Đồ án Cơ sở thiết kế máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải

A - Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài: II.. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.. Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động: Ta gọi η ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống

Lời nói đầu

Trong lịch sử loài ngời, máy móc là một trong những công cụ quan trọng, tạo ra những bớc phát triển mang tính chất đột phá Nó đã góp phần tạo nên những cuộc

“đại cách mạng” trong nền công nghiệp đa con ngời từ nền sản xuất lạc hậu lên nền sản xuất tiên tiến và ngày càng hiện đại Do đó, vai trò của các thiết bị máy móc là vô cùng quan trọng và không thể thiếu đợc

Nớc ta đang trên con đờng tiến lên Công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với đờng lối xây dựng chủ nghĩa xã hội Đảng ta đã đề ra 3 cuộc cách mạng, trong đó cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật là then chốt để tạo ra của cải, vật chất cho xã hội Trong cuộc cách mạng quan trọng này, việc xuất hiện, ra đời của các thiết bị máy móc mới, với những tính năng vợt trội sẽ là tiền đề đa nền sản xuất công nghệp cũng nh các ngành sản xuất khác phát triển Do vậy, cần nghiên cứu và chế tạo, phát triển từ những máy móc sẵn có và dựa trên cơ sở lý thuyết cũng nh thực tiễn cho ra đời các loại máy móc mới nhằm phục vụ tốt hơn trong quá trình sản xuất.

Hiện em đang là một sinh viên ngành Công nghệ Chế tạo máy, đợc Nhà trờng trang bị những kiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có đợc những kỹ năng cơ bản và định hớng nghề nghiệp Thời gian vừa qua, em đợc giao đề tài:

“ Thiết kế hệ dẫn động xích tải” của học phần Cơ sở Thiết kế máy Với sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo hớng dẫn PGS.TS Ngô Văn Quyết và các thầy cô trong khoa cùng các bạn đồng nghiệp cũng nh sự nỗ lực của bản thân, em đã hoàn thành đề tài Tuy nhiên trong quá trình tìm hiểu và thiết kế đồ án, do trình độ có hạn và còn ít kinh nghiệm, nên không thể tránh khỏi sai sót Em kính mong nhận đợc sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài của em đợc hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!

Hng Yên, ngày 10 tháng 11 năm 2010

Sinh viên:

Lờ Văn Ước B (03/05/1990)

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Đề số: 2B

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Khoa Cơ khí

54

6

P V

6

P V

1

Hình 1.1- Lợc đồ hệ dẫn động xích tải

1 Động cơ 2 Nối trục 3 Bộ truyền đai

4 Hộp giảm tốc 5 Bộ truyền xích 6 Xích tải

- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu

2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):

3 01 Bản thuyết minh(A4)

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 các bộ bộ truyền.

A - Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài:

II I Tính toán bộ truyền đai thang.

II II Tính toán bộ truyền xích.

B – Tính toán thiết kế bộ truyền trong:

II III Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

- Phần III : Chọn khớp nối.

- Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.

- Phần V : Tính chọn then.

- Phần VI : Tính chọn ổ trục.

- PhầnVII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.

- Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác

động cơ điện xoay chiều, ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc( còn gọi

là động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch) Nó có những u điểm: Kết cấu đơngiản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lới điện ba phakhông cần phải biến đổi dòng điện

2 Các kết quả tính toán trên xích tải

Trong đó: f – tần số của dòng điện xoay chiều; mạng điện ở nớc ta có f = 50 Hz

p – số đôi cực từ (chọn p = 2 ,động cơ điện loại K)

 ndb =

60.50

2 = 1500 (vòng/phút)Căn cứ vào vận tốc vòng của xích tải, chọn số vòng quay của xích tải là:

c Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:

Ta gọi η ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức:

η ht = η k. η đ. η brc. η ol4

. η x (I – 3)

Trong đó: η k – hiệu suất của khớp nối

η đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.

η brc – hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn.

η ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn.

η x – hiệu suất của bộ truyền xích.

Theo bảng 2.3 –tr.19 - tài liệu [2], ta có:

tk – thời gian tác động của mô men thứ k.

Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K132M4 – kiểu có bích,

có các thông số kỹ thuật đợc tra theo bảng P1.1 trang 234 - tài liệu [2], có bảng số liệu nhsau:

Bảng 1.1 – Các thông số kỹ thuật của động cơ điện

-Đặc điểm của động cơ điện loại K:

Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (nđb) là 1500 vòng/phút ,động cơloại K có phạm vi công suất từ 0,75 kW đến 30 kW lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơncủa động cơ 4A

Động cơ K có khối lợng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi độngcao hơn 4A và DK

d Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:

Khoa Cơ khí

O Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi mở máy, mô men tải không đợc vợt quá mô men khởi động của động cơ

( M<Mk) nếu không động cơ sẽ không chạy

Theo điều kiện:

Mmm/M ≤ Mk/Mdn (I - 5)

Trong đó: Mmm - mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động

Mk (Tk) - mô men khởi động của động cơ

Mdn (Tdn) - mô men danh nghĩa của động cơ

Theo bảng số liệu trên ta có:

Mk/Mdn = 2,0

Căn cứ vào lợc đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:

Mmm/M = 1,4

Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

O Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:

Theo số liệu của động cơ đã chọn, có: [Mdc] = 58,89 (Nm)

Vậy : [Mdc] =58,89 Nm ≥ Mmaxqtđc = 39,64 Nm

I-2 Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống

ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích

uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

Theo bảng 2.4 - tr21- tài liệu [2], ta có ux = 2…5 ; uđ = 3…5

- tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 4.

I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục

1

2 3

54

6

P V

1

2 3

54

6

P V

I

Hình 1.2 - Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động xích tải

1 Tính toán tốc độ quay của các trục

- Trục III: nIII =

n II

321,11 3,68 = 87,26 (vòng/phút) ;

3 Tính mô men xoắn trên các trục

Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lợt là MI , MII , MIII , MIV ta có kết quả sau:

Bảng 1.2 - Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.

Thông số

Trục truyềnTỉ số

Tốc độ quay(vòng/phút)

Công suất(kW)

Mô menxoắn(Nmm)

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

A - tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài

II I Thiết kế bộ truyền đai thang

II I 1 Xác định kiểu đai

- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:

Khoa Cơ khí

 ta chọn d1 = 180 mm

Căn cứ vào Hình 4.1 - tr 59 - tài liệu [2], chọn loại tiết diện đai hình thang và do không

có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thờng loại A trong bảng 4.13 Các thông số của đai hình thang - tr59- tài liệu [2] Theo đó, thông số kích thớc cơbản của đai đợc cho trong bảng sau:

13 11

ta có: d2 =

4,5.180

1−0,02 = 826,53 (mm)

II I 3 Chọn đờng kính đai tiêu chuẩn

Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - tài liệu [2], ta chọn d2 =

800 mm

Tỉ số truyền thực tế là:

VËy: u  3  4%  Tháa m·n ®iÒu kiÖn vÒ sai lÖch tØ sè truyÒn ®ai.

- Chän s¬ bé chiÒu dµi kho¶ng c¸ch trôc lµ:

Theo b¶ng 4 13 - tr59 - tµi liÖu [2], ta chän l = 4000 (mm)

Sè vßng ch¹y cña ®ai:

i = v/l (II - 6)

i = 13,61/4 = 3,40 (1/s)

vËy i = 3,40 <imax = 10

- Kho¶ng c¸ch trôc theo chiÒu dµi tiªu chuÈn:

+ Cl - Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai.

Với l/l0 = 4000/1700 = 2,35, tra bảng 4 16 - tr 61 - tài liệu [2], ta có: Cl = 1,19

+ Cu - Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, tra bảng 4 17 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, với trờng hợp u ≥ 3 , ta có: Cu = 1,14 ;

+Cz - Hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với

PI/[P0] = 4,24/3,1 = 1,38 ,tra bảng 4 18 - tr 61 - tài liệu [2], ta chọn:Cz = 0,95

Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta đợc:

z =

4 ,24.1,1 3,1.0,93.1,19.1,14.0,95 = 1,26 (đai)

Ta chọn z = 2 (đai)

II I 5 Xác định chiều rộng bánh đai

Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:

780.4,24.1,1 13,61.0,93.2 + 19,45

 F0 = 163,16 (N)

Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:

Fr = 2F0.z.sin (α1

2 ) (II - 16) Fr = 630,86 (N)

Hình 2.2 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc

Bảng 2.2 - Bảng thông số của bộ truyền đai.

