Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền xích

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất và PGS.TS-Lê Văn Uyển. - Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp. - Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Ngô Văn Quyết đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! -----------------------------------@----------------------------------

Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền I.1. Chọn động cơ I.1.1.Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết trên băng tảI là :
Pbt =
(KW) Mô men tác dụng lên trục tang quay của băng tảI là:
(KW) Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất tính toán Pt sẽ được tính bởi công suất tương đương Ptđ Mô men tương đương trên băng tảI :

(Nmm) Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: Ptđbt=
(KW) Trong đó:
là số vòng quay của trục tang quay của băng tải:


(vg/ph) Theo CT2.9[1],hiệu suất hệ dẫn động ( : Theo sơ đồ đề bài thì : ( = (mổ. (kbánh răng. (khớp nối.(xich. m : Số cặp ổ (m =4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3[1], ta được các hiệu suất: (ổ = 0,9925 (br= 0,97, (k= 1, (x = 0,93 (bộ truyền xích để hở ) Suy ra: ( = 0,99254. 0,972. 1.0,93 = 0,85 Công suất tương đương trên trục động cơ là:
(KW) I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Theo bảng 2.4, chọn tỉ số của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ là
, truyền động xích (bộ truyền ngoài) là
tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là:
Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb: (Theo 2.18[1]) nsbđc = nlv . usb = 42.42 =1344 vg/ph Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 1500vg/ph. Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc
Ptddc , nđc ( nsb và

Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với Ptddc =4,85 kw và nđb =1500 vg/ph ,ta chọn được kiểu động cơ là : K132M4 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : Pđc= 5,5 kW
;
;

Vậy động cơ K132M4 phù hợp với yêu cầu thiết kế. Theo bảng phụ lục P1.4[1] có :
=32 (mm) I.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỉ số truyền của hệ dẫn động :
(theo CT 3.23[1] ) Chọn uxích = 2 ( uhộp =
17,2 Theo tiêu chuẩn kích thước nhỏ gọn chọn uhộp =16 Ta có :
Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u2 : Tỉ số truyền cấp chậm Trong hộp giảm tốc đồng trục ta chọn u1 = u2

