Đồ án thiết kế chi tiết máy 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.. Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su có độ bền mò

LỜI NĨI 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 chươngtrình đào tạo của ngành cơ khí Nó không những giúp cho sinh viên bướcđầu làm quen với công việc thiết kế máy và chi tiết máy mà còn giúpchúng ta củng cố kiến thức đã học, nâng cao khả năng thiết kế của người

kĩ sư trong các lĩnh vực khác nhau

Hiện nay, do yêu cầu của nền kinh tế nói chung và ngành cơ khí nóiriêng đòi hỏi người kĩ sư cơ khí cần phải có kiến thức sâu rộng, phải biếtvận dụng những kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thực tếthường gặp phải trong quá trình sản xuất Ngoài ra đồ án môn học nàycòn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả cácphương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật theoyêu cầu trong điều kiện và qui mô cụ thể

Ở đây là đồ án thiết kế “Hộp giảm tốc cơn trụ hai cấp ” Thời gian

làm việc 12000 h, làm việc 2 ca

Do lần đầu thực hiện đồ án môn học này nên không tránh khỏi

những thiếu sót Em mong được sự đóng góp ý kiến chỉ bảo của quí Thầy

Em xin chân thành cảm ơn thầy HÙYNH VĂN NAM cùng các Thầytrong Khoa Cơ Khí đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn em hoàn thành đồ ánnày

Sinh viên

PHẠM VĂN LUẬT

ĐỀ TÀI MÔN HỌC

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.Thời gian làm việc Lh =12000h,

làm việc 2 ca, công suất P = 6,3 (kW) và vận tốc bộ phận công tác v = 121(vg/ph)

Sơ đồ tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ:

Phần 1 : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ 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 xoay

chiều 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 - {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}:

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

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 = 121 2.4.3 1 = 2904 (v/p)

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

T k

T dn = 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên) Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đã cho trong đề bài:

Kiểu động cơ

Công suất (kw)

Vận tốc quay,(v/p) cos❑

T mm

T =

T

T=1

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

b Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.

T maxqtđc ≤[T đc] ; [T đc] ¿ 2 T

T¿9550

2900 5,5 = 18,11 (Nm) [T đc] = 0,853 2 18,11 = 30,896 (Nm)

Có kết quả: T maxqtđc=K qt T c ả n=9550 P lv.1

n đc

T maxqtđc=¿ 9550 6,3.1

Theo số liệu động cơ đã chọn , ta có :[T đc] 30,896 (Nm)

So sánh kết quả: Vậy [T đc] 30,896 (Nm) > T maxqtđc = 24,32 (Nm)

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 = 2900121 ≈ 23,97

* 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=¿ 2,8 Tỉ số truyền của bộ truyền đai Vậy : u ng=¿2,8

 u h=¿ u t

- 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:

Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với u h = 8,56 tìm được u12= 2,7 ,do đó tỉ

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

- Trục II :n II = n I

- Trục III :n III = n II

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 :

T III = 9,55 10

6 P III

n III = 9,55 106.6,33

121 = 499599,2 (Nmm) 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

Phần 2 : Tính toán thiết kế các bộ truyền

2.1 Thiết kế bộ truyền đai.

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và

cao su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của

nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi Dựa vào đặc điểm công suất của cơ cấu , P đc = 7,42(kW) Tra bảng 5.13 trang 93 – {3} ta chọn loại đai

bb

Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 1,2 d min = 1,2 100 = 120 (mm)

theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 125 (mm) ( bảng 5.15 trang 93 – {3} )

Sai số của tỉ số truyền : u = |u tt u−u đ|

đ

= |2,9−2,8|

2,8 .100% = 3,57% <5%

Vậy thỏa món điều kiện Ta có thể giữ nguyên các thông số đã chọn.

c Khoảng cỏch trục A và chiều dài đai L.

Theo bảng 4.13 trang 59 – {1} ,ta chọn : l = 2000 (mm)

Số vũng chạy của đai : i = v L= 18,972000 = 9,49

Vậy i =9,49 < i max = 10 ,thỏa món điều kiện

- Khoảng cỏch trục theo chiều dài tiờu chuẩn :

Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện.

- P đc= 7,42 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động

- K đ Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ

K đ =1,1 do làm việc 2 ca nên K đ =1,2 (bảng 4.7 trang 55 – {1})

- [P0] = 3,08 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62 –{1})

- C α Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

Do α1 = 155,190

(150 …180) Nên C α = 1 – 0,0025.(180 - α1) = 0,93

- C l Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai :

Tra bảng 4.18 trang 61 – {1} ,C z = 0,95

Thay các giá trị vào công thức ta có :

z = 3,08.0,93 1,04 1,135 0,957,42 1,2 = 2,748 (đai)

Lấy z = 3

e Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.

B = ( z – 1) t + 2.e (công thức 4.17 trang 63 – {1})

Lực căng dây mỗi đai là : F0

Lực vòng trên mỗi dây đai 130,38 (N)

e Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

f Tuổi thọ của đai.

