Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2
LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng
trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là
làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát
triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một
cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước
đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình
vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua
đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu
nghề cho mỗi sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối
với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng
phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong
những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy
PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là
nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian
lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải
những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Trần Đăng Khuê
IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: 46
Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 47
Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép 50
TÀI LIỆU THAM KHẢO 53 Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 4
Phần một:
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN.
1.1. Tính toán chọn động cơ:
1.1.1. Số liệu ban đầu:
Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:
- Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N
- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s
- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm
- Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc
280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
t
brc
- hiệu suất 1 cặp bánh răng
côn;
brt
- hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng;
d
- hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất
trên tra theo bảng 2.3.
Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 5
Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:
2 2 2 2
1 2
1 2
1 2
0,83.
.12 .60
. 2500.1,25
. . 2,69
1000 1000 12 60
t td
T T T T
t t
= 60000.
1,25
.400
= 59,68 vòng/phút
trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;
D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.
Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp
12
h
u
;
4
d
u
, do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:
12 4 59,68 2864,64
sb lv t
n n n
vòng/phút
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 3000
db
n vòng/phút.
1.1.4. Chọn động cơ:
Theo bảng P1.3 với
3,165
ct
P
kW và
n
u
n
(theo (3.23))
trong đó:
dc
n
- số vòng quay của động cơ đã chọn,
2900
dc
n
vòng/phút;
lv
n
- số vòng quay của trục máy công tác,
59,68
lv
n
vòng/phút.
Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:
59,68
t h x
u u u
(theo (3.24) )
Suy ra:
4
t
u
trong hộp giảm tốc:
1 2
48,6
3
4
4
t
d
u u
u
u
Vậy ta chọn
4
d
u
1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
3
2,69
2,72
0,99
lv
kW;
1
2,98
3,17
. 0,95 0,99
dc
d ol
P
P
kW
2900
dc
n
(v/p) ;
1
2900
725
4
dc
d
n
n
u
(v/p);
6
1
2,98
9,55 10 39253,79
725
T
Nmm
6
2
2,86
9,55 10 150692,41
181,25
T
Nmm ;
6
3
2,72
9,55 10 429923,87
60,42
T
Nmm
BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất P, kW 3,17 2,98 2,86 2,72
Tỉ số truyền u 4 4 3
Số vòng quay n, vòng/phút 2900 725 181,25 60,42
Mômen xoắn T, Nmm 10439,14 39253,79 150692,41 429923,87
d
mm.
Vận tốc đai
1 1
.125.2900
18,98
60000 60000
d n
v
m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép
max
25
v
m/s)
Theo công thức 4.2, với
0,02
, đường kính bánh đai lớn
2 1
(1 ) 4.125.(1 0,02) 490
d ud
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục
2
0,95. 0,95.500 475
a d
mm, theo công
thức 4.4 chiều dài đai:
2
2
2 1
1 2
( )
(500 125)
2 0,5 ( ) 2.475 0,5 (125 500) 2006( )
4 4.475
d d
l a d d mm
a
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn:
2000
l
với :
2000 0,5 (125 500) 1018,25
2 1
500 125
187,5
2 2
d d
Theo 4.7 góc ôm
2 1
1 min
57( ) 57.(500 125)
180 180 135 120
471,87
d d
a
Bước 3. Xác định số đai:
(bảng 4.15)
Với
0
2000
1,176
1700
l
l
chọn
1,04
l
C
(bảng 4.16)
Với
4
u
ta chọn
1,14
u
C
(bảng 4.17)
Với
18,98
v
m/s,
1
mm
Đường kính ngoài của bánh đai:
0
2 125 2.3,3 131,6
a
d d h
mm
Bước 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Theo 4.19
1
780.
780.3,71.1,35
37,83 154,78
18,98.0,88.2
d
a v
PK
F F
vC z
N
Trong đó:
2 2
. 0,105.18,98 37,83
v m
F q v N (bảng 4.22)
Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :
1
= 39253,79
Số vòng quay:
= 725ò/ℎú
Tỉ số truyền: u
=4
Thời gian phục vụ: 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải:
= ,
= 0.83
= 12,
= 60
1) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,
có
1
b
=850(MPa);
1
ch
=580(MPa).
