Đồ án chi tiết máy chuẩn tài liệu PGS.TS. Ngô Văn Quyết file word

Chi tiết máy là một môn học khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán và thiết kế chi tiết máy. Giúp sinh viên hiểu được nhiều kiến thức quan trọng trước khi tốt nghiệp và trong công việc tương lai của mình.Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép, chế độ làm việc cũng như những hỏng hóc mắc phải khi làm việc và nguyên nhân gây ra. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải thông thạo nhiều môn học trong ngành cơ khí cũng như các phần mềm đồ hoạ máy tính hay khả năng vẽ của mình. Đặc biệt là rèn luyện tính cẩn thận trong việc tính toán, cũng như các số liệu cần chọn.

Chi tiết máy là một môn học khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán vàthiết kế chi tiết máy Giúp sinh viên hiểu được nhiều kiến thức quan trọng trước khi tốt nghiệp và trong công việc tương lai của mình.

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khảnăng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép, chế độ làm việc cũng như những hỏng hóc mắc phải khi làm việc và nguyên nhân gây ra Do đó khi thiết

kế đồ án chi tiết máy phải thông thạo nhiều môn học trong ngành cơ khí cũng như các phần mềm đồ hoạ máy tính hay khả năng vẽ của mình Đặc biệt là rèn luyện tính cẩn thận trong việc tính toán, cũng như các số liệu cần chọn

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổnghợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu, ý kiến trên các trang mạng, cũng như những sinh viên khóa trước, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót Mong thầy cô giáo thông cảm

Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này

Hà nội, ngày, tháng, năm 2020

Sinh viên thực hiện

NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

Giảng viên hướng dẫn

MỤC LỤC

Sơ đồ động ……… trang 1

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ……… trang 2

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền ……… trang 10

Phần III: Chọn khớp nối ………trang 42

Phần IV: Tính toán thiết kế trục ………trang 43

Phần V: Tính chọn then……….……… trang 67

Phần VI: Tính chọn ổ………trang 71

Phần VII: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục……… trang 83

Phần VIII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc……….………… trang 86

Phần IX: Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép… ……….trang 91

Phần X: bản vẽ chế tạo……….………trang 93

Tài liệu tham khảo……… trang 95.

- Số ca trong ngày : g = 3 , 6 h/ca

e Đặc điểm tải trọng : va đập nhẹ, bộ truyền xích quay 1 chiều

f Góc nghiêng giữa đường nối tâm hai đĩa xích

với đường nằm ngang : γ=20 o

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN- TRỤ HAI CẤP

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

I-1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Chọn kiểu loại động cơ:

Hiện nay có 2 loại động cơ điện là động cơ 1 chiều và động cơ xoay chiều

để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay

chiều trong số các loại động cơ xoay chiều ta chọn loại động cơ 3 pha khôngđồng bộ rô to lồng sóc ( còn gọi là ngắn mạch) Với những ưu điểm: kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

2 Các kết quả tính toán trên băng tải:

1) Mô men thực tế trên băng tải:

2) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay)

được xác định theo công thức:

3) Xác định hiệu suất toàn bộ hệ thống:

Gọi η ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

η ht=η k η Brcôn η Brtrụ η ổ4.η xích (1.3)

Với:

η Brcôn - hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn;

η brtrụ - hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ;

η ổ - hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn;

η xích - hiệu suất truyền động của bộ truyền xích;

η k - hiệu suất khớp nối; η k=1

T k- là mô men thứ k của phổ tải trọng tác dụng lên tải;

t k- thời gian tác động của mô men thứ k

2) Công suất đẳng trị trên băng tải:

Từ các thông số đã tính toán, có thể chọn loại động cơ K mang nhãn hiệu

K160S4 kiểu có bích, các thông số kĩ thuật như sau Theo bảng P1.1 trang

Vận tốc quay vg/ph

Φd m m

K w

Mã lực

50h z

60h z

1740

87,50,87 6,1 1,6 110 38

 Đặc điểm của động cơ điện K:

- Về phạm vi công suất: với cùng số vòng quay đồng bộ (η đb) 1500vg/ph động cơ K có phạm vi công suất 0,75 ÷30 kw lớn hơn của động cơ DK, nhở hơn của động cơ 4A

- Động cơ k có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt có mô

men khởi động cao hơn 4A và DK

4) 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 mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động

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

T k

T dn=1,6 (theo bảng 1.1 ở trên)

