Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
**********
Đề số 1A:
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Số liệu cho trước
1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N
2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s
3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm
5 Thời gian phục vụ L
h
(giờ) L
h
20000 giờ
6 Số ca làm việc 2 ca
7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
α (độ)
α
45
o
độ
8 Đặc tính làm việc Êm
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 1
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Lời nói đầu
Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.
- Phần III : Tính toán bộ truyền xích
- Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Phần V : Chọn khớp nối.
- Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần VII : Tính chọn then.
- Phần VIII : Tính chọn ổ trục.
- Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
- Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1
Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2
Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 3
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ
* Công suất cần thiết:
- Công suất danh nghĩa trên trục công tác: P
dn
= F.v/1000
Với F: lực kéo băng tải
V:
vận
= 0,82 kW
- Công suất tính toán trên trục máy công tác: P
t
= P
dn
.β
⇒
P
t
= 6,825.0,82 = 5,597 kW
- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọi
η
ht
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:
η
ht
=
η
k
.
η
đ
.
η
rtru
.
η
– hiệu suất của một cặp ổ lăn.
η
ol
= 0,99
η
x
– hiệu suất của bộ truyền xích.
η
x
= 0,92
⇒η
ht
=1
2
.0,95.0,97.0,99
4
.0,92= 0,8144
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: P
ct
= P
t
/ η= = 5,597 /0,144 = 6,87 kW
* Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ:
- Số vòng quay trên trục công tác: n
lv
= 60000.v/(πD)
⇒ u
t
= 3,5.4.4 = 56
- Số vòng quay trên trục động cơ : n
sb
= n
lv
. u
t
= 26,75 .56 = 1498 (v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: n
đb
= 1500 v/ph
* Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4
Kiểu
động cơ
Công suất Vận tốc quay
Vòng/phút
Kw Mã
lực
50Hz 60Hz
K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 94 (kg)
1.2. Phân phối tỷ số truyền:
* Tính lại tỷ số truyền chung: u
t
= n
đc
/ n
lv
= 1450 / 26,75 = 54
u
= 1450/3,86 = 375,6(v/p)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 5
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
- Trục II: n
II
=
I
brr
n
u
= 374,4/4 = 93,9 (v/p)
*Tính công suất trên các trục:
- P
đc
= p
ct
= 6,87 kW
- P
I
= P
đc
.η
đ
.η
ol
= = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW
6
. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm)
T
2
= 9,55.10
6
.P
II
/ n
2
= 9,55.10
6
. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 6
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
1.4. Bảng kết quả tính toán :
Trục
Thông số
Trục
Động cơ
Trục
I
Trục
II
Tỷ số truyền
3,86 4
Kích thước tiết diện, mm
b
t
B h y
o
A 11 13 8 2,8 81
100 ÷ 200 560 ÷ 4000
Mặt cắt của đai thang
13
11
8
2,8
40
0
Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2.Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ
d
1
= (5,2...6,4)
3
1
T
Với T
1
: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ.
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 8
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
• Chọn đường kính bánh đai lớn là:
Theo (4.2) tài liệu [1], chọn
d
2
= u . d
1
.(1 - ε) = 3,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm)
Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d
2
= 800 mm
- Vậy tỉ số truyền thực tế:
2
1
800
4,1
(1 ) 200(1 0,02 )
t
d
u
d
ε
= = =
− −
Sai số tỉ số truyền là:
%5%5,2%100.
4
41,4
%100.
<=
2
)
0,7(d
1
+ d
2
) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558
2(d
1
+ d
2
) = 2 (200 + 800) = 2000
→ thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:
2
2 1
1 2
2
( )
2. 0,5. .( )
4.
