Đồ án Nguyên lí Chi tiết máy: Hộp giảm tốc phân đôi

Đồ án Nguyên lí Chi tiết máy: Hộp giảm tốc phân đôi Bộ truyền xích Liên hệ: lamnhatnam269gmail.com .

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2

1.1 Chọn động cơ 2

1.2 Phân phối tỉ số truyền 3

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 6

2.1 Chọn loại xích 6

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 6

2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích 7

2.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền 8

2.5 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục 9

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 13

3.1 Chọn vật liệu 13

3.2 Xác định ứng suất cho phép 13

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh 17

3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm 23

3.5 Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc 30

3.6 Kiểm nghiệm điều kiện bánh răng chạm trục 30

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 33

4.1 Chọn vật liệu 33

4.2 Tải trọng tác dụng lên trục 33

4.3 Tính sơ bộ trục 34

4.4 Tính toán chọn khớp nối 35

4.5 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 36

4.6 Tính toán thiết kế trục 37

4.7 Tính mối ghép then 47

4.8 Tính kiểm nghiệm trục 48

PHẦN V: TÍNH TOÁN Ổ LĂN 52

5.1 Trục I 52

5.2 Trục II 54

5.3 Trục III 56

PHẦN VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 58

6.1 Tính kết cấu của vỏ hộp 58

6.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc 58

6.3 Các chi tiết phụ 59

6.4 Bôi trơn hộp giảm tốc 61

PHẦN VII: DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 62

7.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng 62

7.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn 62

7.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu 64

7.4 Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc chắn) trên trục tuỳ động 64

7.5 Dung sai lắp ghép then lên trục 64

TÀI LIỆU THAM KHẢO 65

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án Nguyên lý – Chi tiết máy là một môn học rất cần thiết và vô cùngquan trọng đối sinh viên Khoa Cơ khí Chế tạo máy Trường Đại học Sư phạm Kỹthuật TP.HCM Nó được xem là bước ngoặc mở đầu cho sinh viên có thể ápdụng những kiến thức cơ bản đã học vào việc thiết kế thực tế một chi tiết máyhoàn chỉnh Bởi việc học lý thuyết trên lớp là chưa đủ Trong thời kì khoa học kĩthuật ngày một phát triển như hiện nay, là một kỹ sư tương lai thì chúng ta cũngcần phải có khả năng biến những ý tưởng thành hiện thực

Thông qua đồ án môn học này, em có thể áp dụng được nhiều kiến thức

đã học như: Nguyên lý – Chi tiết máy, Dung sai – Kỹ thuật đo, Hình hoạ - Vẽ kỹthuật, AutoCAD,… Tuy nhiên đây là đầu tiên thực hiện đồ án cùng với sự hiểubiết còn hạn chế nên không thể tránh khỏi những sai sót Rất mong nhận được

sự giúp đỡ từ các Thầy Cô để em có thể hoàn thiện hơn đồ án môn học này

Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm, giúp đỡ của các Thầy Cô Khoa

Cơ khí Chế tạo máy và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của Thầy Trần Quốc

Hùng trong suốt quá trình thực hiện đồ án môn này.

Sinh viênLâm Nhật Nam

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN1.1 Chọn động cơ:

1.1.1 Xác định công suất trên trục động cơ điện:

Công suất trên trục công tác: P t=5,5 kW

Công suất tương đương: P tđ=P t√12.0,7+0,82.0,3=5,2 (kW)

Hiệu suất truyền động tính theo công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1]:

η=η1.η2 η 3 ….=¿η

k η ol4 η br2.η x=1.0,99 4.0,972 0.96=0.868 ¿

Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1], ta có:

Hiệu suất nối trục: η k=1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: η ol=0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng: η br=0,97

Hiệu suất bộ truyền xích: η x=0,96

Công suất trên trục động điện xác định theo công thức 2.8 trang 19 tài liệu [1]:

