (Đối với băng tải) nlv = =27,94 (vòng/phút) - Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống. uht = uđ.ubr.ux Trong đó: (tra bảng 2.4,tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí 1) + uđ: Tỉ số truyền của đai. Ta chọn uđ=4 + ubr : Tỉ số truyền của bánh răng côn.Ta chọn ux=4 + ux : Tỉ số truyền của xích. Ta chọn ux= 3. uht = 4.4.3 = 48 Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là: nsb = nlv.uht =48.27,94 = 1341,2 (vòng/phút) Sử dụng bảng : Các thông số kỹ thuật của động cơ điều khiển (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) ta chọn được động cơ có bảng thông số sau:
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống uht = = = 51 Mà ta lại có: uht=uđ.ubr.ux Chọn : uđ = 4 ubr = 4 Vậy ta có : ux = = ux = 3,19
Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc=1425 (vòng/phút) Tốc độ quay trên trục I : nI = = = 356,25(vòng/phút) Tốc độ quay trên trục II : nII = = = 89,06 (vòng/phút) Tốc độ quay trên trục công tác Nct = = = 27,92 (vòng/phút) Công suất trên trục công tác : Pct = = 3,92 (kW) Công suất trên trục II : PII = =4,26 (kW) Công suất trên trục I : PI = = = 4,53 (kW) Công suất trên trục động cơ : Pđc = = = 4,77 (kW)
Mômen xoắn trên trục động cơ : Tđc = = = 31967,4 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I : TI = = = 121435,9 (N.mm) Mômen xoắn trên trục II : TII = = = 456804,4 (N.mm) Mômen xoắn trên truc công tác : Tct = = = 1340830,9 (N.mm) Ta có bảng kết quả sau: Bảng thông số động học
1: Bộ truyền đai - Đặc tính làm việc : Vừa. - Số ca : 2 - Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α =25o P1 = Pđc = 4,77 n1 = nđc =1425 uđ =4 * Trình tự tính toán bộ truyền đai 1.1: Chọn loại đai - Đai thang - Do Pđc = 4,77 và nđc =1425 từ đồ thị 4.1 và bảng 4.13 các thông số của đai thang (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1).ta chọn đai thang thường loại A Các thông số của đai thang cụ thể như sau:
Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai : 1.2: Xác định các thống số bộ truyền - Tính vận tốc đai : v = = = 13,42 (m/s) (1) -Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25m/s ( đối với đai thang) -Đường kính bánh đai lớn d2 = d1.u1.(1-) (2) à d2 = 180.4.(1- 0,02) = 705,6 (mm) Với = 0,02 ( Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta chọn d2 = 710 mm. -Tỉ số truyền thực tế là: udt = (3) udt = = 4,02 Sai số của tỉ số truyền là: Du = . 100% (4) Du = .100% =0,6% Vậy: Du < 3 ~ 4% Þ Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai. - Chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2 theo bảng 4.14 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta chọn: uđ = 4,02, d2 = 710 ta có được: asb = 0,95.d2 = 0,95.710 = 674,5 Trị số asb trên phải thỏa mãn điều kiện: 0,55(d1 + d2) + h a 2.(d1 + d2) 0,55(180 + 710) + 8 a 2.(180 + 710) 497,5 < 674,5 < 1780 Vậy asb đã thỏa mãn điều kiện cho phép. - Chiều dài sơ bộ của đai là: +Từ công thức: l = 2.asb + + à l = 2. 674,5 + + = 2850,4(mm) - Dựa vào bảng 4.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) - ta chọn được loại đai tiêu chuẩn có : l = 2800(mm). - Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: i = = = 4,8 < imax = 10 Vậy đai thỏa mãn điều kiện về tuổi thọ. - Xác định lại khoảng cách trục từ chiều dài tiêu chuẩn Ta có :a = Trong đó: λ = l – = 2800– = 1402,7 ∆ = = = 265 à a = = 647,1 (mm) - Xác định góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ: α1 = 180o – = 180o – = 133,3o α1 = 133,3o thỏa mãn điều kiện α1 ≥120o 1.3: Xác định số đai. - Số đai z được tính theo công thức : z = Trong đó: + P1 - công suất bánh đai chủ động. P1 = 4,77 kW + [Po] - Công suất cho phép (tra bảng 4.19 - t62 - (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) ta