Đồ án Thiết kế máy - Trường điện lực Hà Nội

Đồ án thiết kế máy - trường điện lực Hà NộiMỤC LỤC Lời nói đầu trang 1 Phần I Chọn đông cơ điện và tính các thông số trang 2 I – Chọn động cơ điện trang 2 II – Phân phối tỷ số truyền trang 4 Phần II Thiế kế các bộ truyền trang 7 I – Thiết kế bộ truyền xích trang 7 II – Thiết kế bộ truyền cấp nhanh trang 10 III – Thiết kế bộ truyền cấp chậm trang 19 IV - Kiểm tra bối trơn và chạm trục trang 28 Phần III Thiết kế các chi tiết đỡ nối trang 31 I – Thiết kế trục trang 31 II - Tính chọn then trang 54 III – Tính chọn ổ lăn trang 58 IV – Chọn khớp nối trang 64 Phầnn IV Thiết kế vỏ hộp giảm tốc trang 64 I – Chọn mặt ghép vỏ hộp trang 66 II – Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp trang 66 Lời nói đầu Đ ất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là một sinh viên ngành Chế Tạo Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy cô, giáo. Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vaò việc thiết kế máy. Sau quá trình học tập em đã được giao đề tài thiết kế giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành được đồ án này. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này . Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em Hà Nội, Ngày 01 tháng 05 năm 2011 Sinh viên : Lê Văn Nam  PHẦN ICHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ I - CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. 1 – Chọn kiểu loại động cơ: Theo yêu cầu thiết kế và tính ưu việt của động cơ điện cần chọn do đó ta chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ Rôto lồng sóc. Vì động cơ này có nhiều ưu điểm như: Kết cấu đơn giản, giá thành hạ,dễ bảo quản,làm việc tin cậy và có thể lắp trợc tiếp vào lưới điện 3 pha mà kgông cần biến đổi dòng. 2 – chọn công suất động: Chọn theo điều kiện nhiệt độ. Khi làm việc thì nhiệt độ sinh ra không được quá mức cho phép. Vì tải trọng không đổi nên ta có:  Trong đó Công suất định mức của động cơ. Công suất làm việc của trục động cơ. với  hS Hiệu suất truyềng động từ trục động cơ tới trục công tác. hS = = hk .ho4 .hnon .htru.hxich Tra bảng ta có: hk = 1; hnon = 0.96 ; htru = 0,97 ; hxich = 0,91 ; hô = 0,99 . => hS = 1.0,994.0,96.0,97.0,91 = 0,814mà KW Vậy KWTheo điều kiện và lấy theo tiêu chuẩn ta được công suất định mức trên trục động cơ là = 15 KW. 3 – Số vòng quay đồng bộ. a) Chọn số vòng quay của trục công tác nct.Với trạm dẫn động băng tải nên ta chọn nct = v/phb) Số vòng quay đồng bộ nđb.Chọn số đôi cực từ p = 1 ta sẽ có. nđb = 60.f/p = 60.50/2 =1500 v/phTừ đó tính ra tỷ số truyền sơ bộ usb usb = nđb/nct = 1500/49,608 = 30,237So sánh usb = 30,137 với khoảng tỷ số truyền nên dùng của Côn- tru ta thấy 8 _ 31,5 . Vậy ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ la: nsb = 1500 v/ph.Từ đó kiểuđộng cơ 4A được chọn có các thông số như trong bảng. Kiểu ĐC Công suất KW Vận tốc quay v/ph Cosj h% Tmax/Tmin Tk/Tdn 4A160S4X3 15 1460 0,88 89 2,2 1,4 5- Kiểm tra quá tải mở máy. a) Kiểm tra mở máy:  Để thắng lực ì của hệ thống thì động cơ phải thoả mãn điều kiện sau Xác định công suất mở máy  KW Xác định công suất cản ban đầu trên trục.  