Pct=Pt

η =

5,5

0.868=6,34 (kW)

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

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức 2.18 trang 21 tàiliệu [1]:

n sb=n lv u t

Trong đó:

n lv: Số vòng quay của trục máy công tác n lv= 48vòng/phút

u t: Tỉ số truyền của hệ dẫn động Xác định theo công thức:

u t=u h u x=10.2,5=25

Trong đó các thông số được tra từ bảng 2.4 trang 21 tài liệu [1]:

u h: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp Chọn u h=10

u x: Tỉ số truyền bộ truyền xích Chọn u x=2,5.Vậy n sb=48.25=1200 (vòng/phút)

1.2.3 Xác định công suất, số vòng quay và momen xoắn trên các trục:

Xác định công suất trên các trục:

 Trục III: P III= P t

η ol η x=

5,5 0,99.0,96=5,79 (kW)

 Trục II: P II= P III

η ol η br=

5,79 0,99.0,97=6,03 (kW)

 Trục I: P I= P II

η ol η br=

6,03 0,99.0,97=6,28 (kW)Xác định số vòng quay trên các trục:

 Trục I: n I=n đc=1450 (vòng/phút)

 Trục II: n II=n I

u n=

1450 3,96=366,16 (vòng/phút)

 Trục III: n III=n II

u c=

366,16 3,05 =120,05 (vòng/phút)Xác định momen xoắn trên các trục:

 Trục III: T III= 9,55.106 P III

n III =

9,55.10 6 5,79 120,05 =460596 (N.mm)

 Trục công tác: T t= 9,55.10 6 P t

n lv =

9,55.106.5,5

48 =1094270 (N.mm)

Bảng tóm tắt các thông số:

Trục

Bộ phậncông tác

Momen xoắn (N.mm) 41757 41361 157271 460596 1094270

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH2.1 Chọn loại xích:

Chọn xích ống – con lăn do độ bền mòn cao hơn xích ống tạo, việc chế tạo cũng

dễ dàng hơn xích răng và được sử dụng rộng rãi

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:

kd=1: Xích ống con lăn 1 dãy

k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 trang 81 tài liệu[1] với:

k0=1: Đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang dưới 60o

ka=1: Khoảng cách trục a=40p

kđc=1: Vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích.

kbt=1,3: Môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a=40p=40.31,75=1270mm

Số mắt xích xác định theo công thức 5.11 trang 85 tài liệu [1]:

Pt là công suất trên trục công tác; Pt=5,5kW;

Vậy S= 88500

1,2.3460+9,61+187=20,35 kN ≥[s]=8,5 kN

⟹ Bộ truyền đảm bảo yêu cầu kiểm nghiệm xích về độ bền

2.5 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

2.5.1 Đường kính vòng chia của đĩa xích:

Xác định theo công thức 5.17 trang 86 tài liệu [1]:

2.5.3 Đường kính vòng đáy răng:

Xác định theo bảng công thức 14-4b trang 20 tài liệu [2]:

Theo công thức 5.18 trang 87 tài liệu [1]:

σ H= 0,47√K r(F t K đ+F vđ)E

A k d ≤[σ H]

Trong đó:

[σ H]: Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;

F vđ: Lực va đập trên một dãy xích (N) Theo công thức 5.19 trang 87 tàiliệu [1]:

F vđ=13.10 −7n III p3m=13.10−7.120,05.31,75 1=4,995 N

Kđ=1,2 (đã chọn)

Kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào số răngđĩa xích; Kr1=0,42; Kr2=0,22

kd=1: Xích ống con lăn một dãy

E=2,1.105 MPa: Môđun đàn hồi của thép

A: Diện tích chiếu của bản lề; Tra bảng 5.12 trang 87 tài liệu [1], ta đượcA=262mm2

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích dẫn:

Thép 45 Tôi cải thiện HB210 600

Ta thấy, σ H 1 ,σ H 2 ≤[σ H] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

