Đô án chi tiết máy THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ HAI CẤP

Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn quy cách động cơ.. Z v - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .K xH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước b

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

-ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

(THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ HAI CẤP)

Chuyên ngành : CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

GVHD: PHAN HOÀNG PHỤNGSVTH: Nguyễn Văn Luân

MSSV: 2003120036LỚP: 03DHCKNĂM HỌC:2014-2015

TP HỒ CHÍ MINH, tháng 12 năm 2014

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠITRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Ngày tháng năm

Tờ nhiệm vụ đồ án

● Tuần 1: Tìm hiểu những vấn đề cơ bản về thiết kế máy và hệ thống dẫn động.

_ Nội dung thiết kế máy và chi tiết máy

_ Phương pháp tính toán thiết kế máy và chi tiết máy

_ Tài liệu thiết kế ( theo TCVN 3819-83)

● Tuần 4:Tính toán và lựa chọn đai.

● Tuần 5: Tính toán truyền động bánh răng.

_ Chọn vật liệu

_ Ứng suất cho phép

_ Tính toán bộ truyền bánh răng trụ

_ Tính toán bộ truyền bánh răng côn

● Tuần 6,7: Tính toán, thiết kế trục.

● Tuần 8: Tính toán và lựa chọn then.

● Tuần 9: Tính toán và lựa chọn ổ lăn.

● Tuần còn lại: Thiết kế bản vẽ chi tiết và bản vẽ chế tạo.

Nhận xét của GVHD

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC Trang

Trang bìa 1 Tờ nhiệm vụ đồ án 3 Lời cảm ơn 4

Lời nói đầu 7

Đề tài môn học 8

Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1.1.Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ và chọn động cơ điện 9

1.2.Phân phối tỉ số truyền 12

1.3.Xác định các thông số động học và lực của các trục 13

Phần 2 Tính toán thiết kế các bộ truyền

2.1.Thiết kế bộ truyền đai 15

2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh 21

2.3.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ – răng thẳng cấp chậm 34 2.4.Chọn khớp nối 45

Phần 3 Tính toán thiết kế trục

3.1.Chọn vật liệu 47

3.2.Tính toán thiết kế trục 47

3.3.Xác định đường kính và chiều dài các trục 50

Phần 4 Tính toán chọn then

4.1.Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then trên các trục I 70

4.2.Tính toán và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II 71

4.3.Tính toán và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục III 72

Phần 5 Tính toán chọn ổ trục 5.1.Chỉ dẫn chung về tính toán chọn ổ lăn 72

5.2.Chọn ổ lăn cho các trục 74 Phần 6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 6.1.Tính kết cấu của vỏ hộp 82

6.2.Thiết kế vỏ hộp 82

6.3.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 87

6.4.Bảng thống kê các kiểu lắp dung sai và đặc tính kỹ thuật của hộp giảm tốc 87

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học “ Thiết kế chi tiết máy” là đồ án môn học cơ sở thiết kế máy Đồ

án này là một phần quan trọng và cần thiết trong chương trình đào tạo của ngành cơ khí

Nó không những giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kế máy vàchi tiết máy mà còn giúp chúng ta củng cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết kếcủa người kĩ sư trong các lĩnh vực khác nhau

Hiện nay, do yêu cầu của nền kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏingười kĩ sư cơ khí cần phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng những kiến thức đãhọc để giải quyết những vấn đề thực tế thường gặp phải trong quá trình sản xuất Ngoài ra

đồ án môn học này còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quảcác phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật theo yêu cầu trongđiều kiện và qui mô cụ thể

Ở đây là đồ án thiết kế “ Hộp giảm tốc côn trụ hai cấp” thời gian làm việc 16000 h,làm việc 3 ca

Do lần đầu tiên thực hiện đồ án môn học này nên không tránh khỏi những thiếusót Em mong được sự đóng góp ý kiến chỉ bảo của quý Thầy, Cô

Em xin chân thành cảm ơn thầy PHAN HOÀNG PHỤNG cùng các Thầy, Côtrong khoa Cơ Khí đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn em hoàn thành đồ án này

Sinh viên NGUYỄN VĂN LUÂN

Chương 1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn quy cách động cơ.

