ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY: Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm (Kèm file cad)

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG I.Chọn động cơ. 1, Xác định công suất động cơ +Công suất cần thiết trên trục đông cơ: Pct = ( kw ) Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ  là hiệu suất truyền động Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có: đ là hiệu suất bộ truyền đai. đ = 0,95 k là hiệu suất khớp nối k = 1 br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ br = 0,97 ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn ol = 0,99 m là số cặp bánh răng ( m = 2) n là số cặp ổ lăn ( n=4 ) Hiệu suất của toàn bộ hệ thống là: Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác Ta có: +, Pt = β.P lv ( kw ) P lv = F.v1000 = = 6,72 ( kw ) Trong đó: F là lực kéo băng tải: F = 14000(N) V là vận tốc băng tải: v = 0,48 (ms) β là hệ số tải trọng thay đổi

Lời nói đầu

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chơng trình đàotạo kỹ s và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và ph-

ơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v…,đợc chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất

Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết

kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này

Đợc sự giúp đỡ và hớng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy thuộc

bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong đợc sự chỉ bảocủa các thầy và sự góp ý của các bạn

Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc

1, Xác định công suất động cơ

+Công suất cần thiết trên trục đông cơ:

Pct =



t P

( kw )

- Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ

 là hiệu suất truyền động

  đ k br m ol n ot

Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có:

đ là hiệu suất bộ truyền đai đ = 0,95 k là hiệu suất khớp nối k = 1 br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ br = 0,97 ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn ol = 0,99

m là số cặp bánh răng ( m = 2)

n là số cặp ổ lăn ( n=4 )Hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:

= 5,380,86 = 6,26 ( kw )

2, Xác định vòng quay đồng bộ của trục động cơ

Số vòng quay của trục máy công tác là:

Theo bảng phụ lục P1.3(giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

Ta chọn được động cơ kiểu: 4A132S4Y3

Các thông số của động cơ như sau:

dn

K

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn

II Phân phối tỉ số truyền

Trong đó: u là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh

u là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

82 , 6

89 , 6

17 , 7 br

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

A Tính toán bộ truyền đai

: lµ gãc gi÷a hai nh¸nh d©y ®ai.

: lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai dÑt

b : lµ chiÒu réng cña ®ai dÑt.

A : lµ diÖn tÝch tiÕt diÖn ®ai A = bx

1 Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:

Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định tronghai ca tương đương với 16 h Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫnphải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên talựa chọn loại đai dẹt được làm bằng vải và cao su

2 Xác định đường kính đai nhỏ:

Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm:

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được d1 = 224 (mm)

Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:

17 60000

1455 224 14 , 3 1000 60

. 1 1

Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: d2  d1 u 1  

Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai  u = Ung = 3,15

-  là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì  = 0,01

- d1 là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá

 d2 d1.u.1    224 3 , 15 1  0 , 01  698 , 5mm.

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 710 (mm) Bảng 21.15

* Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn Ta có số vòng quaythực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau:

710

224 1455 01 , 0 1

1

2

1 1 '

d

d n

86 , 462

86 , 462 39 , 455

% 100 2 2 ' 2

 n < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việcbình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết Cho nên đường kính d2 đãtính toán trên đây đạt yêu cầu.

4 Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.

) 1868 1401 ( ) 710 224 ).(

2 5 , 1 ( ) ).(

2 5

) d d (

2

) d d (

) 224 710 (

14 , 3 2

) 710 224 (

14 , 3 1500



Nhận thấy rằng 1 = 161031’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai

Số vòng chạy của đai:

i = = =3,8 < i = (35) ( )

6 Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt.

Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế raphải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việckhông được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiệntượng trượt trơn hoàn toàn)

0 0

t

K F

K F b t

1000 5 , 7 1000

N v

ta có (/d1)max = 1/40 Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau:

/d1  1/40    d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm) Chọn  = 5 ( mm)

Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) taxác định được loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều dày của đai  = 5(mm)

Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau:

 t  t  t

d

5 , 4

15 , 1 404

K F

- C là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai Ta có:

C = 1 – 0,003.( 180 - 1)

 C = 1 – 0,003.( 180 - 161,5o) = 0,94

- Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc Cv = 1,04 – 0,0004.v2  CV =0,92

[t]o là ứng suất có ích cho phép

Do góc nghiêng bộ truyền là 60 nên ta chọn  =1,8 (MPa)

2 , 1 2 ,

Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm)

7 Tính chiều rộng của bánh đai (B).

Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm)

Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức:

Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b .o.sin(1/2) =2 b  [t].Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N)

B¶ng kÕt qu¶ tÝnh bé truyÒn ®ai.

mm

Tªn ®ai l îng

mm mm

Thªm 100 : 400

224

§ êng kÝnh ®ai lín

ChiÒu réng b¸nh ®ai.

