THUYET MINH

Lời nói đầuTính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều ch-ơng trình đào tạo kỹ s cơ khí nhằm cungcấp các kiến thức cơ bản về kết cấu máy.. Đồ án môn học

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

là nội dung không thể thiếu trong nhiều

ch-ơng trình đào tạo kỹ s cơ khí nhằm cungcấp các kiến thức cơ bản về kết cấu máy

Đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động cơ

khí là sự áp dụng những kiến thức đã học

đợc vào việc đi thiết kế một hệ dẫn động

cụ thể Qua đồ án giúp em có một cái nhìn

cụ thể hơn về ngành nghề cơ khí nóichung và chế tạo máy nói riêng

Trong quá trình thực hiện đồ án em rấtcảm ơn sự giúp đỡ nhiệt tình củaThầy,cô,và các bạn cùng lớp đã giúp em cóthể nhanh chóng hoàn thành nhiệm vụ Khithiết kế em cũng đã tham khảo tài liệu tínhtoán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( 2 tập )của PGS.PTS Trịnh Chất và PTS Lê VănUyển

Hng Yên ,ngày

10/5/2007

SV thực hiện: Phan Ngọc Tuấn

Lớp : CTK4LC

Pct - Công suất cần thiết trên trục động cơ điện (Kw)

Pt - Công suất làm việc trên trục máy công tác (Kw)

 - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống



Pt Pct 

2/ Xác định hiệu suất  của toàn bộ hệ thống

Hiệu suất của toàn bộ hệ thống đợc tính theo công thức:

2.9[2]

 = k 2

bz ol4 d (2)Trong đó

k – Hiệu suất của khớp nối ( 0,99 )

d – Hiệu suất bộ truyền đai ( = 0,96 ) theo bảng: 2.3[2]

bz – Hiệu suất bộ truyền bánh răng( = 0,96 ) theo bảng:

2.3[2]

ol – Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn theo bảng 2.3[2] ol = 0,99 Thay các giá trị vào (2) ta đợc

 = 0,99 0,962 0,994 0,96 = 0,841 Vởy công suất cần thiết của động cơ điện là:

8 359 ( )

841 0

03 7

Kw Pct  

II: Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Tỷ số truyền của hệ dẫn động đợc tính theo công thức 2.15[2] :

ut = uh un

Trong đó:

ut- Tỷ số truyền tính toán

uh- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

un- Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang)

do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai và bộ truyền trong là bộ truyền bánh răng nên theo bảng 2.4[2] ta chọn sơ bộ tỷ số truyền nh sau:

ud = 35 là tỷ số truyền động đai thang

ubz = 440 là tỷ số truyền động của bánh răng trụ trong hộp giảm tốc 2 cấp

tỷ số truyền nhỏ nhất: ut min = ud min.ubz min = 3.8 =24

tỷ số truyền lớn nhất: ut max = ud max.ubz max = 5.40 =200

số vòng quay trên trục công tác đợc xác định theo công

thức:2.16[2]

nlv = 60000D.V trong đó: + V : là vận tốc băng tải V = 0,95 m/s

+ D = 280 : là đờng kính tang Vởy nlv = 600003,14.280.0,95 = 64,83 v/p

Từ kết quả trên ta có số vòng quay sơ bộ của trục động cơ

Hay 1556 nsb  12966 với Pct=8,359 kw theo bảng p13[2]

ta chọn động cơ 4A132M2Y3

Hộp giảm tốc I: Xác định tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Tỷ số truyền của hệ dẫn động đợc tính theo công thức

44 , 84

83 , 864

n

n u

ndc- Số vòng quay của động cơ điện

nlv- Số vòng quay của trục máy công tác

II: Phân phối tỷ số truyền

3/ Xác định công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên các trục trong hộp giảm tốc.

a>Trên trục bánh răng III

- Công suất: PIII =

k ol lv

p



 trong đó : plv: công suất trên trục làm việc ( kw) Plv=7,03 kw ol = 0,99 hiệu suất của 1 cặp ổ lăn k : hiệu suất của khớp nối k =0,99