Xác định theo công thức 4.37 trang 146 – {4}:

Với tuổi thọ của dây đai như vậy Trong toàn bộ thời gian làm việc

của hệ thống số lần phải thay đai là :

S thayđai = L L

h = 2103,1212000 6 (lần) Bảng thông số của bộ truyền đai thang :

S F Y R Y s K xF K FC K FL Trong đó :

Z R- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

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

công thức (3.1) và (3.2) trở thành :

[σ H] = σ0Hlim

S H K HL [σ F] = σ0Flim

S F K FC K FL Trong đó :

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)

σ Flim10 =1,8 HB1 = 1,8 250 = 450 (MPa)

σ Flim20

=1,8 HB2 = 1,8 240 = 432 (MPa)

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} :

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

N FO = 4 106 đối với tất cả loại thép

N HE và N FE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì N HE và N FE được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1) :

m F = 6

 N HE 1 = 60 1 1035,7 (13 0,2 + 0,63.0,4 + 0,43.0,4) 12000 = 2,32 108 N HE 2 = 60 1 383,6 (13 0,2 + 0,63.0,4 + 0,43.0,4) 12000 = 8,62 107 N FE 1 = 60 1 1035,7 (16 0,2 + 0,66.0,4 + 0,46.0,4) 12000 = 1,64 108 N FE 2 = 60 1 383,6 (16 0,2 + 0,66.0,4 + 0,46.0,4) 12000 = 6,08 107 Vậy : N HE 1 > N HO 1 , N HE 2 >N HO 2 và N FE 1 > N FO 1 , N FE 2 >N FO 2 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 hạn uốn là không thay đổi) Vậy ta có kết quả : [σ H 1] = 570.11,1 = 518,181 (MPa)

[σ H 2] = 550.11,1 = 500 (MPa)

[σ F 1] = 450 1.11,75 = 257,14 (MPa)

[σ F 2] = 432.1 11,75 = 246,86 (MPa)

Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị [σ H 1] và [σ H 2] , do đó [σ H] = [σ H 2] = 500 (MPa) * 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} : [σ H]max = 2,8 σ ch

[σ F]max = 0,8 σ ch

 [σ H 1]max = 2,8 580 = 1624 ( MPa)

[σ H 2]max = 2,8 450 = 1260 ( MPa) [σ F 1]max = 0,8 580 = 464 ( MPa)

[σ F 2]max = 0,8 450 = 360 ( MPa)

2.2.3.Tính bộ truyền bánh răng côn.

Với tỉ số truyền u12 = 2,7 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho việc 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

(1−K be) K be u12.[σ H]2 Trong đó :

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

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

K đ = 100 MPa1 /3  K R = 0,5 100 = 50 MPa1 /3

K be – hệ số chiều rộng vành răng :

K be = R b

e = 0,25…0,3 Chọn K be = 0,3 vì u12 = 2,7 < 3

Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} K be u12

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 = 64637,9 (Nmm) Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

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

= 100 3

√(1−0,3) 0,3 2,7 500 64637,9 1,08 2

= 79 (mm) Theo bảng 6.22 trang 114 – {1} , tìm được z 1 p = 21 với HB 350

Theo bảng 6.8 trang 99 – {1} ,ta chọn m te = 2,5 (mm)

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]

3 ( công thức 6.59a trang 115 – {1})

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

Trong đó : v H = δ H g0 v √d m 1 (u12+1)

u12 (công thức 6.64 trang 116 – {1})

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

Thay các giá trị vừa tính được vào:

Vậy : σ H < [σ H]  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 không được vượt quá một giá trị cho phép

σ F 1 = 2 T1 K F Y ε Y β Y F 1

0,85 b m nm d m 1 ≤ [σ F 1] (công thức 6.65 trang 116 – {1})

σ F 2 = σ F 1 Y F 2

Y F 1

≤[σ F 2] (công thức 6.66 trang 116 – {1}) Trong đó :

T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động , T1 = 64637,9 (Nmm)

m nm - môđum pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng m nm=m tm= 2,035 (mm)

Y ε = ε1

α – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có ε α = 1,747  Y ε = 1,7471 = 0,572

K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F = K Fβ K Fα K Fv (công thức 6.67 trang 117 – {1})

K Fβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn K Fβ =1,15

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 định theo công thức 6.68 trang 117 – {1} :

K Fv = 1 + v F b d m1

2 K Fβ K Fα T1 Với v F = δ F g0 v √d m 1 (u12+1)

K Fv = 1 + 2 1,15 1 64637,9 33,38 35.70,125

= 1,55

Thay số vào ta được :

K F = 1,15 1 1,55 = 1,783 Thay các giá trị vừa tính ta được :

σ F 1 = 2 64637,9 1,783 0,572 1 3,7 0,85 35 2,035 70,125 = 114,9 (MPa)

σ F 2 = 114,9.3,63,7 = 111,8 (MPa)

Ta thấy : σ F 1 = 114,9 (MPa) < [σ F 1] = 257,14 (MPa)

σ F 2 = 111,8 (MPa) < [σ F 2] = 246,86 (MPa)

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.

