Đất nước ta đà phát triển khoa học kĩ thuật đóng vai trị quan trọng đời sống người Việc áp dụng khoa học kĩ thuật làm tăng suất lao động đồng thời góp phần không nhỏ việc thay sức lao động người lao động cách có hiệu nhất, bảo đảm an tồn cho họ q trình làm việc Các hệ thống khí thay tuyệt vời cho sức người việc tự động hóa sản xuất tăng suất lao động Kết hợp với việc điều khiển chúng, ta góp phần vào cơng tự động hóa đại hóa mà đất nước thực Các lĩnh vực sản xuất có nhu cầu ngày tăng máy móc, thiết bị nâng chuyển, nhu cầu cần đáp ứng với thiết bị nâng gọn nhẹ dễ sử dụng đáp ứng tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc điều kiện làm việc cho phép Vì vây việc tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động nói chung hộp giảm tốc nói riêng vấn đề cần thiết Truyền động hộp giảm tốc truyền động cặp bánh ăn khớp trực tiếp Truyền chuyển động công suất nhờ ăn khớp mà bánh dẫn truyền chuyển động sang bánh bị dẫn Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động khí mơn học giúp cho sinh viên ngành Cơ khí có kiến thức việc thiết kế hệ thống truyền động máy móc , để từ có cách nhìn hệ thống sản xuất việc điều khiển hệ thống tự động nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng Trong phạm vi đồ án, kiến thức từ môn sở Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Sức Bền Vật Liệu, Cơ Học Lý Thuyết,… áp dụng giúp em có nhìn tổng quan hệ dẫn động khí Trong trình thực đồ án, kỹ vẽ sử dụng chương trình vẽ 2D, 3D cải thiện rõ rệt Từ đây, cộng với kiến thức chuyên ngành, em tiếp cận với hệ thống thực tế
Trang 1BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ- CÔNG NGHỆ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ TÀI
Đề số 01 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án :14
Giáo viên hướng dẫn: Lê Quang Vinh
Sinh viên thực hiện:
Trang 2Tp HCM, ngày … tháng … năm 2020
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện
Người hướng dẫn : LÊ QUANG VINH Ký tên:
Trang 3BẢNG SỐ LIỆU ĐỀ SỐ 01
Lực vòng trên xích tải , F,N 5500Vận tốc xích tải v, m/s 1,15
Số rang đĩa xích dẫn z, răng 9
Số ngày làm/năm K ng,ngày 220
Trang 4MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU 1
LỜI CẢM ƠN 2
CHƯƠNG 1 :CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3
1.1-Xác định công suất bộ phận công tác: 3
1.2-Hiệu suất chung hệ thống truyền động: 3
1.3-Công suất tính toán trên trục máy công tác: 3
1.4-Công suất cần thiết động cơ: 3
1.5- Số vòng quay trục máy công tác: 3
1.6-Tỷ số truyền chung xác định theo công thức: 3
1.7-Chọn động cơ điện: 3
1.8-Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục: 4
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 6
2.1-Thông số ban đầu: 6
2.2-Chọn tiết diện đai: 6
2.3-Chiều dài tính toán của đai: 6
2.4-Số vòng chạy của đai trong một giây: 7
2.5-Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn: 7
2.6-Góc ôm đai bánh đai nhỏ: 7
2.7-Xác định số dây đai: 7
2.8-Chiều rộng bánh đai: 8
2.9-Đường kính ngoài của bánh đai: 8
2.10-Lực căng đai ban đầu: 8
2.11-Lực vòng có ích: 8
Trang 52.12-Lực tác dụng lên trục: 8
2.13-Tuổi thọ của đai: 9
CHƯƠNG 3 :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 10
3.1-Thông số kỹ thuật: 10
3.2-Cặp bánh răng cấp nhanh ̣(bánh răng trụ nghiêng): 10
3.2.1-Chọn vật liệu: 10
3.2.2-Xác định ứng suất cho phép: 10
3.2.3-Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 13
3.2.4-Xác định các thông số ăn khớp: 13
3.2.5-Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc: 14