có Ta chọn : [Po] = 3,37 kW + Kđ - hệ số tải trọng động (Bảng 4.7 - trang 55 - (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta chọn : Kđ = 1,2. + Cα - Hệ số kể tới ảnh hưởng của góc ôm α1 (tra bảng 4.15 - t61 - (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta chọn : Cα = 0,88 Cl - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai . Ta có: = = 0,94 => Cl = 1,1 + Cu – Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 - t61 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta chọn: Cu = 1,14. ( với u ≥3) + Cz - Hệ số kể tới ảnh hưởng của sự phân bố không đều các tải trọng cho các dây đai , tra bảng 4.18 - t61 - (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta có: P1/[Po] = 4,77/3,37 = 1,42 àchọn Cz= 1 Thay các giá trị trên vào công thức số đai z, ta được: z = = 1,53 à Ta chọn z = 2 đai. 1.4: Xác định chiều rộng của đai. - Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức: B = (z-1)t + 2.e Tra bảng 4.21 – t63 – TTTKHDDCK tâp 1, ta có: t = 15(mm); e = 10 (mm); ho = 3,3 (mm) àB = (2-1) .15 +2.10 = 35 (mm) - Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức: da = d + 2.ho à Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là: da1 = d1 + 2.ho = 180 + 2.3,3 = 186,6 (mm) à Đường kính ngoài của bánh đai lớn là: da2 = d2 + 2.ho = 710 +2 .3,3 = 716,6 (mm) 1.5: Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. - Lực căng do ly tâm sinh ra: Fv = qm.v2 Với qm – Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 – tr64 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có qm = 0,105 kg/m. à Fv = 0,105.13,422 = 18,91 N. - Xác định lực căng trên một đai: Fo = + Fv = + 18,91 = 207,94 N. - Lực tác dụng lên trục: Frđ = 2.Fo.z.sin(α1/2) = 2.207,94.2.sin(133,/2) = 763,64 N .cosα = 763,64.cos25=692,1 N .sinα = 763,64.sin25= 322,73 N Bảng thông số của bộ truyền đai:
2: Bộ truyền xích Các thông số đầu vào: - Đặc tính làm việc: Vừa - Số ca : 2 - Góc nghiêng đường nối tâm: α =25o -Tỉ số truyền: ux = 3,19 -Công suất, số vòng quay, moomen xoắn trục chuyển động: P1 = PII = 4,26(kW); n1 = nII = 89,06(v/p) T1 = TII = 456804,4 (N.mm) Do bộ truyền tải không lớn nên ta chọn loại xích con lăn. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ, có độ bền mòn cao. 2.1Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích. Dựa vào bảng 5.4 – tr.80(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), với loại xích con lăn, ta chọn được số răng của đĩa nhỏ z1 = 29 -2u è z 1 = 29-2.3,19=22,62.chọn =23 Từ số răng của đĩa nhỏ ta tính được số răng của đĩa lớn: z2 = u.z1 ≤ zmax zmax =120 đối với xích con lăn. à z2 = 3,19.23 = 73,37 (răng) Chọn z2 = 75 răng. = = = 3,26 Xét lại tỉ số truyền: uxt = .100 = .100 ≈ 2,2% Vậy thỏa mãn điều kiện uxt < 4%. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Nó phải thỏa mãn điều kiện: Pt = P.k.kz.kn ≤ [ P] Trong đó: +Pt – Công suất tính toán. + P – Công suất cần truyền. P = 4,26 kW. + [P] – Công suất cho phép. + kz – Hệ số răng. kz = 25/z1 = 25/23 = 1,087. + kn – Hệ số số vòng quay. kn = n01/nII = 50/89,06 = 0,56 + k được tính dựa vào công thức: k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó: + ko – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. ko = 1. +ka – Hệ số kể tới ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích. ka = 1. +kđc – Hệ số kể tới ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích. kđc = 1,25 +kbt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn. kbt = 1,3. +kđ – Hệ số tải trọng động, kể tới tính chất của tải trọng. kđ = 1. +kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của tải trọng. kc = 1,25 à k = 1 . 1 . 1,25 . 1,3 . 1 . 1,25 = 2,03 à Pt = 4,26 . 2,03 . 1,087 . 0,56 = 5,26 kW Theo bảng 5.5 – tr.81(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), với n01 = 50 v/p, chọn bộ truyền xích con lăn có bước xích p = 31,75 mm Thỏa mãn điều kiện bền mòn :