Tính lại giá trị uxích theo u1và u2 trong hộp giảm tốc uxích =

Kết luận : uh = 16 ; u1 = 4; u2 =4 ; uxích =2,15 -Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫn động. Công suất trên các trục : nlv = 39 (vg/ph). PIII =
=
= 4,82 (kW) ; PII =
=
= 5,01 (kW) ; PI =
=
=5,20 (kW) ; Số vòng quay trên các trục: nI = nđc=1445(vg/ph) nII = nI/u1 = 1445/4 = 361,25 (v/ph) nIII= nII/u2= 361,25/4= 90,31(v/ph) Mô men trên các trục : TI = 9,55. 106.
= 9,55.106.
= 34366,78(Nmm). TII = 9,55. 106.
6.
= 132444,29 (Nmm). TIII = 9,55. 106.
6.
(Nmm).
(Nmm). Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Trục Thông số  Động cơ  I  II  III  Trục ct   P (KW)  5,5  5,2  5,01  4,82  4,45   U  1 4 4 2,15   n(vg/p)  1445  1445  361,25  90,31  42   T (Nmm)  36349,48  34366,78  132444,29  509699,92  1011750   Bảng 1 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN II.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH Công suất tại trục chủ động P1x=PIII= 4,82 kw Số vòng quay của trục chủ động n1x=n3 =90,31 v/ph Tỉ số truyền ux = 2,15 Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 300 Làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ II.1.1. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn II.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền Xuất phát từ công thức thực nghiệm Z1 = 29 – 2u ( 19 = 29 – 2.2,15 = 24,7 .Lấy Z1= 25 Do đó số răng đĩa xích lớn Z2 =uz1 = 25.2,15 = 53,75. chọn Z2= 55 <120=Zmax Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất của xích là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. Theo CT5.3[1], Công suất tính toán Ptx = P1x.k. kz.kn( [ P0] Trong đó, với z1= 25, kz=z01/z1 = 25/25 = 1 ; với n01= 50 v/ph, kn=n01/n1x = 50/90,31 = 0,55 Hệ số sử dụng K= k0kakđckđkckbt =1.1.1.1.1,25.1,3 = 1,625 ; Theo bảng 5.6[1] ta có; K0 =1( đường tâm các đĩa xích làm với đường nằm nằm ngang góc < 400 ) Ka=1 (chọn a = 40p) Kđc=1 (điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích ) Kđ=1(tải trọng làm việc êm ) Kc=1,25 (làm việc 2 ca ) Kbt= 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ) Như vậy ; Ptx= 4,82.1,625.1.0,55 = 4,31 kw Theo bảng 5.5[1] với n0 = 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện mòn; Ptx < [ P0] =5,83 kW đồng thời theo bảng5.8[1], Ptx < Pmax. . Khoảng cách trục aw34 = 40p =40. 31,75 =1270 mm; Theo CT5.12[1] số mắt xích sẽ là: x= 0,5(z1+z2)+2aw34/p +(z2-z1)2p/(4(2aw34) = 0,5 (25+55) +2.1270.31,75 +(55-25)2/(4(21270) =120,6 .Lấy giá trị chẵn xc=120 và tính lại khoảng cách trục theo công thức; a= 0,25p{x-0,5(z1+z2) +
} = 0,25.31,75 {120- 0,5(25+55)+ {[120- 0,5( 25+55)]2- 2(55-25)2/(2}1/2 }=1260,887 ( mm) Để xích không quá căng giảm a một lượng (aw34=(0,002-0,004 )aw34=2,52…5,04 mm. Vởy ta lấy khoảng cách trục là aw34 =1256 mm. -Số lần va đập của xích; i = z1n1x/15x = 25.90,31 /(15.120)=1,25 <[i] =25 II.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền Để đảm bảo xích không bị phá huỷ do quá tải hệ số an toàn s phảI thoả mãn điều kiện; (theo ct5.15[1]) s = Qx/ (kđFtx +F0x +Fvx) ( [s] _theo bảng 5.2[1], tải trọng phá hỏng Qx =88500 N =108000N, khối lượng 1 mét xích q=3,8 kg; Kđ =1,2 (hệ số tải trọng động ,với chế độ làm việc trung bình , Tmm=1,4 T1 ); vx =Z1p n1x/60000 =25.31,75.90,31/60000 =1,19 m/s. Ftx =1000 P1x/vx =1000 .4,82 / 1,19 = 4050,42N. Fvx = qv2 = 5,8.1,192= 5,38 N. F0x =9,81kfq aw34 = 9,81.4.3,8.1,256 = 187,28N; trong đó :kf = 4(bộ truyền nghiêng 1 góc 350). Do đó: s = 88500/(1,2.4050,42 +187,28 +5,38) = 17,51 Theo bảng 5.10[1] ,ta có [s] =8,2.Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. II.1.4. Đường kính đĩa xích: Theo ct5.17[1] và bảng 13.4[1]: d1x =p/sin(( /z1) =31,75 /sin(( /25) = 253,324mm d2x = p/ sin((/z2) = 31,75/sin((/55) = 556,151 mm da1x= p [0.5 +cotg((/z1) ] = 267,202 mm da2x= p [0,5 +cotg((/z2) ] = 571,119 mm df1x= d1x - 2r = 253,324-2.9,6226 = 234,079 mm df2x= d2x – 2r =556,151-2.9,6226 =536,906 mm với : r = 0,5025dl +0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 =9,6226 mm và dl =19,05 (bảng 5.2). II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Theo công thức: (Hx = 0,47[kr( FtxKđ +Fvđx_) E/ (Axkd) ]1/2 ( [(Hx] trong đó với z1=25, kr1 =0,42 ; z2=55, kr2 =0,23 ; E =2,1.105MPa ; Ax =262 mm2 (bảng 5.12[1] ) ; kd =1 (xích 1 dãy ), Lực va đập trên xích tính theo công thức; Fvđx1=13.10-7n1xp31 = 13.10-7.90,31.31,753.1 =3,75 N Fvđx2=13.10-7n2xp31 = 13.10-7.42.31,753.1 =1,75 N Do đó; (Hx1= 0,47.[0,42.(4050,42.1 +3,75)2,1.105/(262.1) ]1/2= 549,08 MPa đĩa xích 2: x2= Z2p n2x/60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s Từ đó: Ftx2 =1000 P2x/vx2 =1000 .4,45 / 1,22 = 3647,54 N (Hx2 = 0,47.[0,23.(3647,54.1 +1,75)2,1.105/(262.1) ]1/2= 385,5 MPa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất cho phép [(H] =600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và đĩa 2. I.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục Frx = kxFt = 1,15.4050,42 = 4657,98 N Trong đó: kx =1,15 –hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục (ở đây bộ truyền nghiêng 350 so với phương ngang). Sơ đồ lực tác dụng lên trục:(Hình1)
Hình1 II.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC II.2.1.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng). II.2.1.1.Chọn vật liệu. Theo bảng 6.1[1] chọn: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ( 285 có: (b3 = 850 MPa ;(ch3 = 580 MPa. Chọn HB3 = 250 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192...240 có: (b4 = 750 MPa ;(ch4 = 450 MPa. Chọn HB4 = 245 (HB) II.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép. -ứng suất tiếp xúc cho phép:
; Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 (
SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1.
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
= 2.HB + 70 ( ((H lim1 = 570 MPa; ((H lim2 = 560 MPa; KHL=
mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H
HHB : độ rắn Brinen.

NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.


=> lấy NHE=NHO để tính => KHL3 = KHL4=1 ([(H]3 =
; [(H]4=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng: Theo ct6.13[1]: Bánh 3: [(H]3max=2,8 (ch3 =2,8.580 = 1624 Mpa Bánh 4: [(H]4max=2,8 (ch4 =2,8.450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [(H]max =1260 Mpa ứng suất uốn cho phép:
Chọn sơ bộ:YR.YS.KXF =1 => [(F] =(((F lim/SF).KFC.KFL Tra bảng 6.2[1]: ((F lim = 1,8.HB ; SF =1,75 ; => ((F lim3 = 1,8.245 = 441MPa. ((F lim4 = 1,8.230 = 414 MPa. KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => KFC=1 KFL: hệ số tuổi thọ. KFL=
mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6. NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.
vì vật liệu là thép 45, NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

Ta có : NFE > NFO => để tính toán lấy NFE =NFO => KFL3 = KFL4=1 Thay vào công thức trên ta được: [(F3 ]=441.1.1/1,75 =252 MPa [(F4 ]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [(F3]max= 0,8(ch3 = 0,8.580= 464MPa; [(F4]max = 0,8(ch4 = 0,8.450 = 360MPa; II.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo ct6.15a[1]: aw23 = Ka(u2+1)
Với: T3: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (Nmm) ; T3= 132444,29 (Nmm) Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ; Theo bảng 6.5[1],với bánh răng thẳng Ka =49,5 Hệ số chiều rộng vành răng (ba = bw/aw1; Theo bảng 6.6[1] chọn (ba =0,4
Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 4) ta được KH(=1,11 ; [(H]= 481,8 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw23= 49,5.(4 +1).
(mm) Chọn aw23 = 180 (mm) II.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp ( Môđun : m m = (0,01 ( 0,02). aw23 = (0,01 ( 0,02).180 = (1,8 ( 3,6). Theo bảng 6.8 _ bảng về giá trị môđun tiêu chuẩn Chọn m = 2,5 (mm) Số răng bánh nhỏ : Z3 = 2 aw23/ [m(u2 +1)] = 2.180/[ 2,5(4+1)] = 28,8 Lấy Z3=29 răng Số răng bánh lớn: Z4 = u2 Z3 = 4.29 = 116 (răng) => Zt = Z3 + Z4 = 29+ 116 = 145 Tính lại khoảng cách trục : a’w23 = m.Zt/ 2 = 2,5. 145/ 2 = 181,25 (mm) Do đó cần dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục từ 181,25 xuống 180 mm Theo CT6.22[1], hệ số dịch tâm: y= aw23/m - 0,5zt =180/2,5-0,5.145 =- 0,5 Theo CT6.23[1]: Ky = 1000y/zt =1000.(- 0,5)/145 =- 3,45 Theo CT6.10a[1] tra được: Kx =- 0,0866 => hệ số giảm đỉnh răng : (y=kx.zt/1000 = - 0,0124 Theo CT6.25[1] , tổng hệ số dịch chỉnh : xt= y + (y =(- 0,5)+(- 0,0124) =- 0,5124 Theo CT6.26[1] ,hệ số dịch chỉnh của bánh 3 và bánh 4 là : x3 =0,5[xt – (z4-z3)y/zt] =0,5[- 0,5124- (116-29).(- 0,5)/145] =- 0,11 x4 =- 0,5124- (-0,11) = - 0,4 Theo CT6.27[1] , góc ăn khớp : Cosαtw34 =mzt.cosα/(2aw23) =2,5.145.cos200 /(2.180) =0,95 => αtw34 = 18052’ Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Đường kính vòng chia : d3 = m. z3 = 2,5.29 = 72,5 (mm). d4 = m.z4 = 2,5. 116 =290 (mm). - Đường kính vòng lăn : dw3 =2aw23/(u2+1) =2.180/(4+1)=72 (mm) dw4 = u2. dw3 =4.72 =288 (mm) Đường kính đỉnh răng : da3 = d3 + 2(1+x3-(y) m =72,5 + 2(1- 0,11+0,0124).2,5=77,01 (mm). da4 = d4 + 2(1+x4-(y).m =293,06 (mm). Đường kính đáy răng : df3 = d3 –(2,5-2x3)m =72,5-(2,5+2.0,11).2,5=67,5(mm). df4 = d4–(2,5-2x4)m =290-(2,5+2.0,4).2,5=281,75(mm). - Chiều rộng vành răng :bw34=ψba.aw23 =0,4.180 =72 (mm) - Hệ số trùng khớp: ε( = 1,88-3,2(1/z3+1/z4) = 1,88-3,2(1/29+1/116) =1,74 II.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo (H