Vởy PIII = 0,997,.030,99 = 7,172 (kw)

b>Trên trục bánh răng II

- Công suất: PII =

bz ol III

p



 = 0,997,172.0,96 = 7,546 (kw) c>Trên trục I

9 , 8 91 , 8









 , thoả mãn điều kiện

122 xác định tốc độ quay của các trục động cơ

Tốc độ quay trên trục động cơ: ndc = 2907 (kw)

Tốc độ quay trên trục I là:

843 ( / )

449 , 3

n

n II III Trong đó u1, u2 lần lợt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc

Tốc độ quay trên trục II là: 220 ( / )

823 , 3

843

1

p vg u

n

II   

Tốc độ quay trên trục III là: 65 ( / )

4 , 3

220

2

p vg u

n

n II III   

133 xác định mô men xoắn trên các trục

áp dụng công thức 3.12[2] ta có : 9 , 55 10 6 (N.mm)

n

P T

pi công suất của truc đang xét

mô men xoắn trên trục động cơ:

) ( 27460 2907

359 , 8 10 55 , 9

n

P T

546 , 7 10 55 , 9

172 , 7 10 55 , 9

Phần II

Thiết kế các bộ truyền.

2.1 Tính Bộ truyền ngoài ( đai thang)

Vì bộ truyền làm việc với vận tốc và công suất nhỏ,

không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng nên ta chọn loại đai thờng, tiết diện đai đợc chọn theo đồ thị hình 4.1 trang 59 ứng với công suất 1,5 kW, tốc độ quay bánh đai nhỏ (nối với

động cơ điện) 1400 (vg/p) ta chọn đai có ký hiệu O Kích

th-ớc đai đợc cho trong bảng 4.13 [2]

 = 3,5533,449 3,449 =0,03 < 0,05

b> Khoảng cách trục a

Khoảng cách trục a đợc chọn theo bảng 4.14 [2] dựa vào

tỷ số truyền u và đờng kính bánh đai d2

c>xác định sơ bộ Chiều dài đai L

Chiều dài đai đợc tính theo khoảng cách trục a đã chọn theo công thức

L = 2a + (d1 + d2)/2 + (d2 - d1)2/(4a) (2)thay vào ta có: L = 2269 (mm) và đợc quy tròn theo giá trị tiêu chuẩn cho trong bảng 4.13, lấy L = 2240 (mm)

và thử nghiệm số vòng quay của đai trong 1 giây theo công thức 4.5[2]:

i =V L = 242,24,35 = 10,87 < 10 lần = imax

vậy cần tăng chiều dài của đai: chọn: L = 2,5 m

khi đó : i = 242,,535 = 9,74 < 10 (thoả mãn) vậy L = 2,5 (m)

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn Ltheo công thức 4.6 [2]

4

) 8 (  2   2

) ( 2 1

a

d

1 2

180   = 1800 - 0 145 , 15 0

23 , 654

57 ).

160 560 (





thoả mãn điều kiện 1  1200

nên đai đợc dùng là đai sợi tổng hợp

2/ Xác định số đai Z.

Số đai z đợc tính theo công thức :4.16[2]

z =   d u z

C C C C P

K P

.

.

1 0

1



trong đó:

P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 8,359

[P0] - công suất cho phép, kW, xác định bằng thực nghiệm và

đợc cho trong bảng 4.9 [2] [Po] = 5,93

Kđ - hệ số tải trọng động, tra trong bảng 4.7 Với tải trọng dao

động nhẹ, tải trọng mở máy = 140% (nhỏ hơn 150%) tải

trọng danh nghĩa, dẫn động bằng động cơ không đồng bộ 3pha kiểu lồng xóc, chế độ làm việc 1 ca ta chọn Kđ = 1,1

C - hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm 1, đợc tính theo

bảng 4.15[2]:

Với C = 0,92

C1 - hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai, trị số của C1

phụ thuộc vào tỉ số l/l0, đợc tra trong bảng 4.19 trang 62 Có l/l0 = 2500/2240 = 1,116 , sau đó tra bảng 4.16 ta đợc C 1 = 1