KWVậy điều kiện được thoả mãn.b) Kiểm tra quá tải. Với sơ đồ tảI trọng không đổi ta không cần kiểm tra quá tải. II – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. 1 – Tỷ số truyền tổng nS  nS được xách định theo công thức uS = nđc/nct = 1460/49,608 = 29,431 2 – Tỷ số truyền ngoài hộp. Tỷ số truyền ngoài hộp được xác định theo công thức: ung = Từ đó ta có: uh= uS/ung = 29,431/2,1 =14,015 3 – Tỷ số truyền trong hộp. Với hộp gảm tốc côn trụ ta có uh = u1.u2 trong đó u1 Tỷ số truyền cấp nhanh u2 Tỷ số truyền cấp chậmTa có u2 = => u1 = uh/u2 = 14,015/3,183 = 4,403 III – XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC. 1- Tốc độ quay trên các trục: a) Trục I nI = nđc = 1460 v/phb) Trục II nII = nI/uI = 1460/4/403 = 331,592 v/phc) Trục III nIII = nII/uII = 331,592/3,183 = 104,176 v/phd) Trục IV nIV = nIII/ung =104,176/2,1 = 49,608 v/ph 2 – Tính công suất trên các trục. a) Trục I  PI = Plvđc.hk.hô = 10,946.1.0,99 = 10,836 KW b) Trục II PII = PI.hô.hcôn = 10,836.0,99.0,96 = 10,3 KWb) Trục III PIII =PII.hô.htrụ = 10,3.0,99.0,97 = 9,89 KWb) Trục IV PIV = PIII.hô.hxích = 9,89.0,99.0,91 = 8,91 KW 3- Tính mômen xoắn trên các trục. a) Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđc= KW b) Trục I TI = KW c) Trục II TII = KW d) Trục I TII = KW e) Trục IV TIV = KW  4- Lập bảng thông số. T.SÔ Trục u n (v/ph) P (KW) T (Nmm) Động cơ 1460 10,946 71598,836 1 I 1460 10,836 70879,315 4,403 II 331,592 10,3 296644,67 3,183 III 104,176 9,89 96633,966 2,1 IV 49,608 8,91 1715257,62 PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG I – THẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH. 1 – Chọn loại xích. Hệ thống có công suất nhỏ và tảI trọng nhỏ nên ta chọn loại xích là xích ống con lăn, một dãy. 2 – Xác định các thông số của bộ truyền. +) Chọn số răng đĩa xích: Theo bảng 5-4 (I) với TST u = 2,1 ta chọn số răng đĩa nhỏ là Z1 = 27Suy ra số răng đĩa lớn Z2 =u.Z1 = 2,1.27 = 56,7 Số răng đĩa lơn nên chọn là số lẻ nên ta có Z 2 = 57 TST thực là: u= Z2/Z1 = 57/27 =2,111+) Xác định bước xích p: Bước xích p được xác định theo điều kiện đảm bảo về độ bền mòn của bộ truyền được viết dưới dạng: Pt =P.k.kz.kn £ [ P ] Trong đó Pt, P, [P] lần lướt là cống suất tính toán, công suất cần truyền, và cống suất cho phép của bộ truyền. Với P = PIII = 9,89 KW kz Hệ số răng kz = Z01/Z1 = 25/27 = 0,926 Theo công thức 5.4 và bảng 5-6 (I) ta có: ko.ka.kdc.kd.kc.kbt k0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ tuyền. K0 = 1 ka Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục, vì chọn a= 40p nên ka= 1 kđ/c Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng. Vì không điều chỉnh nên kđ/c = 1,25 kbt Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôI trơn ( đạt yêu cầu) nên kbt= 1,3 kđ Hệ số tảI trọng động. Vì tảI trọng không đổi làm việc êm nên kđ = 1 kc Hệ số kể đến ảnh hưởng của chế độ làm việc. Vì làm việc 1 ca nên kc= 1 => k = 1.1.1.1,25.1,3.1.1 = 1,625Vậy ta có Pt = 1,625.0,926.1,92.9,89 = 28,573 KWTheo bảng 5-5 (I) với n01 = 200 v/ph thì bộ truyền xích 1 dãy có p = 38,1 mm sẽ thoả mãn điều kiện bền mòn Pt = 28,573 £ [P] = 34,8 KW.Theo bảng 5-5 (I) thì p = 38,1 a = 1513,053 – 3,026 = 1510,027 mm+) Số lần va đập: i = < [i] = 20 3- Kiểm nghiệm xích về độ bền: Với bộ truyền xích khả năng bị quá tải lớn nhất khi mở máy. Vậy ta phảI kiểm nghiệm độ bền của xích theo hệ số an toàn.Theo công thức 5.15 có S = Q/( kđ.Ft +Fo +Fv ) tra bảng 5-2 có: Tải trọng phá hỏng Q = 127.103N  Khối lượng 1 mét xích q =5,5 kg Tải trọng động kđ= 1,7 Lực vòng Ft =1000.PIII/ vvới v = Z1.p.nIII/60.103 = 27.38,1.140,176.60.103 = 1,786 m/s => Ft = 100.9,89 /1,786 = 5537,212 N Lực căng phụ Fv = q.v2 = 5.5.1,7862 = 17,544 N  Lực căng do nhánh bị động sinh ra Fo = 9,81.kf.q.akf Hệ số phụ thuộc vào độ võng f và vị trí bộ truyền.(Vì bộ truyền nằm ngang) nên kf = 14 = > Fo = 9,81.4.5,5.1510,027.10-3 = 325,894 N => S = 127.103 /(1,7.5537,514 + 325,894 + 17,544) = 13,06 theo bảng 5-10(I) vói n01 = 200 v/ph => [S] = 8,2Vậy S < [S] thoả mãn điều kiện bên. 4- Kiểm nghiệm độ bèn tiếp xúc của đía xích: Theo công thức 5.18 ta có ứng suất tiếp xúc sH trên bề mặt đĩa xích là. Với vật liệu là thép 45 tôi cải thiện => [sH] = 600 MpaLực vòng Ft = 5537,514 NHệ số kr = 0,42Fvd Lực va đập tính theo công thức Fvd = 13.1-7.nIII/p3.m Fvd = 13.10-7.104,176.38.13 .1 =7,49 Nkd Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy kd = 1kđ Hệ số tải trọng động theo bảng 5-6(I) kđ = 1Theo bảng 5-12(I) ta có A = 395 mm và E = 2,1.105 Mpa => MpaVậy sH < [sH] bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc 5- Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng nên trục. - Đường kính đĩa xích: theo công thức 5.17 ta có: d1 = p/sin( p/Z1) = 328,185 mm d2 = p/sin( p/Z2) = 691,624 mm  da1 = p[0,5 + cotg(p/Z1) = 345,016 mm da2 = p[0,5 + cotg(p/Z2) = 709,016 mm df1 = d1 – 2r với d1 = 22,23 mm và r = 0,5025d1 +0,05 =11,22 mm => df1 = 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mmCác kích thước khác tra theo bảng 13-4 -Xác lức tác dụng lên trục theo công thức: Fr = kx.Ft kx Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích kx = 1,115 (vì bộ truyền nằm ngang) => Fr = 5537,514.1,155 = 6368,141 N II – THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH . 1 -Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau:- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 ¸ 285 có sb1= 850 MPa, sch1 = 580 MPa - Bánh lớn : Thép 45 tôI cảI thiện đạt độ răn: HB192 ¸ 140 có sb2 = 750 MPa, sch2 = 450 Mpa 2- Xác định ứng suất cho phép. a) Ứng suất cho phép:Ta có công thức [sH] = ở bước tính sơ bộ ta chọn ZR.Zv.kxh = 1 vậy ta có : [sH] = Trong đó SH Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có SH = 1,1 ứng suất tiếp xúc ứng với chu kì cơ sở. = 2HB + 70 HB là độ cứng Brinen.Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245 , bánh răng lớn là HB2 = 220=> = 2.245 + 70 = 560 Mpa = 2.220 + 70 = 510 Mpa - kHL hệ số tuổi thọ kHL =  - NHO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc. NHO1 = 30.(HHB1)2,4 = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30.