Hình 2.3 - Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai Bảng 2 3 - Thông số kích thớc của đai và bánh đai

Ký hiệu

tiết diện

đai

Hmm

h0

mm

tmm

emm

 = 38o

dmm

b1

mm

II II Thiết kế bộ truyền xích

II II 1 Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao

II II 2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Bớc xích p đợc 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 đợc viết dới dạng:

Pt = P k kz kn  [P] (II -19)

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền; P = 3,79 (KW);

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bớc xích

p = 50,8 (mm), theo bảng 5 5 - tr - 81 - tài liệu [2], ta có: [P] = 68,1 (KW);

Trong đó các hệ số thành phần đợc chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [2],với:

k0 - Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đờng nối tâm của hai đĩa xích so với đờng nằm ngang là 45o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trờng hợp tải trọng nhe , ta chọn: kđ = 1,2;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trờng hợp số ca làm việc

Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:

 i =

21.87,26

15.136 = 0,90Theo bảng 5 9 - tr 85 - tài liệu [2], ta có: [i] = 20;

 i = 0,90 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích

đảm bảo, không gây ra hiện tợng gẫy các răng và đứt má xích

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2 (II -27)

 Fv = 9,7 (1,55)2 = 23,30 (N)

F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q a (II -28)

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015 2052 = 30,78 (mm);

kf = 2, ứng với trờng hợp bộ truyền nghiêng một góc trờn 40oso với phơng nằm ngang;

 F0 = 9,81 2 9,7 2,052 = 390,52 (N)

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47 √k r(F t K d+F vd) E

A k d  [

H] (II -30)Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5 11 - tr 86 - tài liệu [2];

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 2445,16 (N)

E1+E2 - Mô đun đàn hồi , với E

1, E2 lần lợt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 MPa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12 - tr 87 - tài liệu [2], ta có:

A = 645 (mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính đợc:

- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

Nh vậy: H1 = 315,06 MPa < [H] = 600 MPa ; H2 = 215,61 MPa < [H] = 600 MPa;

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám CЧ 24 -44, phơng pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 84 > 50 và vận tốc xích v = 1,55 m/s < 3 m/s)

đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích

b- tÝnh to¸n thiÕt kÕ bé truyÒn trong

II III ThiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng c«n

II III 1 Chän vËt liÖu chÕ t¹o b¸nh r¨ng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P dm

dc

= 5,5 KW) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác saukhi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng

để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

II III 2 Xác định ứng suất cho phép

- ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác định theo công thức sau:

[H] =

σ0Hlim

S H Z

R .Zv KxH KHL (II - 34)

[F] =

σ0Flim

S F Y

R Ys KxF KFC KFL (II - 35)Trong đó:

Khoa Cơ khí

 H

0 lim

và  F

0 lim

lần lợt 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 [2], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

 H

0lim

= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;  F

0lim

= 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

 H

0 lim1

= 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa;

 H

0 lim2

= 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa;

 F

0 lim1

= 1,8 HB1 = 1,8 250 = 450 MPa ;  F

0 lim2

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c ∑ ( Mi/ Mmax)3niti

(II - 39)

NFE = 60.c ∑ (M i/Mmax)m F n i t i

(II -40)Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng

Nh vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2

[H]2 =

550.1 1,1 = 500 MPa;

II II 3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động đợc xác định theo độ bền tiếp xúc Công thức thiết kế có dạng:

KR = 0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền

động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 MPa1/3  KR = 0,5 100 = 50 MPa1/3

T1 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T1 = 118664,94 Nmm;

[H] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 500 MPa;

KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh côn, và với Kbe- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe =b/Re = 0,25…0,3

Do ubrc = 3,68 > 3, ta chọn Kbe = 0,25

Theo bảng 6 21- tr 113 -

K be u 2−K be =

0,25.3,68 2−0,25 = 0,526

Theo sơ đồ I và trục bánh răng đợc lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn KH = 1,13;

2 R e

√u2+1 (II -45)  de1 =

2.175,32

√ 3,682+1 = 91,95 (mm)Theo bảng 6 22 - tr 114 - tài liệu [2], ta có z1p = 17 với HB ≤ 350; ta tính z1 theo

công thức: z1 = 1,6z1p = 1,6 17 = 27,2 (răng) Theo đó, ta chọn z1 = 27 (răng)

 Đờng kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng đợc xác định theo công thức sau:

mtm =

80,46

27 = 2,98 (mm)  Xác định mô đun của bánh răng:

Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài đợc xác định theo công thức:

Theo bảng 6 8 tr - 99 - tài liệu [2], ta chọn mte = 3,5 (mm)

Từ mô đun mte tiêu chuẩn, ta tính lại dm1 và mtm:

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

60.103 = 1,39 (m/s)

Theo b¶ng 6 13 - tr 106 - tµi liÖu [2], ta chän cÊp chÝnh x¸c 8;

Theo b¶ng 6.15 vµ 6 16 - tr 107 - tµi liÖu [2], ta chän :

KHv = 1 +

4,78.45,32.82,62 2.118664,94.1,12.1 = 1,07

Từ công thức (II -34)  KH = 1,12 1 1,07 = 1,20

[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 500 MPa;

Ta thay các giá trị vừa tính toán đợc vào công thức (II -31):

H = 274 1,76 0,87 √2 118664 , 94 1,20√ (3,72+1)

0 ,85 45 ,32 82,622.3,7 = 446,24 (MPa)Theo công thức (II -17) và (II -17a), ta có:

Vậy : H < [H]  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn:

F1 =

2.T1 K F Y ε Y β Y F1 0,85.b.m nm d m1  [

KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ănkhớp, với bánh răng côn răng thẳng KF = 1;

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):

KFv = 1 +

v F b.d m1 2.T1 K Fβ K Fα (II -62)

Nh vậy điều kiện bền mỏi uốn đợc đảm bảo.

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (trong quá trình mở máy và hãm máy…) với hệ số quá

Trong đó: T (M) - Mô men xoắn danh nghĩa;

Tmax (Mmax) - Mô men xoắn quá tải

Để tránh biến dạng d hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không đợc vợt quá một giá trị cho phép:

Hmax = H √ Kqt

 [H] max (II -64)Với H xác định theo công thức (II -31) và Hmaxx xác định theo công thức (II -24)

Đồng thời để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn hchaan răng, ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:

Fmax = F Kqt  [F]max (II -65)

Với F xác định theo công thức (II -39) và (II -40), []max xác định theo công thức (II -25) Theo đó, ta có:

H = 446,24 MPa;

[H1]max = 1624 MPa, [H2]max = 1260 MPa;

F1 = 78,02 MPa, F2 = 72,76 MPa;

[F1]max = 464 MPa, [F2]max = 360 MPa;

Thay các giá trị trên vào công thức (II -46) và (II -47), ta tính đợc:

Hmax = 446,24 √ 1,4 = 527,99 MPa;

F1max = 78,02 1,4 = 109,23 MPa;

F2max = 72,76 1,4 = 101,86 MPa;

 Hmax = 527,99 MPa < [H1]max = 1624 MPa;

Hmax = 527,99 MPa < [H2]max = 1260 MPa;

F1max = 109,23 MPa < [F1]max = 464 MPa;

F2max = 101,86 MPa < [F2]max = 360 MPa;

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

Theo công thức trong bảng 6 19 - tr 111 - tài liệu [2], ta tính đợc:

- Đờng kính chia ngoài:

de1 = mte z1 = 3,5 27 = 94,5 (mm)

de2 = mte z2 = 3,5 100 = 350 (mm)

Khoa Cơ khí

- Góc côn chia:

1 = 15,11o = 15o6’

2 = 74,89o = 74o53’

- Chiều cao răng ngoài:

he = 2hte mte + c với: hte = cosm = cos0 = 1, c = 0,2 mte

- Chiều cao đầu răng ngoài:

hae1 = (hte + xn1.cosm) mte ; hae2 = 2hte mte - hae1

Trong đó: xn1 - Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng côn nhỏ, theo bảng 6 20 - tr 112 - tài liệu [2], ta chọn xn1 = x1 = 0,39

dae1 = de1 + 2hae1 cos1 = 94,5 + 2 4,87 cos15,11o = 103,90 (mm)

dae2 = de2 + 2hae2 cos2 = 364 + 2 2,13 cos74,89o = 365,11 (mm)

+ Lực vòng:

Ft1 =

2.118664,94 82,62 = 2872,55 (N)

Bị động: 2 = 74,89o

Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: hae1 = 4,87 mm

Bị động: hae2 = 2,13 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: hfe1 = 2,83 mm