3.2.6 -Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 16
3.2.7 - Kiểm tra răng về quá tải 16
3.2.8 -Bảng thông số và kích thước bộ truyền 17
3.3-Cặp bánh răng trụ cấp chậm ( răng thẳng ): 17
3.3.1-Chọn vật liệu: 18
3.3.2-Xách định ứng suất cho phép: 18
3.3.3-Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 20
3.3.4 - Xác định các thông số ăn khớp 21
3.3.5-Kiểm tra răng vệ độ bền tiếp xúc: 21
3.3.6-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 23
3.3.7-Độ bền uốn tại chân răng: 24
3.3.8-Bảng thông số và kích thước bộ truyền: 24
Chương 4 : THIẾT KẾ TRỤC- CHỌN THEN 25
4.1-Thiết kế trục 1: 25
4.1.1-Thông số thiết kế: 25
4.1.2-Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: 25
4.1.3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 25
4.1.4-Tính lực tác dụng lên trục: 26
4.2-Thiết kế trục 2: 29
Trang 64.2.1-Thông số thiết kế: 29
4.2.2-Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: 29
4.2.3-Tính lực tác dụng lên trục: 29
4.3-Thiết kế trục 3: 32
4.3.1-Thông số thiết kế: 32
4.3.2-Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: 32
4.3.3-Tính lực tác dụng lên trục: 32
4.4-Chọn và kiểm nghiệm then: 34
4.5-Tính kiểm nghiệm độ bền trục: 35
4.5.1-Độ bền mỏi: 35
4.5.2-Độ bền tĩnh: 36
CHƯƠNG 5: LỰA CHỌN Ổ LĂN 38
5.1-Trục I: 38
5.2-Trục II: 40
5.3-Trục III: 42
CHƯƠNG 6: CHỌN THÂN MÁY,TÍNH TOÁN NỐI TRỤC, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 44
6.1-Chọn thân máy: 44
6.1.1-Yêu cầu: 44
6.1.2-Xác định kích thước vỏ hộp: 45
6.2-Các chi tiết liên quan đến kết cẩu vỏ hộp: 47
6.2.1-Chốt định vị: 47
6.2.2-Nắp ổ lăn: 47
6.2.3-Cửa thăm: 48
6.2.4-Nút thông hơi: 48
6.2.5-Nút tháo dầu: 49
6.2.6-Que thăm dầu: 50
6.2.7-Vòng móc: 50
6.2.8-Vòng phớt: 51
Trang 76.2.9-Vòng chắn dầu: 51
6.3-Bảng tổng kết bulong: 51
6.4-Dung sai và lắp ghép: 52
6.4.1-Lắp ghép then: 52
6.4.2-Dung sai ổ lăn: 52
6.4.3-Lắp ghép bánh răng trên trục: 53
6.4.4-Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: 53
6.4.5-Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: 53
6.4.6-lắp chốt định vị: 53
6.4.7-Bảng dung sai lắp ghép: 53
Trang 8LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sứcquan trọng đối với đời sống con người Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làmtăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sứclao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho họ trongquá trình làm việc Các hệ thống cơ khí chính là sự thay thế tuyệt vời cho sức ngườitrong việc tự động hóa sản xuất và tăng năng suất lao động Kết hợp với việc điều khiểnchúng, ta sẽ góp phần vào công cuộc tự động hóa hiện đại hóa mà đất nước đang thựchiện
Các lĩnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc, thiết bị nângchuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiết bị nâng gọn nhẹ dễ sử dụng và đápứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc và điều kiện làm việccho phép
Vì vây việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động nói chung và hộp giảm tốc nói riêng
là vấn đề cần thiết
Truyền động trong hộp giảm tốc là sự truyền động của các cặp bánh răng ăn khớp trựctiếp Truyền chuyển động và công suất được là nhờ sự ăn khớp của các răng mà bánh dẫn
1 sẽ truyền chuyển động sang bánh bị dẫn 2
Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học giúp cho sinhviên ngành Cơ khí có những kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền độngmáy móc , để từ đó có cách nhìn về hệ thống sản xuất việc điều khiển hệ thống tự độngtrong các nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng
Trong phạm vi đồ án, các kiến thức từ các môn cơ sở như Nguyên Lý Máy, Chi TiếtMáy, Sức Bền Vật Liệu, Cơ Học Lý Thuyết,… được áp dụng giúp em có cái nhìn tổngquan về một hệ dẫn động cơ khí Trong quá trình thực hiện đồ án, kỹ năng vẽ và sửdụng các chương trình vẽ 2D, 3D cũng được cải thiện rõ rệt Từ đây, cộng với nhữngkiến thức chuyên ngành, em sẽ tiếp cận được với các hệ thống thực tế, có được cái nhìntổng quan hơn để chuẩn bị cho đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp
Trang 9LỜI CẢM ƠN
Em xin chân thành cảm ơn thầy đã tận tâm hướng dẫn em, và các bạn đã giúp đỡ emrất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án
Đây là đồ án thiết kế một hệ cơ khí đầu tiên nên sẽ không tránh được những thiếu sót
và thiếu kinh nghiệm trong việc tính toán, chọn lựa các chi tiết Em kính mong nhận được
sự chỉ dẫn thêm của quý thầy cô để em được củng cố kiến thức và đúc kết thêm nhữngkinh nghiệm quý báu phục vụ cho công việc sau này
Trang 10CHƯƠNG 1 :CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1-Xác định công suất bộ phận công tác:
P= F t v
1000=5500.1,151000 =6,325 kW
1.2-Hiệu suất chung hệ thống truyền động:
Theo bảng 3.3 (giáo trình cơ sở thiết kế máy -Nguyễn Hữu Lộc), ta chọn: η đ= 0,95; η br 1=
η br 2=¿0,97; η ol = 0,99; η nt= 0,98
Trong đó:
η nt= 0,98 hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi
η br 1 = η br 2=¿0,97 hiệu suất của 1 cặp bánh răng nghiêng
η đ= 0,95 hiệu suất của bộ truyền đai
η ol = 0,99 hiệu suất của cặp ổ lăn
Theo bảng 3.2 (giáo trình cơ sở thiết kế máy -Nguyễn Hữu Lộc)
Ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển u h = 10 , tỉ số truyền của bộ truyền đai thang u đ=4
n sb=n lv.u t= 69,69.4.10 = 2787,6 (vòng/phút)
Trang 11- u1 = 3,83: tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh
- u2= 2,61: tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm
Vậy tỉ số truyền của bộ truyền xích là:
u đ = u t
u1u2 = 41,923,83.2,61 = 4,19
1.8-Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
+ Tính toán số công suất trên các trục:
Trang 13CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1-Thông số ban đầu:
- Công suất truyền đến: P1 5,96 kW
- Số vòng quay: nđc = 2922 (vòng/phút)
- Tỉ số truyền: u 4,19
2.2-Chọn tiết diện đai:
Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1 Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển)
Theo bảng 4.13 (Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển)
Theo đai tiết diện A ta chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 125 mm và có chiều cao đai h=8
Vận tốc đai v =π d n60000=π 125 292260000 =19,12 m/s < 25 m/s
với 0,02 , đường kính bánh đai lớn là :
d2 = d1.u.(1 - ) =4,19.125.(1 - 0,02)=513,275 mm
theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 500 mm
Như vậy tỉ số truyền thực tế :
Theo bảng 4.14 (Thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển)
ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 0,95.d2 = 0,95.500 = 475 (mm) khi u = 4
Trị số a cần thỏa mãn điều kiện sau:
2.(d1+d2) ≥ a ≥ 0,55.(d1+d2) + h
Trang 14ta chọn chiều dài đai là : 2000 mm = 2 m
2.4-Số vòng chạy của đai trong một giây:
i=v L=19,122 = 9,56 s−1< 10 s−1 ( đối với đai thang)
2.5-Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn:
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong giá trị cho phép
2.6-Góc ôm đai bánh đai nhỏ:
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C z: ta chọn sơ bộ bằng 1
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng :C r=0,85 vì tải va đập nhẹ
