Thuyết Minh Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: DIỆP LÂM KHA TÙNG

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN
Sinh viên: Trần Quốc Việt – ĐH Giao Thông Vận Tải TP.HCM 1
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Lời nói đầu
Đất nớc ta đang trên con đờng Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hớng
XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Các hệ thống máy
móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bớc thay thế sức lao động của con ngời. Để tạo ra
đợc và làm chủ những máy móc nh thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất
nhiều.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong
quá trình học tập bởi nó giúp cho ngời sinh viên nắm bắt và đúc kết đợc những kiến thức cơ
bản của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phơng
pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có
những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phơng pháp tính toán thiết kế
các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn
Học Chi Tiết Máy là công việc quan trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của em đợc thầy: Dip Lõm Kha Tựng giao cho là thiết kế trạm dẫn động
băng tải. Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ
tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành đợc
đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đồ án
của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy, cô
trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn cũng nh kiến thức
về môn học này.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc
biệt là thầy Dip Lõm Kha Tựng.

TP. HCM, ngày 25 tháng 8 năm 2013


(KW)
Trong đó:
dc
dm
P
- công suất định mức của động cơ.

- công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Do ở đây tải trọng là thay đổi nên:
Công suất làm việc trên trục công tác:
Trong đó: P
1
=1T = 4,2

; t
1
=0,7 t
ck
(h) ;
P
2
= 0,8T = 3,36

; t
2
=0,3 t
ck
(h);
Thay vào ta đợc : = 3,967 KW.

dm dt
P P

= 4,668 (KW)
3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n
đb
:
Số vòng quay đồng bộ đợc chọn sao cho:
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
db
sb
ct
n
U
n
=
nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng
(tra bảng 2.4 (I)):
sb nd
U U


Trong đó: n
ct
số vòng quay của trục công tác.
Đây là hệ dẫn động băng tải nên:
n
ct
= 39 (v/ph)
Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên dùng

Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 5
Kiểu động
cơ
Công suất
KW
Vận tốc
quay
(v/ph)
Cos
%

max
dn
T
T
K132M4 5,5 1445 0,86 86 2,0 5,9
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Khi mở máy moomen tải không đợc vợt quá moomen khởi động của động cơ (T<T
k
)
nếu không động cơ sẽ không chạy.
T
mm
/T T
k
/T
Trong đó : T
mm
Momen cần mở máy của thiết bị cần dẫn động.

, u
2
tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm
1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp:
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp.
Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn:
u
ng
= u
d
= 35
chọn u
ng
= 3, suy ra u
h
= / u
ng
= 37,18 / 3 = 12,39.
2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
u
h
= u
1
.u
2
Với hộp giảm tốc nón trụ hai cấp, ta có u
1
= (70 80)% u
2
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 6

2. Tính công suất trên các trục (KW) :
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

- Công suất danh nghĩa trên trục I:
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
(KW)
3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm):
- Mômen xoắn trên trục động cơ:
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục I:
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục II:
(Nmm)
- Mômen xoắn trên trục III:
(Nmm)
4. Lập bảng số liệu tính toán:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 7
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Thông
số Trục
Tốc độ quay
(v/ph)
Tỉ số truyền
Công suất
(KW)
Mômen xoắn

Thép 45 tôi
cải thiện
HB 241285
850 580
Bánh lớn
Thép 45 tôi
cải thiện
HB 192240
750 450
Cp bánh rng trụ:

Loi bánh Nhit luyn
Độ rắn
Gii hn bn
b

(MPa)
Gii hn chy
ch

(MPa)
Bánh nh
Thép 45 tôi
cải thiện
HB 192240
750 450
Bánh ln
Thép 45
thờng hóa
HB 170217

S


=
(2)
Trong ú:
Z
R
Hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc.
Z
V
Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
K
XH
Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Y
R
Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng.
Y
S
Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
K
XF
Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.
Chn s bộ:
1
R V XH
Z Z K =
v
1

limH

v
0
limF

: lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kỳ cơ sở.
Giá trị cuả chúng đợc tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45
thờng hóa hay tôi cải thiện nên:
0
lim
2 70
H
HB