Cu - hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, trị số của Cu

đợc cho trong bảng 4.17 ta có C = 1,14

Cz - hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, trị số đợc cho trong bảng 4.18 , khi tính Z’ dựa vào tỉ số P P1 = Z’

trong đó : da đờng kính ngoài của bánh đai

d: đờg kính đai đã tính : với bánh đai nhỏ : d1

đờng kính ngoài của đai lớn :

K P



theo bảng 4.22 ta có qm = 0,178(kg/m)

Cα=0,95 ; Z = 2 ; V = 24,35 m/s

Vậy F0 = 105 , 54

2 95 , 0 35 , 24

1 , 1 359 , 8 780

 = 260,56(N) Lực tác dụng lên trục

Fr = 2F0.Z.sin(1/2) (N)Trong đó: Z = 2 ; α = 1450

Fr = 2.261.2.sin1452 = 996 (N)

4/ Bảng các thông số của bộ truyền đai thang.

bánh răng đợc thờng hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời

bộ truyền có khả năng chạy mòn

HB1 = HB2 + (10  15)

Từ những lý luận trên ta có thể chọn vật liệu chế tạo bộ

truyền bánh răng là thép các bon nhãn hiệu C45 đợc tôi cải

Giới hạnbền

b , MPa

Giới hạnchảy

KHL , - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ

và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo công thức sau 6.3[2]:

m H

HE HO

Với bánh răng nhỏ: NHE1 = NHE3 = 60.C3.n3.t3

Trong đó:

+ C3= 1

+ n3= 220(v/p)

+ t 3= 17000(giờ)

Suy ra: NHE1= NHE3 = 60.1.220.17000 = 22,486.107

Với bánh răng lớn :NHE2= NHE4 = 60.C4.n4.t 4

.

30 HB

HO H

N 

Do:NHE1= NHE3= 22,486.107 > NHO3= NHO1 = 17,89.106

S

k 3

0 3 lim

S

k 4

0 4 lim

2

500 273 ,

F

 = 0

3 lim

F

 = 1,8.HB3= 1,8.255 =459(MPa)

Với bánh răng lớn: 0

2 lim

F

 = 0

4 lim

F

 = 1,8.HB2= 1,8.240 =432(MPa)

+kFC: Là hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải, chọn kFC= 1vì tải đặt 1 chiều

+kFl= 1 Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời hạnphục vụ và chế độ truyền tải trọng của bộ truyền đợc xác

- Với bánh đai nhỏ: NFE1= NFE3 = NHE3= 22,486.107

Ta nhận thấy NHE1 = NHE3= 22,486.107 > NFO= 4.106 

kFL1= 1

- Với bánh đai lớn: NFE2= NFE4 = NHE2= NHE4 = 66,136.106

Ta nhận thấy NFE2= NFE4 = 66,136.106 > NFO= 4.106 

S

k

k 1 1

0 1



= 4591,75.1.1=262,285(MPa)

- Với bánh răng lớn là: F2=

F

Fl FC F

S

k

k 2 2

0 2



= 4321,75.1.1=246,857(MPa)  247(MPa)

ứng suất tiếp xúc khi quá tải.

:Xác định ứng suất tiếp xúc lớn nhất cho phép khi quá tải

Suy ra:  H max= 2,8.ch2= 2,8.450 = 1260(MPa)

3.3.2:ứng suất uốn cho phép lớn nhất khi quá tải

áp dụng công thức 6.14.[2] ta có:  F max  0 , 8 ch

+ Với bánh rănh nhỏ ta xác định theo công thức 6.14.[2]

F1max= F3 max= 0,8.ch1= 0,8.580 = 464(MPa)

+ Với bánh răng lớn ta xác định theo công thức:

F2max= F4 max= 0,8.ch2= 0,8.450 = 360(MPa)

2.2.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

+ u = 3,4 : Là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

+ T1: Là mô men xoắn trên trục chủ động và T1= 326882(N.mm)

+ H : Là ứng suất tiếp xúc cho phép và  H = 513,63(MPa)