+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,
F FC FL
F
F
K K
s
.Trong đó :
lim
o
F
,
0
lim
H
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu
kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2:
lim
1,8
o
F
HB
và
H
(MPa)
1
0
lim
1,8 270 486
F
( MPa)
2
0
lim
2 255 70 580
H
(MPa)
0
lim2
1,8 255 459
F
(MPa)
Fc
m
FL
FE
N
K
N
Ở đây:
H
m
,
F
m
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với
HB 350
lấy:
6; 6
H F
m m
FO
N
,
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
+
+
HE
N
,
FE
N
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8
ta có:
2
60 . .
H
m
i
HE i i
T
N c n t
T
;
60 . .
F
m
i
3 3 8
2 2
1 5
N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 2,19 10 N
6 6
HE HO
2
1
HL
K
6 6 8
1 1
1 5
N 60 1 725 31360 (1 0,83 ) 8,77 10 N
6 6
FE FO
1
1
FL
K
580 1
527,3
1,1
H
(MPa)
Với bánh côn răng thẳng ta có:
1 2
min ; 527,3
H H H
MPa
;
1
486 1 1
277,7
1,75
F
2max 2
[ ] 0,8 0,8 450 360 MPa
F ch
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 11
3) Xách định chiều dài côn ngoài:
Theo công thức 6.52a ta có:
1
2
3
2
.
1.
(1 ). . .[ ]
H
e R
be be H
T k
R k u
1
: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T
1
= 39253,79N.mm)
be
K
: Hệ số chiều rộng vành răng, lấy
0,285
be
K
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra
bảng 6.21 với :
. 0,285.4
0,66
2 2 0,285
be
be
K u
K
, do trục lắp trên ổ đũa ta được:
1,15
H
K
1 4 1
H
e
e d
be be H
T K
R
d K mm
K K u
u
Tra bảng 6.22 ta được
1
16
p
z
với
1 1
350 1,6 1,6 16 25,6
p
HB z z
m mm
K
Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn
2,5
te
m mm
do đó:
(1 0,5. ) 2,5 (1 0,5 0,285) 2,13
tm te be
m m K mm
1
1
50,08
23,5
2,13
m
tm
d
z
m
lấy
1
24
arctan arctan 14,04 14 210,48
96
o
z
z
' ''
2
90 14, 04 75,96 75 57 36
o
Theo bảng 6.20 với
1
24
z
ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
1
0,39
. . [ ]
0,85. . .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
b d u
Trong đó:
m
z
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có
1
3
274
m
z MPa
z
:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức
4
z
3
z
H
z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có
1,76
H
z
1
T
: Mômen xoắn trên trục dẫn
1
39253,79
T Nmm
H
K
: Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61
. .
H H H HV
K K K K
Ở đây:
. .
1
2
H m
HV
H H
v b d
K
T K K
Trong đó:
1
0
.( 1)
. .
m
H H
d u
v g v
u
với:
1
. . 3,14 51,12 725
1,94 /
60000 60000
v
b
: chiều rộng vành răng,
. 0, 285 123,69 35, 25
be e
b K R
lấy
35
b mm
.
Vậy
4,37 35 51,12
1 1,09
2 39253,79 1 1,15
HV
K
Do đó
1,09 1,15 1 1,25
H
v
v m s z
.
R
z
: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với
2,5 1,25 0,95
a R
R m z
.
xH
K
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với
700 1
a xH
d mm K
[ ] 527,3 1 0,95 1 500,94
H
MPa
. .