= +
(MPa)
0
lim
1,8
F
HB

=
(MPa)
Vy:
- Trong bộ truyền bánh răng nón:
Bánh nhỏ:
0

= = =
(MPa)
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng của việc đặt tải.
Vì hệ số dẫn động ta đang thiết kế, tải đợc đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)
K
FC
= 1
K
HL,FL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng,
đợc xác định theo công thức sau:
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
=
(5) ;
F
FO
m
FL
FE
N
K

1
=245 ; bánh lớn HB
2
=230, khi đó:
N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,63.10
7
N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
- N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10
6
- N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tờng đơng.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh [I] thì:
N

Vây từ (6) K
FL1
= 1.
Lấy
2 2HE HO
N N
=
Vây từ (5) K
HL2
= 1.
Lấy
2 2FE FO
N N
=
Vây từ (6) K
FL2
= 1.
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật
liệu đã chọn thì: S
H
= 1,1; S
F
= 1,75
Từ đó ta xác định đợc sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
- Bộ truyền bánh răng nón (cấp nhanh):
lim1

= = =
(MPa)
lim2
2 2
530
[ ] .1 481,82
1,1
o
H
H HL
H
K
S


= = =
(MPa)
lim2
2 2
414
[ ] .1.1 236,57
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S



[ ]
1 1
ax
0,8 0,8.580 464
F ch
m

= = =
(MPa)
[ ]
2 2
ax
0,8 0,8.450 360
F ch
m

= = =
(MPa)
3. Tính toán truyền động bánh răng nón răng thẳng (cấp nhanh):
a) Xác định chiều dài của nón ngoài (của nón chủ động, đ ợc xác định theo độ bền tiếp
xúc):
[ ]
1
2
3
2
1
.
1.
(1 ). . .

H
K

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng nón.
- K
be
Hệ số chiều rộng vành răng.
0,25 0,3
be
e
b
K
R
= =
Trong các bớc tính ở trên ta đã chọn K
be
= 0,3
Từ đó
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trơn ổ bi, độ rắn của
mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 Trị số của các hệ số
phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng nón, ta có:
1,3
H
K

=
- T
1
Monmen xoắn trên trục chủ động. (Nmm)

1
os
V
Z
Z
c

=
- Để răng đủ độ bền uốn, thì moodul vòng ngoài:
10
te
b
m

vi b = K
be
.R
e
Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z nh sau:
Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ):
Ta có:
[ ]
1
3
1
2
1
.
.
(1 ). . .

Đờng kính trung bình: d
m1
= (1 - 0,5K
be
)d
e1
(9)
= (1 - 0,5.0,3).82 = 69,7 (mm)
Moodul trung bình :
1
1
m
tm
d
m
Z
=
(10)

Xác định moodul:
Modul vòng ngoài, bánh răng nón răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:
Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của modul, ta chọn m
te
theo giá trị tiêu chuẩn m
te
= 3
T m
te
= 3 ta tính lại m
tm

2
= - 0,35
Chiều dài côn ngoài:

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng nón phải thỏa mãn điều kiện sau:
[ ]
2
1 1
2
1 1
2. 1
.
0,85. .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
bd u


+
=
(11)
Trong đó:
- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh răng nhỏ và bánh răng lớn đều làm bằng thép


=
Với:


: Hệ số trùng khớp ngang, đợc tính theo công thức sau:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 13
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG


- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .
H H H HV
K K K K

=
Trong đó:
+)
H
K

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
Theo phần trên
1,3
H
K


Trong đó:
( )
1 1
1
. 1
. . .
m
H H o
d u
v g v
u

+
=
Với: d
m1
đờng kính trung bình của bánh răng nón nhỏ
d
m1
= 69,7 (mm)
v vận tốc vòng bánh nón nhỏ
Theo bảng 6.13, [I], do v = 5,271 m/s < 8, nên ta chọn cấp chính xác là 7.
Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có:
0,006
H

=
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 47.