Theo lược đồ phổ tải trọng tác động như đã cho trong đề bài:

Hình 1.2 Lược đồ tải trọng tác động lên trục băng tải

T mm

T =

1,4.T

T =1,4

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

b) Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:

So sánh kết quả: vậy [T đc]=118,82>Tmaxqtđc=83,5

Kết luận: vậy động cơ đã đáp ứng được các điều kiện làm việc

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

u1- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn;

u2- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, nếu hàm mục tiêu là kích thước của hộp giảm tốc nhỏ nhất, nên chọn tỉ số truyền cấp chậm (u2) tính theo

công thức thực nghiệm trong tài liệu [ 43, 57, 58, 59 ],

Tập 1: lấy u2≈ 1,32.3

√u h , thay số vào ta thu được:

u2=1,32 3

Từ (1.7) ⇒ u1=u h

u2=

7,59 2,59=2,93

Vậy kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là:

Hình 1.3 ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải.

1 Tính toán tốc độ quay của các trục.

2 Tính công suất trên các trục.

Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là P I , P II , P III , P IV có kết

3 Tính mô men xoắn trên các trục.

Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV là T I , T II ,T III , T IV có kết quả:

Bảng 1.2 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ

thống dẫn động.

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

II.I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

II.I.1- Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh.

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 nhạy 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 Z xH=1 và Y R Y S Y xF=1 , do đó các công thức

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 các công thức sau:

N FO- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

N FO=4 106 đối với tất cả các loại thép;

N HE , N FE- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

N HE=N FE=N =60 C n1 t Σ (2.6)

C- số lần ăn khớp trong một vòng, C= 1;

n i- số vòng quay bánh răng trong một phút

t Σ- tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;

t Σ=12năm 12 tháng 25 ngày 6 giờ 3 ca=64800(giờ )

Thay số vào công thức (2.6), ta được:

Từ công thức (2.1a),(2.2a) có kết quả:

3 Tính bộ truyền bánh răng côn:

Với tỷ số truyền u1 = 2,93 , nên chọn bánh răng côn - răng thẳng để thuận lợi

cho việc chế tạo sau này

a Xác định chiều dài côn ngoài:

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động (bánh răng 1) được xác định theo độ bền tiếp xúc

Công thức có dạng:

R e ≥ K R√u2 +1 3

(1−K be) K be .u [σ H]2(2.9)Trong đó:

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

động bánh răng côn - răng thẳng bằng thép,

Ta có:K d=100 MPa1/3 ⇒ KR = 0,5 100= 50 MPa1/3

KHβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành

răng bánh răng côn, tra bảng 6.21 [1, Tr 113];

Kbe- Hệ sô chiêu rộng vành răng: Kbe = b/Re = 0,25 0,3 Vì u1=2,93 < 3 nên chọn Kbe= 0,3

Cũng theo bảng 6.21 [1, Tr 113] ta có:

T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1= 59012 Nmm;

[ơH]- ủng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=800 MPa

Thay vào số công thức (2.9), ta được:

Số răng của bánh nhỏ được tính toán thông qua việc xác định thông số de1 và z1p

dựa vào tỷ số truyền u1

 Xác đinh mô đun:

Với bánh răng côn - răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công

mte tính lại mtm và dm1 như sau:

c nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

σ H=Z M Z H Z ε .√2 T1 K H .√u2 +1

0,85.b d m 12 .u ≤[σ H](2,13)

Trong đó:

ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 [1

Tr 96], ta tra được ZM= 274 MPa1/3;

ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo bảng 12 [1, Tr 106],

với x t=x1+x2=0, ta tra được ZH= 1,76;

ZE- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với bánh răng côn thẳng (ε¿¿β=0)¿ tacó:

Z ε=√4−ε α

Ở đây: ε α - Hệ sô trùng khóp ngang, được tính theo công thức:

K Hβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

bánh răng côn.Theo bảng 6.21[1, Tr 113] ta tra được K Hβ=1,32(Tương tự mục 3a.)