+ba: Là hệ số tra bảng 6.6.[2] chọn ba= 0,4

+ kH: Là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên bề rộng vành răng khi tính về tiếp xúc trị số kHđợc xác

định dựa vào hệ số bd hệ số bdđợc tính theo công thức6.16.[2] ta có:

bd

 = 0,53 ba.(u + 1) = 0,53.0,4.(3,4 + 1) = 0,88

Vậy theo bảng 6.7.[2] ta tra đợc kH= 1,03

Suy ra khoảng cách trục sơ bộ là:

a w = 43.(3,4 + 1).3

2 3 , 4 0 , 4 63

, 513

03 , 1

326882 

= 185,23 (mm)

2

.

=23..190124=0,978 suy ra  =11,770 tho¶ m·n ®iÒu kiÖn = 80 

2

cos 

+= 200Chän theo tiªu chuÈn ViÖt Nam TCVN1065-71.1+ m = 3(mm) Lµ m« ®un r¨ng

+ zt = 124: Lµ tæng sè r¨ng cña 2 b¸nh r¨ng

+ a w =190 (mm):Lµ kho¶ng c¸ch trôc

Suy ra: costw=

190 2

20 cos 3

• Đờng kính vòng chia d:

+ Với bánh răng nhỏ: d3= cosm.z3

= cos311.28,75= 85,5(mm) + Với bánh răng lớn: d4= cosm.z4

• Đờng kính đáy răng df

+ Với bánh răng nhỏ df3:

df3= d3- m.(2,5 – 2.x3) = 86,36 – 3.(2,5 – 2.0) = 78,36(mm)

+ Với bánh răng lớn df4:

df4= d4- m.(2,5 – 2.x4) = 293,62 – 3.(2,5 – 2.0) =286,12 (mm)

Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh góc prôfin răng t bằnggóc ăn khớp tw

suy ra : tw = t = 230

2.2.1.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thoảmãn điều kiện 6.33.[2] :

2

3

3

.

) 1 (

2

w w

H H

m H

d u b

u K T z z

1

+ zH: Là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theocông thức 6.34.[2] :

cos 2

.

sin

do  1

Trong đó:



 : Là hệ số trùng khớp ngang đợc tính theo công thức6.38b.[2]



 = 1 , 88 3 , 2 (1 1 ) cos 

4 3

1 (

2 , 3 88 ,

kH: Là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14[2]

1,198 ).

1 4 , 3 (

327565

2 767 , 0 65 , 1

2.2.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho bánh răng khi làm việc thìứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt qúa giá trịcho phép theo điều kiện 6.43.[2] cụ thể:

m d b

Y Y Y k T

w w

F F

F

.

2

3

3 3

= 1,7091 = 0,585

+ dw3= 86,36(mm):Là đờng kính vòng lăn bánh chủ động+ Y= 1-

140

0

 = 0,915 (do  0= 11,77): Là hệ số kể đến độnghiêng của răng

+ YF: Là hệ số dạng răng bánh 1 tra bảng 6.18.[2] ta đợc

YF3= 3,8 và YF4=3,6

+ kF: Là hệ số tải trọng khi tình uốn theo công thức 6.45.[2] ta có

kF= kF.kF.kFv

Trong đó:

- kF: Là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên vànhrăng khi tính về uốn tra bảng 6.7.[2] ta đựơc kF= 1,1 vì nhtrên ta tính toán đựơc bd= 0,88

- kF: Là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đềucho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánhrăng nghiêng tra bảng 6.14.[2]:kF= 1,37

- kFv: Là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uốn theo công thức 6.46.[2] ta có

kFv= 1 +



F F

w w F

K K T

b b V

2

.