F F F Fv
K K K K
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 14
Với
F
K
là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21 ta được
1,24
F
K
,
F
K
là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng
1
F
K
theo bảng 6.15 và 6.16 ta có:
0,016
F
;
0
47
g
51,12 (4 1)
0,016 47 1,94 12
4
F
v
12 35 51,12
1 1,24
2 39253,79 1 1,15
FV
K
vn
z
z
c c
2
2
2
96
395,71
os( ) os(75,96)
vn
z
z
c c
1
0,39
x
;
2
0,39
x
Tra bảng 6.18 ta được:
1
F
Y
MPa
Y
Ta thấy :
22
11
FF
FF
Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.
7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Theo công thức 6.48 ta có:
ax ax
[ ]
[ ]
Fm F qt F m
K
max1 1 1 max
77,93 1,4 109,102 [ ]
F F qt F
K MPa
max2 2 2 max
80,98 1,4 113,37 [ ]
F F qt F
K MPa
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 15 8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:
u
Cấp chính xác
8
Góc nghiêng của răng
0
0
b
Số răng của các bánh răng
1 2
24 ; 96
z z
Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng
1 2
0,39 ; 0,39
x x
Đường kính chia ngoài :
e
h
2 2,2 5,5
e te te te
h h m c m mm
Chiều cao đầu răng ngoài :
ae
h
1 1
( .cos ). (1 0,39 1) 2,5 3,475
ae te n te
h h x b m mm
2 1
2. . – 2 2,5 3,475 1,525
ae te te ae
h h m h mm
Chiều cao chân răng ngoài :
2 2 2 2
2. .cos 240,74
ae e ae
d d h mm
3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm:
Các thông số ban đầu
Công suất đầu vào:
1
2,86
P
kW
Moment xoắn:
= 150692,41
Số vòng quay:
= 181.25ò/ℎú
Tỉ số truyền: u
=3
Thời gian phục vụ: 7 năm
=750(MPa);
2
450
ch
(MPa)
2) Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:
0
lim
.
F Hl
H
H
k
s
;
0
lim
. .
F Fc Fl
F
H
HB
F
s
,
H
s
: lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2:
1,75
F
s
và
1,1
H
s
Khi đó:
0
lim1
2 260 70 590
F
MPa
0
lim1
1,8 250 450 MPa
H
Fc
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy
1
Fc
K
(tải trong đặt một phía)
HL
K
,
FL
K
: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4
H
HO
m
HL
HE
N
K
FO
N
,
HO
N
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
FO
N
= 4.10
6
với tất cả các loại thép
2,4
30
HO HB
N H
7
7
10.97,1
10.05,2
2
;
60 . .
F
m
i
FE i i
T
N c n t
T
với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1,
i
n
,
i
t
: Số vòng quay và thời
gian làm việc ở chế độ i.
Ta có:
3 3 8
1 1
1 5
2
1
Fl
K
6 6 7
2 2
1 5
N 60 1 60, 42 31360 (1 0,83 ) 5.10 N
6 6
FE FO
1
1
Fl
K
Như vậy:
1
590 1
536,36
1,1
H
1,25
H H
1
486 1 1
277,7
1,75
F
(MPa);
2
450 1
257,14
1,75
F
(MPa)
Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có
H
2
2
.
.( 1)
. .
H
w a
H ba
T k
a k u
u
Trong đó:
+
a
k
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được
1/3
43
a
k MPA
+
2
H
k
Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về
tiếp xúc.
Theo bảng 6.7 với
bd
0,64
, ta được
1,03
H
k
(sơ đồ 5)
Suy ra:
3
w
2
1, 03
43 (3 1) 164,7
5
1506
27,27 3 0,3
92,41
a
0
10
, do đó
0
cos( ) cos(10 ) 0,9848
, theo công thức 6.19 ta xác định
được số răng bánh nhỏ:
1 w
os( ) 0,9848
2 2 165 32,5
( 1) 2,5 (3 1)
c
z a
m u
lấy
1
32
z
răng.
Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20:
2 2 1
z u z 3 32 96
0 ’ ’’
14,14 14 8 28
Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục:
1 2
w
32 96
2,5 165
2 os( ) 2 0,97
z z
a m
c
(mm)
Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x
1
= x
2
= 0
Góc ăn khớp
0
Trong đó :
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 19
+
m
z
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có
274
m
z
(MPA)
1/3
+
H
z
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có
2.cos
sin(2. )
b
H
tw
z
sin(2.20,57)
H
z
+ z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c:
Ta có
w
sin sin 14,14
. 0,3 165 1,54 1
. 2,5
b
m
Do đó ta có
1 1
0,77
1,694
z
+
H
K
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39
. .