Bảng tóm tắt các thông số của bộ truyền xích:

Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 (mm) 253

Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 (mm) 637

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn da1 (mm) 267

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 (mm) 652

Đường kính vòng đáy đĩa xích dẫn df1 (mm) 234

Đường kính vòng đáy đĩa xích bị dẫn df2 (mm) 618

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG3.1 Chọn vật liệu:

Do hộp giảm tốc có công suất nhỏ nên chọn vật liệu nhóm I, theo bảng 6.1 trang

92 tài liệu [1], ta chọn vật liệu như sau:

Cơ tính

Bánh răng

Nhãnhiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạn bền

σ b, MPa

Giới hạn chảy

σ ch, MPa

Tỉ số truyền hộp giảm tốc: u h=12,08

Tỉ số truyền bánh răng cấp nhanh: u n= ¿3,96

Tỉ số truyền bánh răng cấp chậm: u c=3,05

3.2 Xác định ứng suất cho phép:

Với vật liệu đã chọn, tra bảng 6.2 trang 94 tài liệu [1], ta có:

Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn σ Hl m0 ⅈm (MPa) S H σ Fl m0ⅈm (MPa) S F

Thép 45 Tôi cải thiện HB 180÷350 2HB + 70 1,

1

1,8HB 1,7

5

Chọn độ rắn bánh răng chủ động HB1=255, độ rắn bánh răng bị động HB2=240

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ¿¿H ]¿:

σ Hl m0 ⅈm là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở Tra bảng 6.2

trang 94 tài liệu [1], ta được:

σ Hl m0 ⅈm 1

=2 HB1+ 70=2.255+70=580 (MPa)

σ Hl m0 ⅈm 2 =2 HB2 + 70=2.240+70=550(MPa)

N HO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, theo công thức

6.3 trang 93 tài liệu [1]:

N HO=30 H 2,4HB

c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay; c=1.

K HL: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 trang 93 tài liệu [1]:

Tương tự, N HE 2>N HO 2nên lấy N HE 2=N HO 2 Do đó K HL2=1.

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] xác định theo công thức 6.1 trang 91 tài liệu [1]:

[σ¿¿H ]= σ Hl mⅈm

0

S Z R Z V K xH K HL¿

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

Trong thiết kế sơ bộ lấy Z R Z V K xH=1, do đó ta có:

2 =513,64 ( MPa)≤ 1,25[σ¿¿H ] min=625(MPa)¿ ¿ ¿ ¿

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, theo công thức 6.13 trang 95 tài liệu [1]:

[σ¿¿H ] max=2,8 σch 2¿

⇒[σ¿¿H ] max=2,8 σch 2=2,8.450=1260 ¿ (MPa)

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép [σ¿¿F ]¿:

σ Fl m0ⅈm là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở Tra bảng 6.2 trang

94 tài liệu [1], ta được:

σ Fl m0ⅈm 1=1,8 HB1=1,8.255=459(MPa)

Tương tự, N FE 2>N FO 2nên lấy N FE 2=N FO 2 Do đó K FL2=1.

Ứng suất uốn cho phép [σ F] xác định theo công thức 6.2 trang 91 tài liệu [1]:

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

K FC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải; K FC=1 vì bộ truyền quay một chiều.Trong thiết kế sơ bộ lấy Y R Y S K xF=1, do đó ta có:

[σ¿¿F ] max=2,8 σch¿

⇒[σ¿¿F] 1max=0,8 σch1=0,8.580=464 ¿ (MPa)

⇒[σ¿¿F] 2max=0,8 σch2=0,8.450=360 ¿ (MPa)

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Bánh răng cấp nhanh là bánh răng trụ răng thẳng

Bánh răng ăn khớp ngoài nên dùng dấu (+)

K a: Hệ số Tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] K a=49,5

T I: Momen xoắn trên trục bánh chủ động; T I=41361(N.mm)

Ψ ba , Ψ bd: Các hệ số Tra bảng 6.6 trang 97 tài liệu [1], chọn Ψ ba= 0,3.