(HHB2)2,4 = 30.2202,4 = 1,26.107 - NHE Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.Vì tải trọng không đổi quay 1 chiều nên ta có NHE = 60.c.n.tS- c : Là số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1 - n : Số vòng quay n=nI = 1460 v/ph n = nII = 331,592 v/ph. - tS: Là tổng số giờ làm việc tS = 7.12.30.2/3.1/3.24 = 13440 giờ.Vậy NHE1 = 30.1.1460.13440 = 1,8.109  NHE2 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108Do đó ta thấy NHE1 > NHO1 Vậy chọn NHE1 = NHO1  NHE2 > NHO2 NHE2 = NHO2 => kHL = 1Vậy [sH1] = Mpa [sH2] = MpaCấp nhanh là bánh răng côn nên chọn [sH]sb= [sH2] = 463,64 MPab) Ứng uốn cho phép: Ta có công thức [sF] = ở bước tính sơ bộ ta chọn YR.YS.kXF = 1 vậy ta có : [sH] = Trong đó SF Là hệ số an toàn,tra bảng 6-2(I) ta có Sf = 1,75 ứng suất uốn ứng với chu kì cơ sở. = 1,8HB .=> = 1,8.245 = 441 Mpa = 1,8.220 = 396 Mpa - kFC Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải, vì đặt tảI một phía nên kFC = 1 - kFL hệ số tuổi thọ kFL =  - NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106.- Lại có NFE = NHO => NFE1 = NHO1 =1,18.109 > NFO NHE2 > NHO2 NFE2 = NHO2 = 2,67.108 > NFO=> kFL = 1Vậy [sF1] = Mpa [sH2] = Mpac) Ứng suất quá tải.+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [sH]max = 2,8schvậy ta có [sH1]max = 2,8.580 = 1624 MPa [sH2]max = 2,8.450 = 1260 MPa+) ứng suất uốn khi quá tải. [sF]max = 0,86schvậy ta có [sF1]max = 0,86.580 = 498,8 MPa [sF2]max = 0,86.450 = 387 Mpa Xác định các thông số của bộ truyền. a) Xác định chiều dài côn ngoài:Ta có công thức : Re = - kR Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng kR = 0,5.kd . với bánh răng côn răng thẳng băng thép nên kd = 100Mpa1/3 => kR = 50Mpa1/3 - kbe: Hệ số chiều rộng vành răng lấy kbe = 0,25- kHb: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng. Với bánh răng côn Theo bảng 6-21(I) với sơ đồ I , HB kHb = 1,15- T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 70879,315 Nmm - [sH]sb ứng suất tiếp xúc cho phép tính sơ bộ. [sH]sb= 463,64 Mpa=> Re = mm 4- Xác định các thông số ăn khớp. a) Số răng bánh răng nhỏ:Ta có de1 = 2.Re/= 2.174,187/ = 77,157 mmTừ đó tra bảng 6-22 (I) => Z1p = 17Với HB Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 vậy lấy Z 1 = 27 b) Đường kính trung bình & môđun trung bình: dm1 = (1-0,5.kbe)de1 =(1-0,5.0,25)77,157 = 67,512 mm mtm = dm1/Z1 = 67,512/27 = 2,52 mmc) Xác điịnh môđuntiêu chuẩn:Ta có công thức: mte = mtm/(1- 0,5.kbe) = 2,857 mmTheo bảng 6-8(I) chọn môđun tiêu chuẩn mte = 3 mm Do đó mtm =mte(1- 0,5.kbe) = 2,625 mm=> dm1 = Z1.mtm = 27.2,625 = 70,875 mmd) Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia.Ta có: Z2 = u.Z1 = 4,403. 27 = 118,881 chọn Z1 = 119Vậy ta có TST mới um = Z2/Z1 = 119/27 = 4,4074 Góc côn chia d1 = arctg(Z1/Z2) = 12,783o  d2 = 90o - d1 = 90o – 12,783o = 77,217oe) Chọn hệ số dịch dao:Theo bảng 6-20 với Z1 = 27 chọn hệ số dịch dao dịch chỉnh đều   x1 = 0,4 và x2 = - 0,4- Xác định lại chiều dài côn ngoài. Re = 0,5.mte. = 183,037 mm5- kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó- ZM: Hệ số kể đến cơ tính của các vật liệu của các bánh răng ăn khớp.Theo bảng 6-5 (I) ta có ZM = 270 Mpa1/3- ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc.Theo 6-12 (I) với x1 + x2 = 0 => ZH = 1,76.- Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác địnhnhư sau:Với bánh răng côn răng thẳng Ze = - ea : Hệ số trùng khớp ngang ea = [1,88 – 3,2.