x= 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2.p/(4.a) = 2.40 + (23 + 75)/2 + (75 - 23)2.31,75/(4.1270) = 130,7 è Lấy số mắt xích chẵn xc = 130
a = 0,25.p{ xc – 0,5(z2 + z1) + } = 0,25.31,75.{ 130 – 0,5(75 + 23)+} = 1258,4 mm Chọn a = 1259 mm. Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta phải giảm a một lượng bằng: a = 0,003a = 0,003.1259 3,777 do đó a = 1255 mm i = = = 1,05 Theo bảng 5.19 i = 2,84 < [i] = 30, thỏa mãn số lần va đập cho phép của xích. 2.2:Kiểm nghiệm xích về độ bền. Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, ta cần kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s = Trong đó: + Q – Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có Q = 88,5 kN = 88500 N . Khối lượng một mét xích q1 = 3,8 kg + kđ – Hệ số tải trọng động. kđ = 1,1 (tải trọng va đập vừa). Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1. v = = = 1,08 m/s + Ft – Lực vòng. Ft = = 3944,4 N + Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = q.v2 = 3,8.1,08² = 4,4 N + Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. Fo = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.3,8.1255 = 187,1 N Trong đó: kf = 2 (Do bộ truyền nghiêng góc < 400) à s = = 21,4 Theo bảng 5.10 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), với n01 = 50 v/p [s] = 9,3. Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 2.3: Đường kính đĩa xích. Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định d1 = p/sin(/z1) = 31,75/sin(/23) = 233,17 mm d2 = p/sin(/z2) = 31,75/sin(/75) = 758,2 mm da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 31,75[0,5 + cotg(/23)] =246,87 mm da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 31,75[0,5 + cotg(/75)] = 773,4 mm Ta có : r = 0,5025.dL +0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 = 9,6 mm với dL tra ở bảng 5.2(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), df2 = d2 – 2r = 773,4 – 2.9,6 = 754,2 mm
Ta có: = 0,47. ≤ [] Trong đó: + Fvd – Lực va đập trên m mắt xích. Fvd2 = 13.10-7nct.p3.m = 13.10-7.27,92.31,753.1 = 0,75 N + Kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy. Kđ = 1. + kr – Hệ số kể tới ảnh hưởng của số răng đĩa xích. + E – Môdun đàn hồi. E = với E1 và E2 lần lượt là môdun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa. Chọn E = 2,1.105 MPa. + A – Diện tích chiếu của bản lề. Dựa vào bảng 5.12 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta chọn được A = 262 (với xích con lăn một dãy ) à = 0,47. = 579,3 MPa = 0,47. = 392 MPa Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện sẽ đạt được ứng suất tiêp xúc cho phép [] = 600 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và răng đĩa 2. 2.4: Lực tác dụng lên trục. Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), Fr = kx.Ft = 6.107.kx.P/zpn Với kx = 1,15 do bộ truyền nằm nghiêng một góc 250 (nhỏ hơn 40º) Ft : Là lực vòng trê băng tải; Ft = 3944,4 N à Frx = 1,15.3944,4= 4536,06 N = 4536,06. = 4111,07 N Frxy = Frx . sin α = 4536,06 . sin 250 = 1917,02 N Bảng thông số bộ truyền xích