3 3

8 , 3 915 , 0 585 , 0 537 , 1 327565

2

3 

F

Ta nhận thấy F3<  F3 do vậy bộ truyền này thoả mãn

điều kiện bền uốn

• Kiểm nghiệm cho bánh răng lớn

Theo điều kiện 6.44.[2] ta có: F4= . 1033,8,8.3,6

2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc cự đại

Theo điều kiện 6.48.[2] ta có: Hmax= H. k qt   H max

Trong đó:

+H= 424 (MPa)

+Hmax= 1260(MPa)

+ kqt: Là hệ số quá tải ta đợc kqt= 1 (do làm việc êm)

Do vậy ta tính đợc: Hmax= H. k qt = 424 1= 424 (MPa)

Ta nhận thấy: Hmax = 424 ( MPa)   H max= 1260(MPa)

Do vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền trên

2.2.1.7 Kiểm nghiệm về ứng suất uốn cực đại

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tích mặt lợnchân răng ứng suất uốn cực đại Fmaxtại mặt lợn chân răngkhông đợc vợt qúa trị số xác định theo điều kiện 6.49.[2] tacó: Fmax  F.K qt Fmax

+ Fmax: Là ứng suất uốn lớn nhất cho phép

+ Với bánh nhỏ F3max= 464(MPa)

+ Với bánh răng lớn F4max= 360(MPa)

Suy ra ứng suất uốn lớn nhất cho phép

Với bánh răng nhỏ: F3 max= F3.K qt= 103,8.1 = 103,8 (MPa) <  F3

Với bánh răng lớn: F4 max= F4.K qt = 98,33.1 = 98,33 (MPa) < F4

Do vậy bộ truyền trên thoả mãn và đảm bảo bền uốn khiquá tải

Nh vậy bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng đã chọn có các thông số

đờng kính đỉnh răng da92,36 3=

da4=299,62

mmmm

mmmm

đờng kính vòng lăn

Bánh nhỏBánh lớn d86,36 w3=

dw4=293,63

mmmm

+ H : Là ứng suất tiếp xúc cho phép và  H = H1=H2

=500 (MPa)

+ : Là hệ số tra bảng 6.6.[2] chọn  = 0,4

+ kH: Là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên bề rộng vành răng khi tính về tiếp xúc trị số kHđợc xác

định dựa vào hệ số bd hệ số bdđợc tính theo công thức6.16.[2] ta có:

bd

 = 0,53 ba.(u + 1) = 0,53.0,4.(3,823 + 1) =1,02

Vậy theo bảng 6.7.[2] ta tra đợc kH= 1,06

Suy ra khoảng cách trục sơ bộ là:

a w = 49,5.(3,823 + 1).3

2 3 , 823 0 , 4 500

06 , 1 89965

Tra bảng 6.8.[2] ta chọn mô đun theo tiêu chuẩn m = 2,5(mm)

2

cos 

+= 200Chọn theo tiêu chuẩn Việt Nam TCVN1065-71.1+ m = 2,5 (mm) Là mô đun răng.

+ zt = 126 : Là tổng số răng của 2 bánh răng

+ a w =160 (mm):Là khoảng cách trục

Suy ra: costw=

160 2

20 cos 5 , 2

• Đờng kính vòng chia d:

+ Với bánh răng nhỏ: d1= cosm.z1

= 2,5.251 ,26= 65 (mm) + Với bánh răng lớn: d2= cosm.z2

•Đờng kính đỉnh răng da:

+ Với bánh răng nhỏ: d 1

d 1= d1+2.m.(1 + x1- y) = 65 +2.2,5.(1+ 0 - 0) =70(mm)

+ Với bánh răng lớn df2:

df2= d2- m.(2,5 – 2.x2) =250 – 2,5.(2,5 – 2.0) =243,75(mm)

Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh góc prôfin răng t bằng

suy ra : t = arctg costg = arctg costg200 =0,3630

2.2.2.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thoảmãn điều kiện 6.33.[2] :

2

1

1

.

) 1 (

2

w w

H H

M H

d u b

u K T z z

1

+ zH: Là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theocông thức 6.34.[2]

cos 2

.

sin



 : Là hệ số trùng khớp ngang đợc tính theo công thức6.38b.[2]

1 (

2 , 3 88 , 1

4  = 0,871+ kH: Là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc đợc xác

định theo công thức 6.39.[2]

kH= kH.k H k Hv

Trong đó:

kH: Là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đềutrên bề rộng vành răng và trị số của kHphụ thuộc vào hệ số

kH: Là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Từ các kết quả tính toán trên ta có:

2

34 , 66 823 , 3 64

) 1 853 , 3 ( 89965 2 871 , 0 685 , 1

2.2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho bánh răng khi làm việc thìứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt qúa giá trịcho phép theo điều kiện 6.43.[2] cụ thể:

m d b

Y Y Y k T

w w

F F

F

.