( 800 200 )
2.760 0,5. .( 200 800 ) 3208
4.760
d d
l a d d
a
mm
π
∆−+
=
λλ
a
Trong đó:
2
)(
21
dd
l
+
−=
π
λ
2
12
dd
−
=∆
[ ]
2 2
2 1 2 1 2 1
2
2
2 ( ) [ 2 ( )] 8( )
8
2.3350 3,14.( 800 200 ) 2.3350-3,14.(800+200) 8.( 800 200 )
8
836
l d d l d d d d
min
= 120
o
→ thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
zu.lo
d1
C.C.C.C . ][P
K.P
z
α
=
Trong đó:
+ C
α
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → C
α
= 1-0,0025(180-
1
α
) = 0,89với α = 139
o
+ C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
= 1,14 với u = 3,86
+ [P
o
] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [P
o
] = 4,06 kW
với v = 15,12 m/s và d
1
= 200 mm
→ P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69
+ C
z
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → C
z
= 1
Do đó
z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45
→ lấy z = 1
2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1)
B = (z - 1) . t + 2e
Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
→ B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm)
• Đường kính ngoài của bánh đai (với h
o
= 3.3)
d
a
= d1 + 2h
KP
F
+=
..
..780
1
α
F0 =
1.89,0.12,15
1,1.87,6.780
+ 30 = 376,9 (N)
Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1).
F
r
= 2F
o
. z . sin(
α
1
/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2)
→ F
r
= 706 (N)
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 11
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
F
1
B
t
d
d
a
ho
h
Hình dáng mặt cắt đai
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 12
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Bảng thống kê
Thông số Ký hiệu Đai thang
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Số đai
Lực tác dụng lên trục
d
1
, mm
d
2
, mm
B, mm
l, mm
z
z
2
= u
xích
. z
1
≤ z
max
(2.18)
Đối với xích con lăn z
max
= 120, từ đó ta tính được: z
2
= 2,5. 22 = 77(răng)
b. Xác định bước xích p
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 13
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của
bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới
dạng:
P
t
= P. k. k
z
. k
n
≤ [P] (2.19)
n
=
200
92
= 2,17
Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1):
k = k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
(2.20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:
k
0
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k
0
= 1 (do đường nối tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45
o
<60
o
);
Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437
Từ (II -19) ta tính được: P
t
= 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW)
⇒ P
t
= 5,79 KW < [P] = 19,3 KW
Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1]
điều kiện p <p
max
được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40. 31,75 = 1270(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 14
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
x =
p
a2
+
2
21
zz
+
+
= 0,25.p
( )
−
−+−++−
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0
π
zz
zzxzzx
cc
⇒ a
*
2w
=1272,86 = 1273 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
∆a = (0,002…0,004)a
*
2w
, ta chọn ∆a = 0,003a
*
2w
≈ 4 (mm)
⇒ a
w2
= a
*
2w
- ∆a = 1273 - 4 = 1269 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
c
III
x
nz
.15
.
1
≤ [i] (2.23)
⇒ i =
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 15
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z
1
:
v =
3
1
10.60
..
III
npz
(2.25)
⇒ v =
60000
14,191.75,31.24
= 2,427 (m/s)
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
v
P.1000
(2.26)
⇒ F
t
=
= 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40
o
so với phương
nằm ngang;
⇒ F
0
= 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N)
Từ đó, ta tính được: s =
38,2222,18935,902.1
88500
++
= 79,44
Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n
1
= 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
⇒ s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác định
được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=
=
2
sin
z
p
π
=
60
180
sin
75,31
o
= 606,65 (mm) Ta lấy d
2
= 622 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
d
f1
= d
a1
- 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.d
l
+ 0,05 (2.29)
với d
l
= 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1].