1.1.1.Chọn kiểu loại động cơ

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoaychiều.Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoaychiều Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha khôngđồng bộ rôto lồng sóc (ngắn mạch) Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giáthành tương đối hạ ,dễ bảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lướiđiện ba pha không cần biến đổi dòng điện

1.1.2 Xác định công suất của động cơ.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P ct = P t

❑(công thức 2.8 trang 19 - Tính toán thiết kế hệ

thống dẫn động cơ khí – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tập 1 – NXB giáo dục 2003{1})

Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW)

 Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 - {1}:

 = ol3 12 34 đ kn

Theo bảng 2.3 trang 21 - {1} ta chọn:

ol = 0,995: Là hiệu suất một cặp ổ lăn

12 = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

34 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai

kn = 1 : Hiệu suất của khớp nối

Thay vào (1.1) ta được :  = 0,9953 0,95 0,96 0,95 1 ≈0,853

Do làm việc tải trọng thay đổi theo công thức 3.10 trang 89 – {4}:

P t = P tđ

Trong đó :Ptñ: tải trọng thông thường

Theo công thức (2.13), trang 20, tập 1-[1]

n lv Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay

u t Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Mặt khác: ut = u12 u34 uđ .u kn

nên n sb = n lv u12 u34 uđ ukn

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn:

u12 = 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

u34 = 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

uđ = 3 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

ukn = 1 Tỉ số truyền của khớp nối

Thay vào (1.2) ta được : n sb = 113.2.4.3 1 = 2712 (v/p)

Vận tốc quay,(v/p) cos❑ 

Khốilượng(kg)

Bảng 1.1 – Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy ,điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn.

a, Kiểm tra điều kiện mở máy.

Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động

cơ (T <T k ) nếu không động cơ sẽ không chạy Trong các catalog của động cơ

1.2 Phân phối tỉ số truyền.

* Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động

ut= n n đc

lv

Trong đó: n dc Là số vòng quay của động cơ

n lv Là số vòng quay của trục băng tải

Thay số ut =2950113 ≈26,1

* Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền

u t =ung .u h

- Tỉ số truyền ngoài hộp: u ng=u đ

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn:

u đ=¿ 4 Tỉ số truyền của bộ truyền đai Vậy : u ng=¿4 (1.2)

u h= u t

u ng = 26,1

4 = 7

- Tỉ số truyền trong hộp: u h=u12 u34

u12 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn

u34 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

Theo công thức 3.17 trang 45 – {1} ta có:

❑K = 2,25 1,2

(1−0,3) 0,3 = 12,87

❑K c3K = 12,87 1,13 = 17,12

Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với u h = 7 tìm được u12= 2,5 do đó tỉ

số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

1.3.2 Tính công suất trên các trục.

Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là P I , P II , P III , có kết quả:

- Công suất danh nghĩa trên trục III :

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục:

Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :

Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ

Các thông số để thiết kế bộ truyền đai:

Nđc = 2950 vg/ph

Tđc =97118,64Nmm

Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 1,2 dmin= 1,2 140 = 168 (mm)

theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 160 (mm)

Vận tốc đai : v =

=

3,14.160.2950

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phépVmax = 25 30 (m/s)

v <vmax = 25m/s Do đó ta chỉ dùng loại đai thang thường

Trong đó:

ut: tỉ số truyền thực Sai lệch tỉ số truyền không quá 4% nên bộ truyền đảm bảo

2.3 Khoảng cách trục a của hai bánh đai

Theo bảng 4.14, trang 60 - [1]

Chọn a = d2 = 500 mm

Chiều dài đai sơ bộ:

Theo công thức (4.4), trang 54, tập 1–[1]

Chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm

Nghiệm lại số vòng chạy của đai trong 1 giây :

a =

λ+ √ λ2−8 Δ24

=

963,8+√963,82−8.1702

4

= 449,7 mmKiểm tra lại khoảng cách trục:

Theo công thức (4.14), trang 60–[1]

0,55(d1 + d2) + h ¿ a ¿ 2(d1 + d2)Tra bảng 4.13, trang 59, tập 1-[1]

h = 10,5 mm

0,55(160 + 500) + 10,5 ¿ 449,7 ¿ 2(160 + 500)

373,5 ¿ 449,7 ¿ 1320

2.4.Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ

Theo công thức (4.7), trang 54-[1]

P1 = 23,6 KW: công suất trên trục động cơ

Kđ : hệ số tải trọng động , theo bảng 4.7, trang 55, tập1 – [1], ChọnKđ =1,2(do làm việc 3ca)

C α : hệ số ảnh hưởng của góc ôm đai α1 = 149,20, theo bảng 4.15– [1]

[P0]: công suất cho phép, kW

Theo bảng 4.19, trang 62 – [1] Với L0 = 2240, đường kính bánh đai nhỏ d1 =160mm:

Đường kính ngoài của bánh đai:

Theo công thức (4.18), trang 63 -[1]

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:

da1 = d1 + 2h0

= 160 + 2.4,2

= 168,4 mmĐường kính ngoài của bánh đai lớn :

da2 = d2 + 2h0

= 500 + 2.4,2

= 508,4 mm

2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

Lực căng trên đai :

Theo công thức (4.19), trang 63 -[1]

F0 = 780.P1.Kđ/(v C α z) + Fv

Trong đó:

Fv: lực căng do lực li tâm gây ra

Theo công thức (4.20), trang 64 -[1]

F0 = 780.23,6.1,2 /(24,7.0,92.2) + 108,6

= 616,13 NLực tác dụng lên trục:

3.0 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng.