Trang 15Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
2.10-Lực căng đai ban đầu:
F0= A.[σ0¿= A1.[σ0¿.z = 3.81.1,5 = 364,5 N ( đối với đai thang σ0≤ 1.5 MPa )
Lực căng mỗi dây đai :
Trang 17CHƯƠNG 3 :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1-Thông số kỹ thuật:
Thời gian phục vụ: L = 3 năm
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 220 ngày/năm, 3 ca/ngày, 1 ca làm việc 8 giờ
Cặp bánh răng cấp nhanh ̣(bánh răng trụ nghiêng)
Tỉ số truyền: u1 = 3,83
Số vòng quay trục dẫn: n1 = 697 (vòng/phút)
Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 77687 (Nmm)
Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng):
Tỉ số truyền: u2 = 2,61
Số vòng quay trục dẫn: n2 = 206 (vòng/phút)
Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 252657 (Nmm)
3.2-Cặp bánh răng cấp nhanh ̣(bánh răng trụ nghiêng):
Trang 18Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2=750Mpa,
NFO1 = NFO2 = 4.106 (chu kì)
Số giờ làm việc tương đương:
Lh = Lnăm Lngày Lca L giờ = 3.220.3.8 = 15840 (giờ)
Trong đó:
t1, t2 , t3 : tính bằng s
n: số vòng quay ( vòng /phút )
Lh: số giờ làm việc tương đương tính bằng giờ
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
Trang 19= 60.1.[ (TT)6.20
20+24+12 + (0,6.TT )6.24
20+24+12+(0,8.TT )6.12
20+24+12] 697.15840 =29,69.107 (chu kì)
NFE2 = NFE1
u = 29,69.107
3,83 = 7,75.107 (chu kì)Trong đó: mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, khi độ rắn mặt căng HB≤ 350
Ta thấy {NHE1> NHO1
Theo bảng 6.2 tài liệu [I], với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ0Hlim = 2HB + 70, SH = 1,1
SH = 530.1,11 = 481,81 MPa
Trang 20[σ F 2] = σ0Flim2 K FC
S F KFL = 414.1
1,75 1 = 236,57 MPaỨng suất quá tải cho phép:
Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5 tài liệu [I])
T1 = 77687 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động
❑ba = 0,4 (Tra bảng 6.6 tài liệu [I] – Trị số ❑ba tăng lên 1,3 đối với bánh răng chữ V)
❑bd = 0,53❑ba (u1± 1) = 0,53.0,4.(3,83+1) = 1,02
Ứng với ❑bd = 1,02 ta tra bảng 6.7 tài liệu [I] ta có:
K Hβ = 1,15
Trang 21¿>¿Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn trang 260 tài liệu[II] là aw = 140 mm
3.2.4-Xác định các thông số ăn khớp:
mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = (1,4 ÷ 2,8) mm, theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [I] ta chọn
mn = 2 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 100 (80≤ β ≤ 200 )
Theo công thức 6.31 tài liệu [I], số răng bánh nhỏ là:
z1 = 2 a m w cos β
n(u1+1) = 2.140 co ´s (10
0
)2.(3,83+1) = 28,5Lấy z1 = 28 (răng)
Số răng bánh lớn:
z2 = u1.z1 = 3,83.28 = 107,04Lấy z2 = 108 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực:
u1= z2
z1 = 10828 = 3,85Góc nghiêng răng:
β = arccosm n(2 a z1+z2)
w
= arccos2.(108+28 )
2.140 = 13,70
3.2.5-Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [I] ta có:
Trang 22ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [I] ta có:
ZH = √2 cos β b
sin 2 α tw = √ 2.cos12,85
sin (2.20,53) = 1,72Với:
b
: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
βb=arctg[cos (∝ t) tgβ]= arctg[cos20,53 tg13,7]= 12,85
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì:
Trang 23Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động :
Với δ H= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [I]);
g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [I]).Theo công thức 6.41 tài liệu [I]:
K Hv=1 + 2.T v H b w d w 1
1 K H β K H ∝= 1+ 2.77687.1,15 1,131,86.56 57,97 = 1,02Vậy K H=K H β.K H∝ K H V= 1,15.1,13.1,02 = 1,32