3. Bộ truyền bánh răng. -Đặc tính làm việc: vừa -Số ca : 2 -Công suất và momen xoắn trên trục chủ động P1 = PI = 4,53(kW); T1 = TI = 121435,9(N.mm); n1 = nI =356,25(v/p) 3.1:Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp chịu công suất nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng ăn mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị. H1 ≥ H2 + (10…15)HB - Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta chọn : + Bánh răng nhỏ (bánh răng 1): Thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn: HB = (241…285). Giới hạn bền: sb1 = 850 MPa. Giới hạn chảy: sch1 = 580 MPa. Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ : HB1 = 270. + Bánh răng lớn (bánh răng 2): + Thép 45 tôi cải thiện. + Độ rắn: HB = (241…285). + Giới hạn bền: sb2 =850MPa. + Giới hạn chảy: sch2 = 580 MPa. Chọn độ rắn của bánh răng lớn: HB2 = 260 3.2: Xác định ứng suất cho phép. - Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được tính theo công thức. = (σoHlim/SH).ZR.Zv.KxH.KHL [σF] = (σoFlim/SH).YR.YS.KxF.KFC.KFL Trong đó: + ZR – Hệ số xét tới độ nhám của bề mặt răng làm việc. + ZC – Hệ số xét tới ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + YR – Hệ số xét tới ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + YS – Hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn. Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức trên trở thành: [σH] = [σF] = Trong đó: + σoHlim - Ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1),với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có: = 2HB + 70. à = 2HB1 + 70 = 2.270 + 70 = 610 MPa. = 2HB2 + 70 = 2.260 + 70 = 590MPa. + σoFlim - Ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1),với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có: = 1,8HB. à = 1,8. HB1 = 1,8 . 270 = 486 MPa. = 1,8 . HB2 = 1,8 . 260 = 468MPa. + SH, SF – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1),ta có: SH = 1,1 SF = 1,75 + KFC – Hệ số xét tới ảnh hưởng đặt tải. KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều). + KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ xét tới ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. Chúng được xác định theo công thức: KHL = KFL = Trong đó: + mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. mH = 6, mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350. + NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. Với HHB là độ rắn Brinen. àNHO1 = 30. 2702,4 = 20530252,4 NHO2 = 30. 2602,4 = 18752418,64 + NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép. + NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. NFE = 60.c. Trong đó: c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răngở chế độ thứ i. ni – Số vòng quay của bánh răng ở chế độ thứ i. Ti – Momen xoắn ở chế độ thứ i. Tmax – Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét. ti – Tổng số giờ làm việc của bánh răngở chế độ thứ i. Ta có:
c = 1; nI =356,25(v/p)
c = 1; nII = 89,06 (v/p) Þ NHE1 = 60. 1.356,25. 24000.[(1/1)3.2/8+ (0,8/1)3.4/8+(0,3/1).2/8] =263,4. NHE2 = 60. 1. 89,06. 24000.[(1/1)3 .2/8+ (0,8/1)3.4/8+(0,3/1).2/8] = 65,76 NFE1 = 60. 1.356,25. 24000.[(1/1)6 .2/8+ (0,8/1)6.4/8+2/8] = 195,6. NFE2 = 60. 1. 89,06. 24000.[(1/1)6 .2/8+ (0,8/1)6.4/8+2/8] = 48,89. Nhân thấy: +) > ; > →=1 +) > ; > →=1 Ta tính được: [sH1] = = 554,55 MPa [sH2] = = 536,4 MPa [sF1] = = 277,7 MPa [sF2] = = 267,4 MPa. Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [sH1] và [sH2]. Þ= 536,4 MPa. - Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức: [sH]max = 2,8sch [sF]max = 0,8sch Þ [sH]max = 2,8. 580 = 1624MPa. [sF1]max = [sF2]max =0,8. 580 = 464 MPa. 3.3: Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
o Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc. Công thức thiết kế có dạng: Re = KR Trong đó: + KR= 0,5Kđ – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kđ=100MPa1/3 + Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng. Kbe=b/Re=0,25…0,3,do ubr=3 ta chọn Kbe = 0,26. Theo bảng 6.21 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) ta có: = = 0,6 + KHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành rằng bánh răng côn. Theo sơ đồ 1 ngoài trục bánh răng lắp trên ổ đũa, HB≤350 ta chọn KHβ=1,13 à Re=0,5.100. =175,76 (mm) - Xác định thông số ăn khớp.