Ψ bd=0,53 Ψba(u n ± 1)= 0,53.0,3 (3,96+1)=0,79

K Hβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], chọn K Hβ=1,02 ứng với sơ đồ 7

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn theo côngthức 6.33 tài liệu [1]:

Với tanβ b=cosα t.tanβ ⇒ β b=0°

Suy ra, Z H=√2 cos0 °/sin 2.20°=1,76

Z ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, do ε β=0 nên xác định theo công thức 6.36a trang 105 tài liệu [1]:

K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức 6.41 trang 107 tài liệu [1]:

K Hv=1+ v H b w d w1

2 T I K Hβ K Hα=1+

7,4.36,3.51 2.41361.1,02 1=1,162

Với v H=δ H g o v√a w/u m=0,006.56 3,87√121/3,74=7,4 m/sTra bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], ta có δ H=0,006

Tra bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1], ta có g o=56.

Suy ra, K H=1,02.1.1,162=1,185

⇒ σ H=274.1,76.0,86 √2.41361.1,185(3,74+1)/(36,3.3,74 512)=475,7 MPa

Ta có, [σ¿¿H ]=500 MPa ≥ σ H=475,7 MPa ¿

 Thoả mãn điều kiện kiểm nghiệm tiếp xúc

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 tài liệu [1]:

Y β: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; răng thẳng Y β=1

Y F 1 ,Y F 2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2; tra bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1], ta được Y F 1=3,7 ;YF 2=3,6

K F: Hệ số tải trong khi tính về uốn, tính theo công thức 6.45 trang 109 tài liệu [1]:

K F=K Fβ K Fα K Fv

Với K Fβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn; tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], ta được K Fβ=1,03.

K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn; răng thẳng K Fα=1.

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

về uốn:

K Fv=1+ v F b w d w1

2 T I K Fβ K Fα=1+

19,73.36,3 51 2.41361.1,03 1=1,428

 Thoả mãn điều kiện kiểm nghiệm uốn

3.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải tra bảng phụ lục 1.1 trang 234 tài liệu [1]: K qt=T max

T =2,2

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép, theo công thức 6.48 trang 110 tài liệu[1]:

[σ ] =σ √K =475,7.√2,2=705,57 MPa ≤[σ ] =1260 MPa

 Thoả mãn điều kiện kiểm nghiệm về quá tải (biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt).

Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứngsuất uốn cực đại tại mặt lượng chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép, theo công thức 6.49 trang 110 tài liệu [1]:

[σ F 1]max=σ F 1√K qt= 92.√2,2=136,45 MPa ≤[σ F]1 max=464 MPa

[σ F 2]max=σ F 2√K qt= 89,51.√2,2=132,7 MPa ≤[σ F]1 max=360 MPa

 Thoả mãn điều kiện kiểm nghiệm về quá tải (biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng)

3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi nên ta có:

Bánh răng ăn khớp ngoài nên dùng dấu (+)

K a: Hệ số Tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] K a=43

T II ': Momen xoắn trên trục bánh chủ động; T II '=78636(N.mm)

Ψ ba , Ψ bd: Các hệ số Tra bảng 6.6 trang 97 tài liệu [1], chọn Ψ ba= 0,35.