Như vậy từ (1) và (2) ta có σ H<[σ H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
3.2.6 -Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Xác định số răng tương đương:
Trang 24Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu [I]:
140= 0,9 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với mn=2 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2) = 1, YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm),
do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [I] ta có:
Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1
Theo (6.48) tài liệu [I], ta có ứng suất tiếp quá tải:
σ Hmax=[σ H].√k qt = 495,45.1 = 495.45 MPa < [σ H]max = 1260 MPa
Trang 25Theo công thức (6.49) tài liệu [I], ta có:
σ F 1 max=σ F 1.K qt = 92,22.1 = 32,59 MPa < [σ F 1]max = 464 MPa
σ F 2 max=σ F 2.K qt = 87,36.1 = 32,14 MPa < [σ F 2]max = 360 MPa
3.2.8 -Bảng thông số và kích thước bộ truyền
Trang 26NFO1 = NFO2 = 4.106 (chu kì)
Số giờ làm việc tương đương:
Lh = Lnăm Lngày Lca L giờ = 3.220.3.8 = 15840 (giờ)
Trang 27Trong đó m H = 6
Trong đó:
t1, t2 , t3 : tính bằng s
n: số vòng quay ( vòng /phút )
Lh: số giờ làm việc tương đương tính bằng giờ
c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
NFE2 = NFE1
u = 29,69.107
3,83 = 7,75.107 (chu kì)Trong đó: mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, khi độ rắn mặt căng HB≤ 350
Ta thấy {NHE1> NHO1
Theo bảng 6.2 tài liệu [I], với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ0Hlim = 2HB + 70, SH = 1,1
- Bánh chủ động: : σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 +70 = 560 MPa
- Bánh bị động: σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 MPa
Trang 28Giới hạn mỏi uốn: σ0Flim = 1,8HB
0
K FC
S F KFL = 414.1
1,75 1 = 236,57 MPaỨng suất quá tải cho phép:
Trang 29Ka = 49,5: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5 tài liệu [I])
T2 =252657 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động
❑ba = 0,4 (Tra bảng 6.6 tài liệu [I])
Góc nghiêng răng β = 00 ( bánh răng trụ răng thẳng)
Theo công thức 6.31 tài liệu liệu [I] ,số răng bánh nhỏ là:
3.3.5-Kiểm tra răng vệ độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [I] ,ta có:
Trang 30ZH= 1,76 hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc, (tra bảng 6.12 tài liệu [I] )
Z ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
Trang 31Với: δ h=0,006 hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [I]);
g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [I]).Theo công thức 6.41 tài liệu [I]:
Như vậy từ (1) và (2) ta có σ H<[σ H], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
3.3.6-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Xác định số răng tương đương:
Trang 32Theo bảng 6.7 tài liệu [I], KFβ=¿ 1,12; theo bảng 6.14 tài liệu [I] với v =1,07 (m/s) ⩽ 2,5(m/s) và cấp chính xác 9, KFα= 1,37; theo công thức (6.47) tài liệu [I] hệ số:
3.3.8-Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách
Trang 344.1.2-Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:
Thép 45 thường hóa có σ b= 600 (Mpa) (bảng 6.1-tài liệu [I]), ứng suất xoắn cho phép τ =
4.1.3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Dựa vào bảng 10.3 tài liệu [I]:
- k1 = 10 (mm): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
- k2 = 10 (mm): khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
- k3 = 20 (mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
- hn = 20 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bulông