Z Z K

=
- Do vận tốc vòng: v = 5,271 m/s < 8 m/s Z
V
= 1
- Với cấp chính xác về mức chính xác là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám: R
a
=
2,5 àm (tra bảng 21.3 II) Z
R
= 0,95.
- Ta có:
d
e2
= m
te
.Z
2
= 3.99 = 297 (mm)
os 1
te m
h c

= =
(mm)


Ta có d
ae2

Nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 15
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

ứng suất uốn sinh ra trên mi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh
răng. Điều kiện bền uốn đợc viết nh sau:
[ ]
1 1
1 1
1
2
0,85.
F F
F F
tm m
T K Y Y Y
bm d=
(12)
[ ]
2
2 1 2
1
F
F F F
F
Y


Với x
1
= 0,35 v x
2
= - 0,35
Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta đợc: Y
F1
= 3,57; Y
F2
= 3,65
- K
F
: Hệ Số tải trọng khi tính về uốn:
. .
F F F FV
K K K K

=
Trong đó:
+)
F
K

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều trên
chiều rộng vành răng.
Ta có:

Suy ra:


F m
FV
F F
v bd
K
T K K

= +
Trong đó:
( )
1
. 1
. . .
m
F F o
d u
v g v
u

+
=
Vi: g
o
hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng.
Theo bảng 6.16, [I], ta có g
o
= 47

F

Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn:
Từ các công thức (2) và (4) ta có:
[ ] [ ]
. . .
F F R S XF
cx
Y Y K

=

Trong đó: Y
R
= 1 (Theo tài liệu [I])
Y
S
= 1,08 0,0695ln(m) = 1,08 0,0695ln(1,7) = 1,04
K
XF
= 1 (Do d
ae2
= 228,6 mm < 400 mm)
[ ]
1
252
F

=
(MPa)

F
cx

=
(MPa)
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 17
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG <
[ ]
2
246,03
F
cx

=
(MPa)
Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (ví dụ : lực mở máy, hãm máy)Với hệ số
quá tải K
qt
= T
max
/T, trong đó: T là momen xoắn danh nghĩa, T
max
là momen xoắn quá tải. Vì
vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực
đại.

maxF

tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:
[ ]
max
max
F F qt F
K

=
(15)
Ta có:

Mà:
[ ]
1
max
464
F

=
(MPa)
[ ]
2
max
360
F

=
(MPa)

2
= 99
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,35 x
2
= - 0,35
Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính đợc:
Đờng kính chia ngoài d
e1
= 72 mm
d
e2
= 297 mm
Đờng kính trung bình d
m1
= 69,7 mm
d
m2
= 252,45 mm
Góc côn chia
1
= 13,62
0

2
= 76,38
0
Chiều cao răng ngoài h
e

f
] cho phép:
[ ]
( )
xHLVRHlimHH
K.K.Z.Z.S=
.
Trong đó: - S
H
là hệ số an toàn.
- Z
R
là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt.
- Z
V
là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.
- Z
L
là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- K
xH
là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
L
K
xH

limH
= 2.HB + 70 (MPa) còn S
H
= 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
- Trong bộ truyền bánh răng trụ:
Bánh nhỏ:
0
lim3 3
2 70 2.215 70 500
H
HB

= + = + =
(MPa)
0
lim3 3
1,8 1,8.215 387
F
HB

= = =
(MPa)
Bánh lớn:
0
lim4 4
2 70 2.200 70 470
H
HB


= 200, khi đó:
N
HO3
= 30.215
2,4
= 1,19.10
7
N
HO4
= 30.200
2,4
= 0,99.10
7
- N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: N
FO
= 4.10
6
- N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tờng đơng.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh [I] thì:
N
HE
= N
FE

FL3
= 1.
Lấy
4 4HE HO
N N
=
Vây từ (5) K
HL4
= 1.
Lấy
4 4FE FO
N N
=
Vây từ (6) K
FL4
= 1.
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
lim3
3 3
500
[ ] .1 454,55
1,1
o
H
H HL
H
K
S