H H H HV
K K K K
Với
+
H
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng
6.7 ta có
1,03
H
K
+
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp
,trị số của k
H
0
.( 1)
. .
w
H H
d u
v g v
u
+
H
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được
0,002
H
+
0
g
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy
0
47
g
theo bảng 6.16
HV
K
1,03 1,03 1,009 1,07
H
K
Thay số vào công thức trên ta có :
2
2 150692,41 1,07 (3 1)
247 1,72 0,77 409,95
49,5 3 82,5
H
(MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
với
5 / 1
v
v m s z
(mm).
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43 ta có:
1 1
1
1
2
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
Trong đó :
+
1
T
:mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm
+
m
: modul pháp
+
1
Y
140
:hệ số kể đến độ nghiêng của răng
0
1 14,14
Y =0,899
140
+
Y
Fi
: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
với
1
v1
3 3
2
v2
3 3
z 32
z 35,06
cos 0,97
. .
F F F FV
K K K K
Ở đây:
Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 21
+
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn ,theo bảng 6.7 ta được
1,09
F
K
+
F
K
: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo
bảng 6.14 ta được
1,12
u
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được:
+
F
0,006
+
0
47
g
165
0,006 47 0,78 1,61
3
F
v
Vậy ta có:
1,61 50 82,5
1 1,02
2 150692,41 1,09 1,12
Fv
K
Y
Y
(MPa)
Ta thấy
22
11
FF
FF
Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Theo công thức 6.48 ta có:
Hmax H H max
[ ]
qt
k
max max
. [ ]
F F qt F
k
Suy ra:
Fmax1
=
F1
.k
qt
= 72,37
1,4 = 101,32(MPA) <
F1
max
max1 1 1 max
. 72,37 1,4 101,32 [ ]
F F qt F
k MPA
w
b
b
(mm)
Tỉ số truyền
3
u
góc nghiêng của răng
0 ’ ’
14 8 28
Số răng của bánh răng
1 2
z 32 ; z 96
Hệ số dịch chỉnh
1 2
0
x x
1 1
2 2
2 82,47 2 2,5 87, 47
2 247,42 2 2,5 252,42
a
a
d d m mm
d d m mm
Đường kính đáy răng :d
f
1 1
2 2
2,5 82,47 2,5 2,5 76,22
– 2,5 247,42 2,5 2,5 241,17
f
f
d d m mm
d d m mm
R
mỗi bánh răng.
- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất:
ax min
10 15
m
h h mm
.
1 - Xét bánh răng côn bị dẫn:
Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm.
Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm.
Như vậy
min
92,87H
(mm )
2 - Xét bánh răng trụ bị dẫn:
Ta thấy
min
2 2
92,87 126,21 84,14
3 3
banhrangtru
H R
Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn:
-
min
92,87H mm
-
ax
Giới hạn chảy:
ch
=340 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [] = 15÷ 30
Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức:
1
3
0.2 [ ]
T
d
.Chọn
1
[ ] 15
MPa
1
3
3
1
1
39253,79
23,56
. Chọn
11
42 l mm
13 11 1 1 2 13 13 1
0.5 0.5 cosl l b k k lm b
0
42 0,5 17 10 10 35 0.5 35 cos 14, 04
88,5 mm
Chọn
13
90 l mm
. Ở đây:
= 8÷ 15: khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn
= 10.
Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục
Các lực tác dụng lên bánh răng côn dẫn là:
1
1
1
2 2 39253,79
51,1
153
2
6
t
m
T
F N
d
1 1 1
1 536 20 cos 14,04 542,36
r t
F F tg cos tg N
. 135,63 3466, 7
2 2
m
a
d
M F Nmm
Copyright: Tài liệu đại học ©