(1/Z1 +1/Z2)] =1,735 => Ze = =0,869- kH: Hệ số tảI trọng kH = kHb.kHa.kHV- kHb : Hệ số phân bố không đều tảI trọng trên chiều dài vành răng.Tra bảng 6-21 (I) ta có kHb= 1,15- kHa : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôI răng ăn khớp kHa = 1- kHV: Hệ số tảI trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp. kHV = 1 + Với b là bề rộng vành răng b = kbe.Re = 0,25.183,037 = 45,759 mm  nH =  v = p.dm1.nI.60.10-3 = 3,14.70,875..1460.60.10-3 = 5,415 m/sTra bảng 6-13 (I) ta được cấp chính xác là . Với bánh răng thẳng không vát đầu có HB tra bảng 6-15 (I) ta được- dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp là dH = 0,006- go: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1&2 và  m = 3 go = 47 => nH = Vậy kHV = 1 + Suy ra kH = 1,15.1,283.1 = 1,476Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: Mpa+) Xác định chính ứng suất cho phép: [sH]cx [sH]cx = [sH]sb.Zv.ZR.kXH- Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v = 5,415 m/s >5 m/s , bánh răng có HB Zv = 1- ZR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc. Với cấp chính xác 7, cấp chính xác động học 6 cần gia công bề mắt đạt độ nhám Ra = 2,5 ¸ 1,25 mm => ZR = 0,95- kXH :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh bánh răng vì dae kXH = 1.Suy ra [sH]cx =463,63.1.0.95.1 = 443,28 MpaVậy sH = 439,15 < [sH]cx = 443,28 Mpa D% = 6- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau: và Trong đó - Yb: Hệ số kể đến độ nghiên của răng. Với răng thẳng ta có Yb = 1- YF1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đương Zv1 = Z1/cosd1 = 27/ cos 12,783 = 27,69 => YF1 = 3,45  Zv2 = Z2/cosd2 = 119/ cos 77,217 = 537,831 => YF2 = 3,63- Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng. Ye = 1/ea = 1/1,735 = 0,5764- kF: Hệ số tải trọng tinhd về uốn. KF = kFb.kFa.kFV- kFb : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng.Tra bảng 6-21 (I) ta có kFb= 1,25- kFa : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp kFa = 1- kFV: Hệ số tải trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uôn. kFV = 1 +  nH = Tra bảng 6-15 (I) ta được- dF: Độ rắn mặt răng dF = 0,016 và go = 47 => nF = Vậy kFV = 1 + Suy ra kF = 1,25.1,695.1 = 2,12Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: Mpa Mpa+) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx [sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF- YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1- YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất YS = 1,08 – 0,0695.ln3 = 1,00365- kXF :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn với dae2 kXF = 1.Suy ra [sF1]cx =252.1. 1,00365.1 = 252,91 Mpa [sF2]cx =236,5.1. 