= = =
(MPa)

lim4
4 4
360
[ ] .1.1 205,71
1,75
o
F
F FC FL
F
K K
S


= = =
(MPa)
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định
nh sau:
.
b) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a


của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng
thép ăn khớp ngoài nh sau:
a

1

khi tính về tiếp xúc.
- K
Hv
là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 20
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

- u
3
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T
3
= 338253,391 (N.mm); u
3
= U
ch
=4,06 ;
a
=0,25 và [] = 427,27 (MPa)
-
d
= 0,5.
a
.(u+1) = 0,5.0,25.(4,06+1) = 0,51 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc K
H

= 1,03 (Sơ đồ 6).
- Chọn sơ bộ K

3
= 3,08.39 = 121 (răng).
Vậy Z
t
= Z
3
+ Z
4
= 39 + 121 = 160 ;
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 427,27 MPa.
Do
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z


+
;
= 0,25.230 = 58,5 mm ;
- U
nh
= 4,06 và d

3
= m.Z
3
= 3.39 = 117 (mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ).
- Z
H
= 1,76
- Z

= 0,88
Vì hệ số trùng khớp

Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 21
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

- Hệ số K
H
đợc xác định bởi công thức: K

.K
HV
= 1,03.1 = 1,03.
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:
Tính chính xác: ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,714 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10ữ40 àm Z
R
= 0,9 với d
a
<
700mm K
xH
= 1. Vậy [
H
] = 427,27.1.0,9.1 = 384,543 MPa.

t
= 1000.2/(39+121) = 12,5.
- Theo bảng 6.10a (Trang 101-Tập1: Tính toán ) ta có k
x
= 1,1.
- Vậy hệ số giảm đỉnh răng: y = k
x
.Z
t
/1000 = 1,1. 160/1000 = 0,176
- Khi đó tổng hệ số dịch chỉnh: x
t
= y + y = 2 + 0,176 = 2,176.
- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 1 đợc xác định nh sau:
x
1
= 0,5.[x
t
- (Z
2
- Z
1
).y/Z
t
] =0,5.[2,176-(121-39).2/160] = 0,5755.
- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 2 đợc xác định nh sau:
x
2
= x
t

Do
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F

=

F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó : - T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. K
F
= K
F

.K
F



= 39 Y
F3
=3,7
Z
4
= 121 Y
F3
=3,6
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ).
Còn Vận tốc bánh dẫn:
v = 0,714 < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có
cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,011.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) K
F

= 1,11.
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F


=1.

.Y
xF
.Y
R
và [
F4
]= [
F4
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 3 mm Y
S
= 1,08 0,0695.Ln(3) 1. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].1.1.1 = 221,14 MPa.
[
F2
] = [

F3
]
max
đợc xác định nh sau:
[ ]
[ ]



=
=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định nh sau:
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

= 58,5 mm.
- Số răng bánh răng: Z
3
= 39 và Z
4
= 121 răng.
- Đờng kính chia : d
3
= m. Z
3
= 3.39 = 117 mm;
d
4
= m.Z
4
= 3.121 = 363 mm;
- Đờng kính đỉnh răng: d
a3
= d
3
+ 2(1+ x
3
-y).m = 119,799 mm.
d
a4
= d
4
+ 2(1+ x
4
-y).m = 363,931 mm.

.
- Góc ăn khớp :
t

= 20


.
- Bánh răng có sự dịch chỉnh: x
3
= 0,5755 còn x
4
= 1,6005.
II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
1.Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, và
đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp.
Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm:
Sinh viờn: Trn Quc Vit H Giao Thụng Vn Ti TP.HCM 24
Thuyt Minh n Chi Tit Mỏy GVHD: DIP LM KHA TNG

Do đáy của hộp giảm tốc cánh chân răng của bánh răng bị động một lợng là 30 mm. Vậy
chiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 75,98 mm.
Vậy điều kiện đợc thỏa mãn.
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :
Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phơng pháp lu thông.
PHN III: TNH TON THIT K B TRUYN AI THANG
Ta cú cụng sut ca ng c l: 3,967 (KW)
n
1