de1 = Kđ.=100.= 85,26(mm) Theo bảng 6.22 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1),ta có: z1p=17 với HB≤350 ta tính z1 theo công thức: z1=1,6.z1p=1,6.17=27,2 (răng) Theo đó ta chọn z1=28 (răng)
dm1 = (1-0,5Kbe).de1 mtm = dm1/z1 à dm1= (1 - 0,5.0,26).85,26=74,2(mm) mtm= 74,2/28=2,65
mte = = = 3,05 Theo bảng 6.8 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta chọn mte=3 (mm). Từ mođun mte tiêu chuẩn ta tính lại dm1 và mtm: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 3.(1 - 0,5.0,26) = 2,61(mm) dm1 = mtm.z1 = 2,61.28 = 73,08 (mm)
z2 = u.z1 = 4.28 = 112 (răng) à Tỉ số truyền thực tế: utt = z2/z1 = 112/28 = 4. = arctg() = arctg () = 14,040 = 900 - = 900 – 14,04o= 75,960
Theo các công thức trong bảng 6.19(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1),ta có : + Đường kính chia ngoài : de de1= mte.z1 = 3.28 = 84 mm de2= mte.z2 = 3.112 = 336 mm +chiều rộng vành răng: b= . =45,7. Chọn b=46 + Đường kính trung bình của bánh : dm1= dm2= + Chiều cao răng ngoài : he he = 2.hte.mte + c với mm = 2.1.3 + 0,6 = 6,6 mm + Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1= (hte + xn1.cosb).mte Với =2.. =2.. =0,35 = (1+0,35.1).3 = 4,05 mm hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.3- 4,05= 1,95 mm + Chiều cao chân răng ngoài : hfe hfe1=he- hae1=6,6- 4,05 = 2,55 mm hfe2= he- hae2 = 6,6 -1,95 = 4,65 mm + Đường kính đỉnh răng ngoài : dae dae1 = de1 + 2.hae1.cosd1= 84 + 2.4,05.cos() = 91,86mm dae2 = de2 + 2.hae2.cosd2= 336+ 2.1,95.cos() =336,95mm 3.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện: = ZM.ZH.Zε. ≤ [] Trong đó: + ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có ZM = 274 (MPa)1/3 + ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Với dịch chỉnh đều =0,38 ; = -0,38. Tra bảng 6.20 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), + Zε – Hệ số kể tới sự trùng khớp của răng. Với bánh răng côn răng thẳng ta có: Zε = với = [1,88 – 3,2.( )].cos = [1,88 – 3,2.( )].cos 0 = 1,74 Vậy Zε = = 0,87 + KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHβ.KHα.KHv Với: KHβ – Hệ số kể tới sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.21 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) ta có KHβ = 1,13. KHα – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng KHα = 1. KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. KHv được tính theo công thức: Trong đó: = .go.v. Với: + dm1 – Đường kính trung bình của bánh côn nhỏ. + v = = = 1,36(m/s) Theo bảng 6.