3.1.1 Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể :tải trọng lớn hay nhỏ ,khả

năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kíchthước nhỏ gọn hay không ? Đối với hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp chịu công suất

P đc = 23,6 (kW), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I 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, đồngthời bộ truyền có khả năng chạy mòn

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H]và ứng suất uốn cho phép[σ F]được xácđịnh

theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}

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 nhậy 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 lấy : Z R Z v K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1 , do đó các

σ Hlim0 và σ Flim0 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu

kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45

tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350)

K FC- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , K FC = 1 khi đặt tải một phía (bộ

truyền quay một chiều)

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 công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :

NF0 – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NF0 = 5 106 đối với tất cả loại thép

NHE và NFE- số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việcvới tải trọngthay đổi nhiều bậc thì NHE và NFE được tính theo công thức 6.7 và

Nên ta lấy : N HE = N HO , N FE = N FO

Khi đó ta có kết quả : K HL= 1 và K FL= 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạnuốn là không thay đổi)

[σ H 1]max = 2,8 580 = 1624 ( MPa)

[ σ H 2 ] max = 2,8 450 = 1260 ( MPa)

[ σ F 1 ][σ F 1] max = 0,8 580 = 464 ( MPa)

[σ F 2][ σ F 2 ][σ F 1]max = 0,8 450 = 360 ( MPa)

3.1.3.Tính bộ truyền bánh răng côn.

Với tỉ số truyền u12 = 2,5 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi choviệc chế tạo sau này

1 Xác định chiều dài côn ngoài.

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền

tiếp xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1} :

R e = K R √u12+1 3

√ T1 K Hβ

(1−K be) K be u12.[σ H]2

Trong đó :

K R= 0,5K d – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng

Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép :

0,3.2,52−0,3 = 0,44

Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn K Hβ = 1,08 do trục bánh răng côn

Lắp trên ổ đũa , sơ đồ I , HB 350

T1= 283059,14(Nmm) Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

[σH]= 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại m tm

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện :

σ H = Z M Z H Z ε √2 T1 K H √u122+1

0,85 b d m12.u12 ≤[σ H] ( công thức 6.58 trang 115 – {1})

3 ( công thức 6.59a trang 115 – [1])

Ở đây ε α – hệ số trùng khớp ngang được xác định :

Ở đây – hệ số trùng khớp ngang được xác định :

K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

đồng thời, với bánh răng côn – răng thẳng K Hα = 1

K Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

KH =1,08 1 1,16 = 1,25

[σH]– ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 500 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào:

σ H = 274 1,76 0,867 √283059,14 1,25.2.√2,52+1

0,85.50.1122.2,5

= 495,87 (MPa)Theo (2.1) và (2.2a) , [σ H] = Z R Z V K XH

Trong đó : v>5 (m/s) → lấy Z V = 1 ; với R a = 1,25 μmm …0,63 μmm →

< 700 (mm) = 1

Vậy : <  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

4 Kiểm tra răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt quá một giá trị cho phép

Trong đó :

T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động , T1 = 283059,14(Nmm)

m nm - môđum pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng

K Fα – 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 K Fα = 1

K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,được xác

địnhtheo công thức 6.68 trang 117 – [1] :

σ F 1

= 2 64637,9 1,783 0,572 1 3,7 0,85 35 2,035 70,125

283059,14.1,56.0.578.1.3,8 0,85.50.3,4.102 =65,8

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy ) với hệ số quá tải K qt =T max

T Có thể lấy K qt = 1 Trong đó : T – mômen xoắn danh nghĩa

T max – mômen xoắn quá tải

Vì vậy , khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại

(T¿¿Hmax)¿và ứng suất uốn cực đại¿).Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượnchân răng Ta sử dụng công thức 6.48 và

6.49 trang 110 – {1} :

σ Hmax = σ H √K qt

σ Fmax = σ F K qt

Trong đó :