ChiÒu dµi d©y ®ai

TiÕt diÖn ®ai

§ êng kÝnh ®ai nhá

Lùc t¸c dông trôc ®ai.

§¬n vÞ ®o KÕt qña Ghi chó mm

mm N

710

71 4467 5x63 1178

Ký hiÖu d d

B L

 F xb

PHẦN II I TÍNH TOÁN CÁC TRUYỀN BÊN TRONG HỘP GIẢM TỐC.

A.THIẾT KẾ CẶP BÁNH BÁNH RĂNG THẲNG Ở CẤP NHANH:

1.Chọn vật liệu.

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải

thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giớihạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)lần lượt như sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 235.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

H Hlim SH ZR ZV KL KxH

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng

- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn

- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có H  Hlim / SH

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định nhưsau:

HL o

lim H lim

Trong đó: - Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơkhí) ta có công thức xác định 

Hlim và SH như sau: 

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1

10 47 , 1 235 30

30

10 7 , 1 250 30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:

T / T  t n

c 60

NHE  i  i max 3 i i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: 60  / 3

7 3

3

2 94 14000 4 , 5 10 1 , 4 10

8

6 , 4 ) 66 , 0 ( 8

2 , 3 1 1

1 570

1 lim

H HL

o H H

S

K



  490 , 9

1 , 1

1 540

2 lim

H HL

o H H

F

S

K K

Trong đó - m là bậc của đường cong mỏi, m = 6 do HB < 350

- N là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở, N = 4.10 với tất cả các loại thép

- N là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

6 6

8

6 , 4 ) 66 , 0 ( 8

2 , 3 1 1

  257 , 1

75 , 1

1 1 450

.

1 lim

F

FC FL

o F F

S

K K



75 , 1

1 1 423

2 lim

F

FC FL

o F F

S

K K

1

.

ba H

H

u

K T

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u = 4,91

- K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng K = 49,5 (Bảng6.5)

Tra bảng 6.6 ta có

- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc

Chọn KH = 1,05Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục a1:

a1 49,5.(4,91+1).3

2

154412.1,05

189,5 481,8 4,91.0,35  (mm)Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 182 (mm)

 Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:

m = (0,01  0,02).a1 = (0,01  0,02).225 = 2,25  4,5

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm

* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có :

09 , 1 ) 1 91 , 4 (

035 53 , 0 ) 1 (

  3 4 , 91 1 25,38

225 2 1

Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 490,9 MPa

Do H =

1

1 1

) 1 (

2

U b

U K T d

Z Z

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

- b : Chiều rộng vành răng

- d1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động;

Ta đã biết được các thông số như sau:

2 2

Vì hệ số trùng khớp  = 1,88 – 3,2 1 , 73

125

1 25

1 2 , 3 88 , 1 1 1

2 1

.

1 , 1 1 05 , 1 154412

2

1 , 76 75 , 78 5 , 5 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F

H

H H H Hv

. 1 1

) 1 91 , 4 (

155 , 1 154412

2 1

, 76

85 , 0 76 , 1 274





(MPa)

Do H = 397,7 < [H] =490,9 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

*, Tính lại chiều rộng vành răng:

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấntác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:

F  [F]

Ta co: T b K F d Y Y m Y F

F

.

2

1

1 1

1 1

- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF.KF KFv

- KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộngrăng

- m : Môdum của bánh răng

- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

.

26 , 1 1 1 , 1 154412

2

1 , 76 75 , 78 5 , 14 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F F

F F F Fv

Vận tốc bánh dẫn: v = 1 , 84

60000

462 1 , 76 14 , 3 60000

. 1 1

9 , 3 39 , 1 154412

2

.

2

1

1 1

m d b

Y K

 F2 = F1 YF2 / YF1 = 93,1.3,6/3,9= 85,9 (MPa)

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :

MPa MPa

F F

F F

7 , 241 9

, 85

1 , 257 1

, 93

2 2

1 1









7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momenxoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặcbiến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải chophép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2 ch max

2

F

2 ch max

2

H

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:

F

qt H max

H

K

K

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2

Thay số vào công thức (*) ta có:

1 88 2

, 2 9 ,

8 5

.

4 6 4 82

,

2 0 4 2

, 2 1 , 93

.