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta chọn cấp chính xác 8. Và theo bảng 6.15 và 6.16 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) ta chọn được dH = 0,006 , g0 = 56. Vậy = 0,006.56.1,36. = 4,37 < = 380. Thỏa mãn điều kiện. + T1 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động. + b – Chiều rộng vành răng. à KHv = 1 + = 1,054 à KH = 1,13.1.1,054 = 1,19 Thay vào công thúc tính ứng suất tiếp xúc ta có: = 274.1,76. 0,87. = 501,12 MPa Theo công thức 6.1 và 6.1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta có: [] =.=536,4.1.1.0.95=509,58 MPa Trong đó : =1 do V<5m> ≤ 700mm →=1. Δ==.100% =1,69% <10%> < [=509,58 MPa → đảm bảo độ bền tiếp xúc 3.5: Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được xác định. σF1 = ≤ [σF1] σF2 = ≤ [σF2] Trong đó : + T1 – Momen xoắn trên bánh chủ động. T1 = 121435,9 (N.mm) + mnm – Modun pháp trung bình. Với bánh răng côn răng thẳng thì + b – Chiều rộng vành răng. b = 46(mm). + dm1 –Đường kính trung bình của bánh răng chủ động. dm1 = 73,08 (mm). + Yβ – Hệ số kể tới độ nghiêng của răng. + YF1, YF2 – Hệ số dạng răng. Ta có: Tra bảng 6.18 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) và chọn bánh răng không dịch chỉnh, ta có: YF2 = 3,63 + Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε =. à Yε = 0,575. + KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFβ.KFα.KFv Với:
KFv = 1+ Với = .go.v. = 0,016.56.1,36. =11,65 à KFv = 1 + = 1,13 à KF = 1,25.1.1,13 = 1,413 Theo đó ta có: σF1 = = 107,9 MPa σF2 = = 94,61 MPa σF1< [σF1] = 277,7 MPa σF2 <[>F2] = 277,7 MPa → Đảm bảo độ bền uốn 3.6 :Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (do lúc mở máy, hãm máy …) với hệ số quá tải: Kqt = = 1,4 Trong đó: T là momen xoắn danh nghĩa. Tmax là momen xoắn quá tải. - Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép: = ≤ []max Với = 501,12. Ta đã tính ở phần 3.4). à = 501,12. = 592,93 ≤ []max=1260 đã tính ở phần 3.2) - Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: = . ≤ []max Với = 107,9 đã tính trên = 94,61 đã tính trên à = 107,9.1,4 = 151,06< []max1 = 464 đã tính ở phần 2.2 = 94,61.1,4 = 132,454 < []max2 = 464 đã tính ở phần 2.2 Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng.