2

1

1 1

+ dw1= 66,34(mm):Là đờng kính vòng lăn bánh chủ động+ Y= 1 do răng thẳng

nh trên ta tính toán đựơc bd= 0,964

- kF: Là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đềucho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánhrăng nghiêng tra bảng 6.14.[2]:kF= 1,4

- kFv: Là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uốn theo công thức 6.46.[2] ta có.

F

K K T

d b V

2

1

1

trong đó:

34 , 66 64 259 , 0

Suy ra: kF= kF.kF.kFv= 1,05.1.1,005= 1,005

m d b

Y Y Y k T

w w

F F

F

.

2

1

1 1

1 8 , 3 58 , 0 055 , 1 89965 2

 (MPa)

Ta nhận thấy F1= 39,415(MPa) <  F1 = 262,285(MPa) dovậy bộ truyền này thoả mãn điều kiện bền uốn

• Kiểm nghiệm cho bánh răng lớn

Theo điều kiện 6.44.[2] ta có: F2= 37 , 34

8 , 3

6 , 3 415 , 39

3.6.1.Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc cự đại

Theo điều kiện 6.48.[2] ta có: Hmax= H. k qt   H max

Trong đó:

+H= 361(MPa)

+Hmax= 1260(MPa)

+ kqt: Là hệ số quá tải ta đợc kqt= 1 (do làm việc êm)

Do vậy ta tính đợc: Hmax= H. k qt = 361 1= 361 (MPa)

Ta nhận thấy: Hmax = 361 ( MPa)   H max= 1260(MPa)

Do vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền trên

2.2.2.7 Kiểm nghiệm về ứng suất uốn cực đại

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tích mặt lợnchân răng ứng suất uốn cực đại Fmaxtại mặt lợn chân răngkhông đợc vợt qúa trị số xác định theo điều kiện 6.49.[2] tacó: Fmax  F.K qt Fmax

+ Fmax: Là ứng suất uốn lớn nhất cho phép

+ Với bánh nhỏ F1max= 464(MPa)

+ Với bánh răng lớn F2max= 360(MPa)

Suy ra ứng suất uốn lớn nhất cho phép

Với bánh răng nhỏ: F1 max= F1.K qt= 39,415.1 = 39,415 (MPa)Với bánh răng lớn: F2 max= F2.K qt = 246,857.1 = 246,857(MPa)

Ta nhận thấy F1 max= 39,415 (MPa) < F1max= 464(MPa)

Tơng tự : F2 max= 246,857 (MPa) < F2 max= 360(MPa)

Do vậy bộ truyền trên thoả mãn và đảm bảo bền uốn khiquá

Nh vậy bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng đã chọn cócác thông số cụ thể nh sau

Thông số giá trị đơ

n vịMô đun răng m = 2,5

Số răng: bánhnhỏ

Bánhlớn

mmmm

đờng kính vòngchia D d21 = 250 = 65 mmmm

Phần iii Thiết kế trục và then.

- ứng suất xoắn cho phép    = 12 20 (MPa)

3.1.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục.

Tại vị trí cặp bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp , trục chịutác dụng của 2 lực, đó là :

2

dw T

Trong đó:

- T =89965(Nmm) là Mômen xoắn trên trục

- dw1 = 66,34 (mm) là đờng kính bánh răng chủ động( bánh nhỏ)

-  là góc nghiêng răng và  = 00

Vậy ta có : Fr1 =

1

23 , 22 2712,23tg 0

2

β = 11,770

vậy : Fr3 = 3289,20

lực dọc trục : Fa3 : áp dụng công thức 6.10.a[2]

Fa3 = Ft3.tgβ = Fa4