1,00365.1 = 237,35 MpaVậy sF1 = 82,6 < [sF1]cx và sF2 = 86,9 < [sF2]cx Thoả mãn điều kiện bền uốn. 7- kiểm nghiệm độ bền quá tải. +) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: sHmax = sH. với kqt = kbđ => sHmax = 439,15. = 555,48 < [sH]max = 1624 Mpa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48  sF1max = sF1.kqt = 82,6.1,6 = 132,16 < [sF1]max = 498,8 Mpa sF2max = sF2.kqt = 86,9.1,6 = 139,04 < [sF2]max = 387 MpaVậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.8- Lập bảng thông sô. (trang bên)  STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Chiều dài côn ngoài Re 183,037 mm 2 Chiều dài côn trung bình Rm 160,16 mm 3 hiều rộng vành răng b 45,759 mm 4 Môđun mte 3 mm 5 Môđun vòng trung bình mtm 2,625 mm 6 Đường kính chia ngoài de de1 = 81 mmde2 = 357 mm 7 Đường kính trung bình dm dm1 = 70,875 mmdm2 = 312,375 mm 8 Góc côn chia ( lăn) d d1 = 12,783od2 = 77,217o 9 Chiều cao răng ngoài he he = 6,6 mm 10 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 4,2 mmhae2 = 1,8 mm 11 Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = 2,4 mmhfe2 = 4,8 mm 12 Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = 89,192 mmdae2 = 357,796 mm 13 Góc chân răng qf qf1 = 0,77oqf2 = 1,4834o 14 Góc côn đỉnh da da1 = 14,266oda2 = 77,987o 15 Góc côn đáy df df1 = 13,013odf2 = 75,734o III -THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM (Bánh răng trụ răng nghiêng) 1- Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 ¸ 240 có sb3= 750 MPa, sch3 = 450 MPa - Bánh lớn : Thép 45 thường hoá đạt độ răn: HB170 ¸ 217 có sb2 = 600 MPa, sch4 = 340 Mpa 2 -Xác định ứng suất cho phép. a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:Ta có : [sH] = với SH = 1,1 = 2HB + 70.Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 190 , bánh răng lớn là HB3 = 1700=> = 2.190 + 70 = 510 Mpa = 2.170 + 70 = 410 Mpa - kHL hệ số tuổi thọ kHL =  Với NHO3 = 30.(HHB3)2,4 = 30.1902,4 = 1,68,83.106 NHO4 = 30.(HHB4)2,4 = 30.17002,4 = 6,67.106 - NHE = 60.c.n.tS - c = 1 , n=nII = 331,592 v/ph , n = nIII = 104,167 v/ph. , tS = 13440 giờ.Vậy NHE3 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108 NHE4 = 30.1.104,1671,592.13440 =8,4.107Do đó ta thấy NHE3 > NHO43 Vậy chọn NHE3 = NHO3  NHE4 > NHO4 NHE4 = NHO4 => kHL = 1Vậy [sH3] = Mpa [sH4] = MpaCấp chậm là bánh răng trụ nên [sH]sb=([sH3] + [sH4])/2= 391,315 MPab) Ứng uốn cho phép: Ta có [sH] = với SF = 1,75 , kFC = 1 - = 1,8HB .=> = 1,8.190 = 342 Mpa = 1,8.220 = 306 Mpa - kFL hệ số tuổi thọ kFL =  - NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106. - Lại có NFE = NHO => NFE3 = NHO3 =2,67.108 > NFO NHE2 > NHO2 NFE4 = NHO4 = 8,4.107 > NFO=> kFL = 1Vậy [sF3] = Mpa [sH4] = Mpac) Ứng suất quá tải.+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải. [sH]max = 2,6schvậy ta có [sH3]max = 2,8.450 = 1260 MPa [sH4]max = 2,8.340 = 952 MPa+) ứng suất uốn khi quá tải. [sF]max = 0,86sch  vậy ta có [sF3]max = 0,86.450 = 387 MPa [sF4]max = 0,86.340 = 292,4 Mpa 3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. a) Xác định khoảng cách trục:Ta có công thức : aw = ka.(u + 1). trong đó:- ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng va loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 (I) => ka = 43 Mpa1/3- T2 : Mômen xoắn trên trục chủ động T2 = 296644,672 Nmm- [sH]sb = 391,315 Mpa- yba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta có yba = 0,4- u Là TST u = uII = 3,183- kHb: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ybd ybd = 0,5. yba/(u + 1) = 0,887Tra bảng 6-7 (I) bộ truyền ứng với sơ đồ 5 và HB kHb = 1,06 và kFb = 1,16vậy