12 6 0 9

,

5 8 9 2

, 2 7 ,

39 7

m ax 2

2

ma x

m ax 1

1

ma x

ma x 1

1

m ax

MPa MPa

K

MPa MPa

K

M Pa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo

được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

B THIẾT KẾ CẶP BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG Ở CẤP CHẬM:

1.Chọn vật liệu.

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) lầnlượt như sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

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) lầnlượt như sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 235.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

H Hlim SH ZR ZV KL KxH

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng

- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn

- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1   H  H lim / S H

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định nhưsau:

HL o

lim H lim

Trong đó: - 

Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) tacông thức xác định SH và 

Hlimnhư sau: 

Hlim= 2.HB + 70 ; SH = 1,1Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nhưsau:

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1

10 47 , 1 235 30

30

10 2 250 30

30

HB N

HB N

HO HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng nghiêng được xác

max i

HE 60 c T / T t n

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3.Vậy với bánh răng lớn ta có:  3 i i

max i 2

HE 60 c T / T t n

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có

7 2

7 3

3

2 29 14000 1 , 4 10 1 , 47 10

8

6 , 4 ) 66 , 0 ( 8

2 , 3 1 1

1 570

1 lim

H HL

o H H

1 540

2 lim

H HL

o H H

9 , 490 18 , 518 2

] [ ] [

54 , 504 ]

[

] [

Vậy [ H] = 504,54 (MPa) thỏa mãn

b Ứng suất uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

- K là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt K = 1

- YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thướcrăng

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:

 m i imax

i

FE 60 c T / T t n

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có:  6 i i

max i 2

FE 60 c T / T t n

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

6 2

7 6

6

8

6 , 4 ) 66 , 0 ( 8

2 , 3 1 1

  257 , 1

75 , 1

1 450

1 lim

F FL

o F F

1 423

2 lim

F FL

o F F

H

u

K T







(mm)Trong đó: - T là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)

- ba = b/a1 = 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.7)

, 0 26 , 3 15 , 518

13 , 1 364221 )

1 26

4 Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là

* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau:

m = (0,01  0,02).a1 = (0,01  0,02).240 = 2,4  4,8 mm

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 3 mm

* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2:

Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêngcủa mỗi bánh răng là  = 30  40 Vậy chọn sơ bộ  = 350  cos  = 0,82 khi

đó ta có:

  3 3 , 26 1 30,8

82 , 0 240 2 1

cos

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 504,54 (MPa)

2

U b

U K T d

Z Z

8 , 0 2 49

sin

87 , 36 cos 2 2

. 1 1

.

008 , 1 13 , 1 13 , 1 5 , 364220

2

7 , 112 96 69 , 0 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o H H

H H Hv

) 1 26 , 3 (

29 , 1 5 , 364220

2 7

, 112

845 , 0 46 , 1 274





(Mpa)Nhận thấy rằng H = 339,2 (MPa) < [H] = 504,54 (MPa) do đó bánh răngnghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc

*, Tính lại chiều rộng vành răng:

b =96.( 2

]) /[ H

H 

 =96.(339,2/504,54) =43,4 (mm) Chọn b = 60 (mm)

b = 0,9.60 = 54 (mm) Chọn b = 55 (mm)

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F]hay: F  [F]

Mà T b K F d Y Y m Y F

F

.

2

1

1 1

1 1

, 191 )

/(cos

61 , 3 6

, 58 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F v

F v

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tínhtoán )

.

02 , 1 37 , 1 3 , 1 5 , 364220

2

7 , 112 96 07 , 2 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o F F

F F Fv

. 1 1

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F =0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go =73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,3

 KF = KF KF KFv = 1,37.1,3.1,02 = 1,82

3 7 , 112 96

61 , 3 71 , 0 74 , 0 82 , 1 5 , 364220

2

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

 F2 = F1 YF2 / YF1 = 77,5.3,6/3,61 = 77,3 (MPa)

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :

MPa MPa

F F

F F

7 , 241 3

, 77

1 , 257 5

, 77

2 2

1 1

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực

đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2 1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2 2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H max

H

K

K

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2

Thay số vào công thức (*) ta có:

, 2 3 ,

7 7

.

4 6 4 5

,

1 7 0 2

, 2 5 ,

7 7

.

1 26 0 1

,

50 3 2

, 2

33 9 ,2

m ax 2

2 max

ma x 1

1 max

ma x 2

max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo

được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

- k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp Chọn k2 = 10 mm

- k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp Chọn k3 = 15 mm

- hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông Chọn hn = 20 mm

Ta có chiều dài may ơ, bánh đai ,răng nối trục

- lm12 = (1,2  1,5).d1= (1,2  1,5).40 = 48 60

Chọn lm12 = 55 mm

Chọn l = 60 mm