3.7: Xác định lực ăn khớp. + Lực vòng Ft: Ft1 = Ft2 = = = 3323,4 (N) +Lực hướng chiều trục Fa Fa1 = Fr2 = Ft1 . tanα . sinδ1 α: Góc ăn khớp thường chọn α = 20o , δ1 = 14,04o è Fa1 = Fr2 = 3323,4 . tan 20o . sin 14,04o = 293,45 (N) + Lực hướng kính: Fr1 = Fa2 = Ft1 tanα. cos δ1 = 3323,4.tan 20o . cos 14,04o = 1173,5 (N) III: Tính toán thiết kế trục 1: Thiết kế trục I 1.1: Chọn vật liệu + Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có = 600 MPa +Ứng suốt xoắn cho phép [τ] = 15… 50MPa 1.2: Xác định sơ bộ đường kính trục + Theo công thức 10.9 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), di = Trong đó: – Momen xoắn trên trục thứ i Nmm; [] - Ứng suất xoắn cho phép với trục thứ i, lấy [] = 15 MPa, à Đường kính sơ bộ trên các trục là: d1 = = = 34,34 mm à Chọn dsb1 = 35 mm + Chọn sơ bộ bề rộng ổ lỗ: Tra bảng 10.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có: - d1 = 35mm àChọn ổ lăn có bề rộng b01 =21mm 1.3: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực - Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: + Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức: lmik = (1,2…1,4)dik Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn; + Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ: lm13 = (1,2…1,4). d1 = (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; àlấy lm13 = 48 mm; + Chiều dài moay ơ bánh đai lớn : lm12 = (1,2…1,5). d1 =(1,2…1,5). 35 = (42…52,5) mm; àlấy lm12 = 50 mm - Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có: + :Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 7 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 mm; + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 mm; + : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn =18 mm - Xác định chiều dài của các đoạn trục: Theo bảng 10. 4 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn H.10.10 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có các kết quả như sau: + Trục I: l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 15 + 18 = 68,5 mm l11 = (2,5…3)dI = (2,5…3). 35 = (87,5 …105) mm; lấy l11 = 90mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo1 – b13. cosd1) l13 = 90 + 10 + 10 + 45+ 0,5(21 - 46. cos14,04o) =143,2 mm Từ đó ta có a == 68,5 mm ; b== 90 mm ; c =-=143,2-90 =53,2 mm 1.4) Xác định lực tác dụng lên các gối đỡ Số liệu đã tính toán trong các phần trước : : Fr1 = Fa2 = 1173,5 (N) Fr2 = Fa1 =293,45 (N) =3323,4 (N); Tính phản lực tại các gối đỡ B và C: - Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: S= = =1502,4 N S= = = 6,2 N
+ Phản lực theo phương của trục x: S. à XC = =4761,3 N S. à XB = =745,6 N Vậy , có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. 1.5)Vẽ biểu đồ momen 1.6).Tính gần đúng đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 35 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 Mpa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15và10.16(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), momen tương đương được tính theo công thức : Mtd = ·Nhận thấy mặt cắt nguy hiểm tại C: + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: - Mô men uốn : .c-. = =51707,5N mm - Mô men uốn : =.c =3323,4.53,2 = 176804,9 Nmm - Mô men xoắn = 121435,9; - Mo men tương đương trên mặt cắt C: = = 205718,3 Nmm - Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 31,96 mm; - Chọn đường kính trục =35 - Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau: dB = dC = 35 mm.do để giữ các ổ lăn cố định trong khi hoạt động nên chọn đường kính đoạn BC bằng 40 mm
- Mô men uốn : . = =10722,6N mm Mô men uốn : =0 Nmm - Mô men xoắn = 121435,9; - Mo men tương đương trên mặt cắt d: = = 105711,8 Nmm - Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = = 25,6mm; - Chọn đường kính trục tại mặt cắt tại D: dD = 30mm Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: dA= 30 mm dB= dC= 35 mm dD= 30 mm 1.7)Tính toán mối ghép then – Chọn then : Theo bảng 9.1a (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), với đường kính trục chỗ lắp then là d=30 mm Ta chọn loại then là then bằng có : Bề rộng then : b = 8mm Chiều cao then : h = 7mm Chiều sâu rãnh then trên trục : = 4 mm Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng nhỏ là : à Lấy . Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh đai lớn là : àLấy . –Kiểm nghiệm độ bền của then : Theo công thức 9.1 và 9.2(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) + Độ bền cắt : + Độ bền dập : ≤ Tra bảng 9.5(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) Ta được ; chọn [τ]= 50 MPa Then lắp trên bánh răng côn nhỏ : < 100 Then trên bánh đai lớn : <100 <> àKết luận : Then đủ bền để lắp vào trục I. 1.8) Kiểm nghiệm độ bền mỏi với trục : Khi xác định đường kính trục theo CT 4.10 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) chưa xét tới các ảnh hưởng độ bền mỏi của trục: đặc tính thay đổi của chu kì ứng suất; yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt… Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên. Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện Trong đó: - hệ số an toàn cho phép, = (2.....3); lấy = 2,5 - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j Với, - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng với thép 45 có = 600 MPa à= 0,436 . 0,436.600 = 261,6 MPa = 0,58. = 0,58.216,6 = 151,728 MPa – hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng 10.7 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) = 600 MPa có kết quả: = 0,05 = 0 - Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên: = - là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do vậy : = Với - mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại mặt cắt đang xét. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt tại C nguy hiểm nhất so với vị trí mặt cắt tại D,và ổ lăn tại B nguy hiểm hơn mặt cắt tại A .Ta chưa biết mặt cắt tại B và C đâu là mặt cắt nguy hiểm nhất. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại B và C Từ công thức: với Với trục có tiết diện tròn : Wj = ; Với trục có một rãnh then : Wj = ; Woj = Kiểm tra bền mỏi tại C : (do C là mặt cắt nguy hiểm nhất) = 43,76 MPa 7,2MPa ; Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng 10.9 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) được: àKx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,5…0,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1)với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 30 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: = 0,88 ; = 0,81. Tra bảng (10.11) tr 98 ta được: ;, ứng với MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào ta được Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: Thay vào ta được: à Vậy trục I đảm bảo độ bền mỏi. 1.9) Tính kiểm nghiệm về độ bền tĩnh : Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: Trong đó : ; Mmax, Tmax – mômen uốn và mômen xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. Mmax = Mu.Kqt Tmax = T.Kqt Lấy Kqt = Kbd = 1,4 Với thép 45 tôi cải thiên ,d< 100 có = 450 MPa.tra bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) MPa Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có: MPa Tmax = T. Kqt =121435,9.1,4= 170010,26 MPa Với dC = 35 mm, thay vào được: = 57,73 MPa = 19,83 MPa Thay các giá trị vừa tính ta được: =67,17 MPa < > àVậy trục I đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 1.10) kiểm tra về độ cứng Do hệ số an toàn cho phép [s] =(2,5.....3) nên không cần kiểm tra độ cứng của trục.(trục đã được tăng độ cứng) 2: Thiết kế trục II 2.1) Chọn vật liệu + Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có = 600 MPa +Ứng suốt xoắn cho phép [τ] = 15… 50MPa 2.2: Xác định sơ bộ đường kính trục + Theo công thức 10.9 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), di = Trong đó: – Momen xoắn trên trục thứ i Nmm; [] - Ứng suất xoắn cho phép với trục thứ i, lấy [] = 20 MPa, à Đường kính sơ bộ trên các trục là: d2 = = = 48,52 mm à Chọn dsb2 = 50 mm + Chọn sơ bộ bề rộng ổ lỗ: Tra bảng 10.2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có: - = 50mm àChọn ổ lăn có bề rộng b01 =27mm 2.3: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực - Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: + Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức: lmik = (1,2…1,4)dik Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn; + Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn: lm22 = (1,2…1,4). d2 = (1,2…1,4). 50 = (60…70) mm; àlấy lm22 = 65 mm; + Chiều dài moay ơ đĩa xích nhỏ : lm23 = (1,2…1,5). d2 =(1,2…1,5). 50 = (60…75) mm; àlấy lm23 = 70 mm - Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3(Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có: + :Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 mm; + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 mm; + : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn =18 mm - Xác định chiều dài của các đoạn trục: Theo bảng 10. 4 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn H.10.10 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1), ta có các kết quả như sau: + Trục II: l= k +k + lm22 + 0,5() = 10 +10 + 65 + 0,5.(27 – 46.cos75,96o) = 92,9 mm l= k1 +k2 +dae1 +0,5() = 10 + 10+91,86 + 0,5(27 – 46.cos75,96) = 119,8 mm l23 = = 18 + 15 + 0,5(27 + 70) = 81,5 mm |