σ H - ứng suất tiếp xúc, σ H= 495,87 (MPa)

σ F- ứng suất uốn , đã được tính ở trên

Với :σ F 1= 65,8 (MPa) ; σ F 2= 62,3 (MPa)

[σ H]max- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đã được tính theo côngthức

(3.8) ,với [σ H 1]max= 1624 (MPa) ;[σ H 2]max = 1260 (MPa)

[σ F]max- ứng suất uốn cực đại cho phép đã được tính với :

[σ F 1]max = 464 (MPa) ; [σ F 2]max = 360(MPa)

Thay các giá trị vào ta được :

σ Hmax= 495,87 (MPa)< [σ H 2]max=1260(MPa)

σ F 1 max= 65,8 (MPa)< [σ F 1]max = 464 (MPa)

σ F 2 max= 62,3 (MPa) < [σ F 2]max= 360 (MPa)

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

6 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

* Theo bảng 6.19 trang 111 – {1} ta tính được :

- Đường kính chia ngoài :

d e 1= m te z1 = 4 32 = 128 (mm)

d e 2= m te z2 = 4 80 = 320 (mm)

- Góc côn chia :

δ1 = 21,80 ; δ2 = 68,20

- Chiều cao răng ngoài :h e = 2h te m te + c

vớih te = cosβ= cos(0) = 1 ; c = 0,2.m te

h e= 2.1 4 + 0,2 4 = 8,8 (mm)

- Đường kính trung bình :d m 1= 102 (mm)

h d m 2 = ( 1 - 0,5 b R

e ) d e 2 = ( 1 - 0,5 50179 ) 320 = 275,30 (mm)

- Chiều cao đầu răng ngoài :

h ae1 = ( h te + x n 1.cos β ) m te ; h ae2 = 2h te.m te - h ae1

h fe 1= h e- h ae1= 8,8 – 5,2 = 3,6 (mm)

h fe 2= h e- h ae2= 8,8 – 2,8 = 6,0 (mm)

- Đường kính đỉnh răng ngoài :

d ae 1 = d e 1 + 2 h ae1.cos δ1 = 128 + 2 5,2.cos21,80 = 137,66 (mm)

d ae 2 = d e 2 + 2 h ae2.cos δ2= 320 + 2 2,8.cos68,20 = 322,08 (mm)

Thông số bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài R e = 179 (mm)

Số răng của bánh răng nhỏ z1 = 32 (răng)

Số răng của bánh răng lớn z2 = 96 (răng)

Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0

Chương 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

4.0 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng cấp chậm:

- Thép C45 tôi cải thiện

KXH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trongthiết kế sơ bộ lấy : ZR Zv KXH = 1 và YR YS KXF = 1 , do đó các côngthức (6.1) và (6.2) trở thành :

σ Hlim0 và σ Flim0 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho

phép ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – [1] ;với

thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).

NFO= 4 106 đối với tất cả loại thép

NHE và NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việcvới tải trọng thay đổi nhiều bậc thì NHE và NFE tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – [1]

Trong đó :

c – số lần ăn khớp trong một vòng , c = 1

ni – số vòng quay của bánh răng trong 1 phút , nII= 295(v/p); nIII =105(v/p)

ti- tổng thời gian làm việc , ti = 16000 (giờ)

[ σ H 3 ] = = 518,181 (MPa)

[ σ H 4 ] = = 481,818(MPa)

[ σ F 3 ] = = 257,14 (MPa)

[ σ F 4 ] = = 236,57 (MPa)Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị =518,181 và =481,818 do đó ta chọn

=481,818

* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – [1] :

= 2,8 = 0,8

 = 2,8 580 = 1624 ( MPa)

= 2,8 450 = 1260 ( MPa) = 0,8 580 = 464 ( MPa) = 0,8 450 = 360 ( MPa)

4.1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.

Ka= 49,5 ( MPa1/3) , bảng 6.5 trang 96 – [1].

TII =666881,35 (Nmm) - mômen xoắn trên bánh chủ động

[ σ H ]= 481,818 (MPa) - ứng suất tiếp xúc

u34 =2,8- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng

Kd- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,

theo bảng 6.5 trang 96 – [1] ,chọn Kd = 77 (MPa1/3)

4.1.4 Xác định các thông số ăn khớp.

1 Xác định môđum.

Theo công thức 6.17 trang 97 –{1} ta có : m = (0,01 0,02) a w

m34 = (0,01 0,02) 262 = 2,62 5,24

4.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: công thức 6.34 trang 105 – [1]ZH =

- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :công thức 6.35 trang 105–[1] :