⇒ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm)
do đó: d
f1
= 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy d
f1
= 238 (mm)
d
f2
= 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy d
f2
= 603 (mm)
∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σ
-7
. n
III
. p
3
. m (2.31)
⇒ F
vd1
= 13. 10
-7
. 191,14. (31,75)
3
. 1 = 7,95 (N)
k
d
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
d
= 1 (xích 1 dãy);
K
d
- Hệ số tải trọng động, K
d
= 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);
k
r
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- tài
liệu [1], với z
1
= 24 ⇒ k
r1
trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
( )
1.262
10.1,2.95,72,1.14,902432,0
5
+
= 288,84 (MPa)
- Ưng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 60 ⇒ k
r2
= 0,22
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
IV
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 76,45. (31,75)
3
F
1
= F
t
+ F
2
; F
2
= F
0
+ F
v
(2.32)
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0
và F
v
nên F
1
= F
t
vì vậy lực tác dụng lên
trục được xác định theo công thức:
F
r
= k
x
. F
t
(2.33)
1
1
15°
15°
n
2
a
w
2
d
2
F
1
2
Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
b
d
d
f
d
a
Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 19
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mm
Bước xích p = 31,75 mm
PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG
4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh nhỏ : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Tên Vật liệu
σ
b
σ
ch
HB
Bánh răng 1 Thộp 45 tôi cải tiến 850 580 250
Bánh răng 2 Thộp 45 tôi cải tiến 750 450 240
4. 2 Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo
công thức sau:
[σ
H
] =
H
H
S
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(3. 35)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: Z
R
Z
σ
(3. 35a)
Trong đó:
σ
lim
0
H
và σ
lim
0
F
lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi cải
thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:
σ
lim
0
H
= 2HB + 70 ; S
H
= 1,1 ;
σ
lim
0
F
= 1,8HB ; S
F
= 1,75 ;
Với S
= 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
một chiều) ;
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 21
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, được xác định theo các công thức:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
(3. 36)
K
⇒ N
HO1
= 30. 250
2,4
= 17067789
N
HO2
= 30. 240
2,4
= 15474913
N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
FO
= 4. 10
6
đối với tất cả các loại thép;
N
HE
, N
FE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay
đổi nhiều bậc:
N
HE
= 60.c.
( )
iii
t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng t
i
= 24000( giờ).
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; n
II
= 578 vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
III
= 152,9 vòng/phút.
⇒ N
HE1
= 60. 1. 578. 24000.[(1)
3
.0,5 + (0,6)
3
. 0,5] =506050560
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 22
Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Khoa Cơ Khí Động Lực
N
HE2
= 60. 1. 152,9. 24000.[(1)
3
FO!
, N
FE2
> N
FO2
.
⇒ K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được:
[σ
H
]
1
=
1,1
1.570
= 518,181 Mpa;
[σ
H
]
2
=
H
] =
[ ] [ ]
2
21 HH
σσ
+
=509,0905 Mpa.
*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25
[ ]
min
H
σ
= 1,25.500=625 Mpa > [σ
H
] =509,0905 Mpa.
* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
(3. 41)
[σ
F
]
max
= 0,8σ
a
w
= K
a
.(u + 1).
[ ]
3
2
..
.
baH
HII
u
KT
ψσ
β
trong đó:
- K
a
: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng
làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1]
=> K
a
= 43 Mpa
1/3
- T
II
: Mômen xoắn trên trục chủ động M
II
= 30260,44Nmm
= > K
H
β
= 1,01 và K
F
β
= 1,03
vậy a
w
= 43.(3,78 + 1).
( )
3
2
3,0.78,3.0905,509
,0130260,44.1
=96,023 mm
Chọn a
w
= 100 mm
b) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d
w
=K
d
.
[ ]
3
2
..
)1.(.
Khoa Cơ Khí Động Lực
+) Xác định môđun ta có m = (0,01 ÷ 0,02)a
w
=> m = (0,01 ÷ 0,02).100 = (1, 0 ÷ 2, 0) mm
Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
+) Số răng bánh nhỏ:
Z
1
=
)1(
10cos..2
34
+
°
um
a
ω
=
)178,3.(2
10cos.100.2
+
°
= 20,5 Chọn Z
1
= 20(răng)
+) Số răng bánh lớn:
Z
zm
a
(mm)
Rõ ràng là a
w
tính theo (6.21) khác với a
w
tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trị
số của a
w
được quyết định tùy thuộc vào quy mô sản xuất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
và góc nghiêng thực tế là:
( )
( )
967,0
100.2
2.7620
.2
21
=
+
=
+
=
w
n
a
mZZ
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
GVHD: Nguyễn Văn Huyến
Lớp :ĐLK8LC2
SVTH: Nguyễn Thành Luân () 25
Copyright: Tài liệu đại học ©