Ψ bd=0,53 Ψba(u c ± 1)= 0,53.0,35(3,05+1)=0,75

K Hβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], chọn K Hβ=1,15 ứng với sơ đồ 3

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp:

Theo công thức 6.17 trang 97 tài liệu [1], ta có:

m=(0,01 ÷ 0,02) a w 2=(0,01 ÷ 0,02).132=1,32÷ 2,64

Tra bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1], chọn môđun theo tiêu chuẩn m=1,5

Chọn góc nghiêng: β=35 ° ⇒cosβ=0,82 (bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi)

Số răng bánh nhỏ: z1=2 a w 2 cosβ

m(u c+ 1)=

2.132 0,82 1,5(3,05+1)=35,63

3.4.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Với b w là chiều rộng vành răng; b w=Ψ ba a w=0,35.110=38,5 mm

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn theo côngthức 6.33 tài liệu [1]:

Với tanβ b=cosα t.tanβ ⇒ β b=arctan ⁡(cos 23,7 ° tan33,94 °)=31,64 °

Suy ra, Z H=√2 cos 31,64 °/sin 2.23,7 °=1,52

Z ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, do ε β ≥ 1 nên xác định theo công thức 6.36c trang 105 tài liệu [1]:

z ε=√ε1α=√1,781 =0,75

K H: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức 6.39 trang 106 tài liệu [1]:

K H=K Hβ K Hα K Hv

K Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp; tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1], ta được K Hα=1,13.

K Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức 6.41 trang 107 tài liệu [1]:

K Hv=1+ v H b w d w 1

2 T II ' K Hβ K Hα=1+

1,2.38,5.65 2.78636 1,15.1,13=1,014

Với v H=δ H g o v√a w2/u m=0,002.73 1,25√132/3,05=1,2 m/sTra bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], ta có δ H=0,002

Tra bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1], ta có g o=73.

Suy ra, K H=1,15.1,13 1,014=1,32

⇒ σ H=274.1,52.0,75 √2.78636 1,32(3,05+1)/(38,5.3,05 65 2 )=406,6 MPa

Ta có, [σ¿¿H ]=500 MPa ≥ σ H=406,6 MPa¿

 Thoả mãn điều kiện về kiểm nghiệm tiếp xúc

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 tài liệu [1]:

σ F 1=2 T II ' K F Y ε Y β Y F 1

b w d w1 m ≤[σ F 1]

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤[σ F 2]

Trong đó:

Y ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Y ε= 1

ε α=

1 1,78=0,56

Y β: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Y β=1− β

z v 2= z2

cos3β=

110 0,8293=193

Tra bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1], ta được Y F 1=3,62 ;YF 2=3,6

K F: Hệ số tải trong khi tính về uốn, tính theo công thức 6.45 trang 109 tài liệu [1]:

Với v F=δ F g o v√a w2/u m=0,006.73 1,25√132/3,05=3,6 m/s

Tra bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1], ta có δ =0,006

 Thoả mãn điều kiện về kiểm nghiệm uốn.

3.4.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải: K qt=T max

T =2,2

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép, theo công thức 6.48 trang 110 tài liệu[1]:

[σ H]max=σ H√K qt=406,6.√2,2=608,08 MPa ≤[σ H]max=1260 MPa

[σ F 1]max=σ F 1√K qt=113,6.√2,2=168,5 MPa ≤[σ F]1 max=464 MPa

[σ F 2]max=σ F 2√K qt= 112,9.√2,2=167,45 MPa ≤[σ F]1 max=360 MPa

 Thoả mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu của hộp giảm tốc.

3.6 Kiểm nghiệm điều kiện bánh răng chạm trục:

Ta có: x=a w 2−d a 2

2 =132−

194

2 =35.Với x là khoảng cách giữa đỉnh răng bánh bị dẫn cấp nhanh và trục III

 Thoả mãn điều kiện bánh răng không bị kẹt trục

Bảng tóm tắt các thông số của bộ truyền bánh răng:

 Bánh răng cấp nhanh – Bánh trụ răng thẳng:

Đường kính đáy răng bánh dẫn d f 1(mm) 47

Đường kính đáy răng bánh bị dẫn d f 2(mm) 187

 Bánh răng cấp chậm – Bánh trụ răng nghiêng:

Đường kính đáy răng bánh dẫn d f 1(mm) 61

Đường kính đáy răng bánh bị dẫn d f 2(mm) 195