[(H] Theo 6.33[1]: (H = ZM ZH Z(
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 MPa1/3 (tra bảng 6.5) ; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH =
=
= 1,81 - Z( : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Z( =
=
=0,87 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KH(.KHVKH( Tra bảng 6.7[1]: KH( = 1,11 Với bánh răng thẳng: KH(=1 Vận tốc vòng bánh dẫn : v =
(m/s) Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn go= 73 Theo công thức 6.42 [1] :
Trong đó theo bảng 6.15[1] => (H =0,006
( KH = 1,11.1.1,07 = 1,19 Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] : (H = 274.1,81. 0,87.
= 443,31 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [(H] = [(H]. ZRZVKxH. Với v = 1,36 (m/s ) ( ZV = 1 (vì v < 5 m/s ) . Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5...1,25 (m. Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm). ( KxH = 1. [(H] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7MPa , (H
[(H] . Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc. II.2.1.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo ct6.43,6.44[1] : (F3=2T3KFYF3Y(Y(/(bw34dw3m) ( [(F3] (F4=(F3. YF4/ YF3 Trong đó: Y( là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y(=1/ ε(=1/1,74=0,57 Y(= 1 (bánh răng thẳng) Theo bảng 6.18[1], có YF3= 3,93: YF4=3,654 Theo bảng 6.7, KF( = 1,23; KF(=1,37: theo bảng 6.14 với v< 2,5m/s và cấp chính xác 9. Theo công thức
Trong đó theo bảng 6.15 [1], (F= 0,016, theo bảng 6.16[1], g0= 73.Do đó theo công thức KFv=1+(Fbw34dw3/(2T3KF(KF() =1+10,66.72.72/(2.132444,29.1,23.1,37)=1,12 ( KF=1,23.1,37.1,12=1,82 Vậy (F3= 2.132444,29.1,82.0,57.1.3,93/(72.72.2,5) = 83,33 MPa (F4= (F3 YF4/ YF3 = 83,33.3,654/3,93= 77,48 MPa tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [(F3] =[(F3]. YR. Ys. KxF [(F4] =[(F4]. YR. Ys. KxF với m = 2,5 (Ys= 1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016: YR=1: KxF=1(da< 400), do đó ứng suất uốn cho phép thực tế là [(F3] = 252.1.1,016.1= 256,034 MPa [(F4] = 236,5.1.1,016.1=240,284 MPa (F3, (F4 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo . II.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,4 Theo 6.48[1] : (Hmax= (H
= 443,31
= 524,53MPa < [(H]]max= 1260MPa; (F3max=(F3Kqt= 83,33.1,4 = 116,66MPa < [(F3]max= 464 MPa; (F4max = (F4Kqt = 77,48.1,4 = 108,47MPa < [(F4]max = 360MPa; Vậy răng đủ độ bền về quá tải. II.2.2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). II.2.2.1.Chọn vật liệu. Do cấp nhanh chịu tải trọng nhỏ hơn cấp chậm khá nhiều nên vật liệuchế tạo bánh răng cấp nhanh không đòi hỏi cao như cấp chậm. Ta chọn thép 45 thường hoá đạt các chỉ tiêu sau: HB1 = 190 (HB) ; (b1 = 600 MPa ;(ch1 = 340 MPa. HB2 = 170 (HB) ; (b2 = 600 MPa ;(ch2 = 340 MPa II.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép. -ứng suất tiếp xúc cho phép:
; Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 (
SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1.
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
= 2.HB + 70 ( ((H lim1 = 450 MPa;