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 lượn chân 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= 464,1 (MPa)

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

Với : σ F 1 = 114,9 (MPa) ; σ F 2 = 111,8 (MPa)

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

σ Hmax = 464,1 (MPa) < [σ H 2]max =1260(MPa)

σ F 1 max = 114,9 (MPa) < [σ F 1]max = 464,1 (MPa)

σ F 2 max = 111,8 (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 kich thước bộ truyền bánh răng côn.

- Chiều dài côn ngoài : R e = 118,65 (mm)

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

- Đường kính chia ngoài :

d e 1 = m te z1 = 2,5 33 = 82,5 (mm)

d e 2 = m te z2 = 2,5 89 = 222,5 (mm)

- Góc côn chia :

δ1 = 20,20 ; δ2 = 69,80

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

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

- 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 ae2 = 2.1 2,5 - 3,25 = 1,75 (mm)

- Chiều cao răng ngoài :

h fe 1 = h e - h ae1 = 5,5 – 3,25 = 2,25 (mm)

h fe 2 = h e - h ae2 = 5,5 – 1,75 = 3,75 (mm)

- Đường kính đỉnh răng ngoài :

d ae 1 = d e 1 + 2 h ae1.cos δ1 = 82,5 + 2 3,25.cos20,20 = 88,6 (mm)

d ae 2 = d e 2 + 2 h ae2.cos δ2 = 177,5 + 2 1,75.cos69,80 = 223,7 (mm)

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm

0

S F Y R Y s K xF K FC K FL Trong đó :

Z R- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

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 công thức (3.1) và (3.2) trở thành :

[σ H] = σ0Hlim

S H K HL [σ F] = σ Flim

0

S F K FC K FL Trong đó :

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)

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

N = 4 106 đối với tất cả loại thép

N HE và N FE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì N HE và N FE được tính theo công thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1) :

n i – số vòng quay của bánh răng trong 1 phút , n II = 383,6 (v/p); n III =121 (v/p)

t i - tổng thời gian làm việc , t i = 12000 (giờ

N FE 3 = 60 1 383,6 (16 0,2 + 0,66.0,4 + 0,46.0,4) 1200

= 6,08 107

N FE 4 = 60 1 121 (16 0,2 + 0,66

.0,4 + 0,46.0,4) 1200 = 1,92 107

Vậy : N HE 3 > N HO 3 , N HE 4 >N HO 4 và N FE 3 > N FO 3 , N FE 4 > N FO 4

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 hạn uốn là không thay đổi)

[σ H 3] = 570.11,1 = 518,181 (MPa)

[σ H 4] = 530.11,1 = 481,818 (MPa)

[σ F 3] = 450 1.11,75 = 257,14 (MPa)

[σ F 4] = 414 1 11,75 = 236,57 (MPa) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] là trị trung bình của [σ H 3] và [σ H 4] nhưng không vượt quá 1,25 [σ H]min theo công thức

Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện

* 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} :

T II = 165058,7 (Nmm) - mômen xoắn trên bánh chủ động

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

u34 = 3,17 - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

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

theo bảng 6.5 trang 96 – {1} ,chọn Kđ = 67,5 ( MPa1 /3)

- Tính lại số răng bánh nhỏ :

z3 = m. 2 a w cos β

(u34 +1) = 2.160 cos12,25 2,5 (3,17+1) 0 = 29,99 (răng) Lấy z3 = 30 (răng)

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

σ H = Z M Z H Z ε √2 T II K H (u34+1)

b d w 32 u34 [σ H] ( công thức 6.33 trang 105 – {1})

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

α t w = α t = arctg (cosβ tgα ) = arctg (cos 12,25tg 200 0) = 20,250

α – Góc nghiêng prôfin gốc , theo TCVN1065 : α = 200

Với v = 1,499 (m/s), theo bảng 6.13 trang 106 – {1} ta chọn cấp chính xác 9

K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng thời, theo bảng 6.14 trang 107 - {1},với cấp chính xác 9 và v = 1,499 <2,5 thì

K Hα = 1,13

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

K Hv = 1 + v H b d w 3

2 K Hβ K Hα T II (công thức 6.41 trang 106 – {1})

Trong đó : v H = δ H g0 v √a w 3

u34 (công thức 6.42 trang 106 – {1})

δ H = 0,002 - bảng 6.15 trang 107 – {1}

g0 = 73 - bảng 6.16 trang 107 – {1}

b = 48 (mm) – chiều rộng vành răng

 v H = 0,002 73 1,499 √3,17160 = 1,555 (m/s)

K Hv = 1 + 2 1,03 1,13 165058,7 1,555 48 74,7 = 1,015

 K H = 1,03 1,13 1,015 = 1,181

[σ H] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H] = 499,9995 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào :

Ta thấy : σ H < [σ H] thỏa mãn điều kiện cho phép

2.3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tai chân răng không vượt quá một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 – {1} ta có :

K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn

u34 (công thức 6.47 trang 109 – {1})

δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1} ,