KHa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

đồng thời Với bánh răng côn - răng thắng: K Hα= 1

KHv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được tính theo công thức:

T1- mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T1=59012(Nmm);

[σ H]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=800 MPa;

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.13):

Vậy σ H<[σ H] ⇒ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

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

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

ở đây δ1, δ2- lần lượt là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2( đã tính ở trên),

chọn bánh răng khong dịnh chỉnh, theo bảng(6.18), tập 1, tìm được

K Fv- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo

công thức( tương tự như khi tính về tiếp xúc):

Thay số vào (2.22) ta được: K F=1,48 1 1,27=1,88

Thay các giá trị vừa tính được vào ( 2.19) và (2.20):

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=1,4.Trong đó:

T- mô men xoắn danh nghĩa;

T max- mô men xoắn quá tải;

Vì vậy khi cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại (σ Hmax) và ứng suất uốn cực đại (σ Fmax)

Để tránh biến dạnh dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng Ta sử dụng công thức sau:

σ Hmax=σ H .√K qt ≤[σ H]max (2.24)

σ Fmax=σ F K qt ≤[σ F]max (2.25)

Trong đó:

σ H- ứng suất tiếp xúc, σ H=698,84 MPa ( đã tính theo công thức (2.13) ở ý c);

σ F- ứng suất uốn, theo công thức (2.65) và (2.66) ( đã được tính ở ý d)

Với: σ F 1=122,64 MPa; σ F 2=108,21 MPa;

[σ H]- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép ( đã được tính theo công thức (2.7), Với: [σ H 1]max=2200 MPa ;[σ H 2]max=2200 MPa;

[σ F]max- ứng suất uốn cực đại cho phép ( đã được tính theo công thức (2.13) ở mục 2), với:[σ F 1]max=480 MPa ;[σ F 2]max=480 MPa;

Thay các giá trị vào (2.48) và (2.49) ta được:

σ Hmax=634,76 √1,4=826,88 MPa;

σ F 1 max=122,64 1,4=171,696 MPa;

σ F 2 max=108,21 1,4=151,494 MPa;

 σ Hmax=826,88 MPa<[σ H 1]max=2200 MPa;

 σ Hmax=826,88 MPa<[σ H 2]max=2200 MPa;

 σ F 1 max=171,696 MPa<[σ F 1]max=480 MPa;

 σ F 2 max=151,494 MPa<[σ F 2]max=480 MPa;

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

f Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

- Chiều dài côn ngoài: R e=96,3(mm)

- Mô đun vòng ngoài: m te=3,5(mm)

- Chiều rộng vành răng: b=29(mm)

- Tỉ số truyền u m: u m= ¿2,89

- Góc nghiêng của răng: β=0

- Số răng của bánh răng: z1=18 (răng )

z2=52 (răng)

- Hệ số dịnh chỉnh: x1=x2=0

 Theo công thức ở bảng (6.19) ta tính được:

- Đường kính chia ngoài:

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

Với h te=cosβ =cos(0)=1mm ; c=0,2 m te

h =2 1 3,5+0,2 3,5=7,7 (mm)

- Chiều cao răng ngoài:

- h ae1=(h te+x n1 cosβ) m te ;h ae2=2 hte m te−h ac1

+ Thép 45 tôi cải thiện;

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 nhạy 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 Y xF=1, do đó các công thức

S F,S H- hệ số an toàn khi tính về tiếp uốn và xúc;

Thay số vào có kết quả:

m H,m F- bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn;

m H=m F=6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350;

N HO- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;

N HO=30 H2,4HB

 N HO 3=30.250 2,4 =17067789 ;NHO 4=30.230 2,4 =13972305;

N FO- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

N FO=4 106 đối với tất cả các loại thép;

N HE , N FE- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải

này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn không thay đổi)

Từ công thức (2.1a) và (2.2a) có kết quả:

[σ H 3]= 570.1

Với bộ truyền động bánh răng trụ - răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H] là giá trị trung bình của [σ H 3] và [σ H 4] nhưng không vượt quá 1,25[σ H]min.Theo (2.12):

[σ H]=[σ H 3]+[σ H 4]

518,181+481,818

 Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

1,25[σ H]min=1,25 481,818 MPa>[σ H]=499,9995 MPa

Vậy ứng suát tiếp xúc đảm bảo điều kiện

 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

T II- mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T II=172906 ( Nmm) ;

[σ H]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=499,9995(MPa);

K d- hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng (6.5) có kết quả K d=67,5 MP a13

⇒d w3=67,5.√3 172906 1,03 (2,59+1)499,99952 2,59 0,57 =81,07(mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp:

a Xác định mô đun:

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc:

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

σ H=Z M Z H Z ε .√2 T II K H(u+1)

b w .u d w 32 ≤ [σ H] (2.40)Trong đó:

Z M- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z M

theo bảng (6.5), có kết quả: Z M=274 MP a 1 /3

Z H- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H=√2.cos β b

Ở đây: β b- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

α lw=α l=arctan(tanα cosβ)= arctan(cos11,48tan20o o)= 20,38o

α- góc nghiêm prôfin gốc, theo TCVN1065: α=20 o

 tanβ b=cos 20,38o tan 11,48 o=0,19

Z ε- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang;

Khi tính gần đúng có thể xác định ε α theo công thức:

Với K Hβ- hệ số kể đến sự phân bố không đề tải trọng trên chiều rộng vành

răng, theo bảng (6.7) có kết quả K Hβ=1,03 sơ đồ 5

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép theo (2.1):

Với v = 2,0996 (m/s) < 5(m/s), lấy Z v=1; với cấp chính xác động học là 9, vạy chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công cần đạt độ

nhám R a=1,25 μmm … 0,63 μmm , ZR=1 với da<700 (mm )→ KxH=1 Vậy theo công thức (2.1) và (2.1a) ta được:

[σ H]=[σ H] Z v Z R Z xH=499,9995 1 1 1=499,995 MPa=500 MPa

% ∆[σ H]=|σ H−[σ H]

σ H |.100 %=|501,6−500501,6 |.100 %=0,32 %

Ta thấy σ H>[σ H] nhưng sai số giữa ứng suất cho phép và ứng suất sinh ra là

% ∆[σ H]=0,32 %<4 % vì sai số nhỏ lên vẫn thỏa mãn điều kiện cho phép

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chan răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

m- mô đun pháp, m = 2 (mm);

b w- chiều rộng vành răng, b w=45 (mm);

d w 3- đường kính vòng lăn bánh chủ động, d w 3=81,07 (mm)

Y ε= 1

ε α- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε αlà hệ số trùng khớp

ngang( tính theo công thức (6.38b) ở mục 5)

Y F 3 và Y F 4- hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số tương

đương,tính theo công thức:

Theo bảng (6.18), nội suy có kết quả:Y F 3=3,70 ; Y F 4=3,60

K F- hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với K Fβ- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, theo bảng (6.7): chọn K Fβ=1,08;

K Fα- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn Theo bảng (6.14) K Fα=1,37;

K Fv- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

 Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi uốn.

7 Kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải.

Có thể lấy hệ số quá tải: K qt=1,4

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy đòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

σ Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ Hmax=σ H .√K qt ≤[σ H]max (2.51)

Đồng thời để dề phòng biết dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

σ Fmax=σ F K qt ≤[σ F]max (2.52)

Với σ H- ứng suất tiếp xúc, σ H=501,6 MPa ( đã tính ở mục 5);

σ F- ứng suất uốn, theo công thức (2.43), (2.44) ( đã tính ở mục 6):

σ F 3=155,48 MPa; σ F 4=151,28 MPa

[σ H]max- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép ( được tính theo công thức (2.13)

ở mục 2)

[σ H 3]max= ¿1624 MPa ; [σ H 4]max=1260 MPa

[σ F]max- ứng suất uốn cực đại cho phép( được tính theo công thức(2.14) ở mục2)

Thay các giá trị vào (2.51) và (2.52) ta được:

σ Hmax=501,6 √1,4=593,5 MPa;

σ F 3 max=155,48 1,4=217,67 MPa;

σ F 4 max=151,28 1,4=211,79 MPa;

Vậy:

σ Hmax=593,5 MPa <[σ H 3]max=1624 MPa ;

σ Hmax=593,5 MPa <[σ H 4]max=1260 MPa.

σ F 3 max=217,67 MPa<[σ F 3]max=464 MPa ;

σ F 4 max=211,79 MPa<[σ F 4]max=360 MPa

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

8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.

- Khoảng cách trục: a w=150(mm)

- Chiều rộng vành răng: b w=45 (mm)

Theo công thức:z1=29−2.uxích ≥19

Với u xích=2, thay số vào có kết quả:

z1=29−2 2=25>19

z = ¿ 25 là số răng đĩa nhỏ z tính ra số răng đĩa lớn z :

Trong đó: P t- công suất tính toán;

P- công suất cần truyền; P=P III=8,178 (kW);

[P] – công suất cho phép;

k đc- hê số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng;

k đc=1,25(vị trí trục không điều chỉnh được)

k bt- hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn;

k bt=1,3( môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường).

Lấy số mắt xích chẵn x c=118, tính lại khoảng cách trục theo công thức: