Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ hai cấp thời gian làm việc 12000h, làm việc 2 ca

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 chương trình đào tạo của ngành cơ khí. Nó không những giúp cho sinh viên bước đầu làm quen với công việc thiết kế máy và chi tiết máy mà còn giúp chúng 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 nói riêng đòi hỏi người kĩ sư cơ khí cần phải có kiến thức sâu rộng, phải biết vận dụng những kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thực tế thường gặp phải trong quá trình sản xuất. Ngoài ra đồ án môn học này còn tạo điều kiện cho sinh viên nắm vững và vận dụng có hiệu quả các phương pháp thiết kế nhằm đạt được các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật theo yêu 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 Thầy trong Khoa Cơ Khí đã tận tình chỉ bảo hướng dẫn em hoàn thành đồ án này. Sinh viên PHẠM VĂN LUẬT ĐỀ TÀI MƠN HỌC Tính tốn thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngồi.Thời gian làm việc Lh =12000h, làm việc 2 ca, cơng suất P = 6,3 (kW) và vận tốc bộ phận cơng 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 cơng suất cần thiết , Số vịng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn quy cách động cơ. 1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ . Hiện nay cĩ hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay chiều. 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 khơng đồng bộ rơto lồng sĩc (ngắn mạch) .Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá thành tương đối hạ ,dễ bảo quản ,làm việc tin cậy ,cĩ thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha khơng cần biến đổi dịng điện. 1.1.2. Xác định cơng suất của động cơ. - Cơng suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo cơng thức: P= Pth (cơng thức 2.8 trang 19 - {1}) Trong đĩ: Pct Là cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW). P Là cơng suất tính tốn trên máy trục cơng tác (kW). h Là hiệu suất truyền động . - Hiệu suất truyền động theo cơng thức 2.9 trang 19 - {1}: h = hol3. h12 . h34. hđ . hkn Theo bảng 2.3 trang 21 - {1} ta chọn: hol = 0,995 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn h12 = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng cơn h34 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ hđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai hkn = 1 : Hiệu suất của khớp nối Thay vào (1.1) ta được : h = 0,9953 . 0,95. 0,96. 0,95 .1 ≈ 0,853 Do làm việc tải trọng thay đổi theo cơng thức 3.10 trang 89 – {4}: Pt = Ptđ = Plv . kE Trong đĩ : Plv = 6,3 (kw) kE = i=1n(TiT)2 . tii=1nti kE = (TT)2 .0,2t + (0,6TT)2. 0,4t + (0,4TT)2 . 0,4t0,2t + 0,4t + 0,4t kE = 0,2 + 0,62. 0,4 + 0,42 .0.4 ≈ 0,639 Vậy : Pt = Ptđ = 0,639 . 6,3 = 4,03 (kw) Pct = Pth = 4,030,853 = 4,72 (kw) 1.1.3. X¸c ®Þnh sè vßng quay s¬ bé cđa ®éng c¬. - Số vịng quay sơ bộ của động cơ theo cơng thức 2.18 trang 21 – {1}: n = n. ut Trong đĩ: n Là số vịng quay đồng bộ n Là số vịng quay của trục máy cơng tác ở đây là trục của băng tải quay u Là tỷ số truyền của tồn bộ hệ thống Mặt khác: ut = u12. u34 . uđ . ukn nên n= n. u12. u34 . uđ . ukn Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn: u12 = 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cơn 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= 121 .2.4.3 .1 = 2904 (v/p) 1.1.4. Chọn quy cách động cơ. Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: Pđc>Pct ; nđc» nsb ( cơng thức 2.19 trang 22 – {1}) Theo bảng phụ lục P1.1 trang 234 - {1}, ta chọn được động cơ cĩ: Kiểu động cơ : K132M2 Cơng suất động cơ : P = 5,5 (Kw) Vận tốc quay: n = 2900 (v/p) Bảng 1.1 – Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ Kiểu động cơ Cơng suất (kw) Vận tốc quay,(v/p) cosj h IKIdn TKTdn Khối lượng (kg) kW Mã lực 50Hz 60Hz K132M2 5,5 7,5 2900 3480 0,93 85,0 7,0 2,2 73 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 mơmen tải khơng được vượt quá mơmen khởi động của động cơ (T < Tk ) nếu khơng động cơ sẽ khơng chạy. Trong các catalog của động cơ đều cho tỉ số TkTdn , đĩ cũng là một số liệu cần để tham khảo khi chọn nhãn hiệu động cơ, với điều kiện: TmmT ≤ TkTdn Trong đĩ: Tmm – Mơmen mở máy của thiết bị dẫn động. TkTdn = 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên) Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đã cho trong đề bài: TmmT=TT=1 Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy. b. Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc. Tmaxqtđc≤Tđc ; Tđc =h . 2 . T T = 95502900 . 5,5 = 18,11 (Nm) Tđc = 0,853 . 2 . 18,11 = 30,896 (Nm) Cĩ kết quả: Tmaxqtđc = Kqt . Tcản = 9550 .Plv .1nđc .h Tmaxqtđc = 9550 . 6,3 .12900 .0,853 =24,32 (Nm) Theo số liệu động cơ đã chọn , ta cĩ : Tđc 30,896 (Nm) So sánh kết quả: Vậy Tđc 30,896 (Nm) > Tmaxqtđc = 24,32 (Nm) 1.2. Phân phối tỉ số truyền. * Xác định tỷ số truyền u của hệ thống dẫn động ut = nđcnlv Trong đĩ: n Là số vịng quay của động cơ n Là số vịng quay của trục băng tải Thay số ut = 2900121 ≈ 23,97 * Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động ucho các bộ truyền u= ung .u Tỉ số truyền ngồi hộp: ung =uđ Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} và dãy tiêu chuẩn trang 49 – {1} ta chọn: uđ= 2,8 Tỉ số truyền của bộ truyền đai Vậy : ung = 2,8 Þ uh = utung = 23,972,8 = 8,56 Tỉ số truyền trong hộp: uh = u12. u34 u12 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cơn. u34 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ. Theo cơng thức 3.17 trang 45 – {1} ta cĩ: Þ lK = 2,25 . ybd2 . K021- Kbe . Kbe . K01 Chọn cK = 1,1 ; Kbe = 0,3 ; ybd2 = 1,2 ; K01 = K02 Þ lK = 2,25 . 1,21- 0,3 . 0,3 = 12,87 Þ lK . cK3 = 12,87 . 1,13 = 17,12 Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với uh = 8,56 tìm được u12 = 2,7 ,do đĩ tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là : u34 = uhu12 = 8,562,7 =3,17 Kiểm tra lại: ukt = u12. u34 . ung = 2,7 .2,8 .3,17 = 23,965 Ta cĩ : ukt - ut = 23,965 – 23,97 = 0,5 < 5% Vậy ta cĩ kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là: Bộ truyền đai : uđ= 2,8 Bộ truyền bánh răng cơn : u12 = 2,7 Bộ truyền bánh răng trụ : u34 = 3,17 1.3. Xác định các thơng số động học và lực của các trục. 1.3.1. Tính tốc độ quay trên các trục. Trục động cơ : nđc = 2900 (v/p) Trục I : nI = nđcuđ = 29002,8 = 1035,7 (v/p) Trục II : nII = nIu12 = 1035,72,7= 383,6 (v/p) Trục III : nIII = nIIu34 = 383,63,17 = 121 (v/p) 1.3.2. Tính cơng suất trên các trục. Gọi cơng suất các trục I , II , III lần lượt là PI , PII , PIII , cĩ kết quả: Cơng suất danh nghĩa trên trục III : PIII = Plvhol . hkn = 6,30,995 . 1 = 6,33 (kW) Cơng suất danh nghĩa trên trục II : PII = PIIIhol . h34 = 6,330,995 . 0,96 = 6,63 (kW) Cơng suất danh nghĩa trên trục III : PI = PIIhol . h12 = 6,630,995 . 0,95 = 7,01 (kW) Cơng suất danh nghĩa trên trục động cơ : Pđc = PIhol . hđ = 7,010,995 . 0,95 = 7,42 (kW) 1.3.3. Tính mơmen xoắn trên các trục: - Trục động cơ: Tđc = 9,55 .106 . Pđcnđc = 9,55 . 106 . 7,42 2900 = 24434,83 (Nmm) Trục I : TI = 9,55 .106 . PInI = 9,55 . 106 . 7,01 1035,7 = 64637,9 (Nmm) Trục II : TII = 9,55 .106 . PIInII = 9,55 . 106 . 6,63 383,6 = 165058,7 (Nmm) Trục III : TIII = 9,55 .106 . PIIInIII = 9,55 . 106 . 6,33 121 = 499599,2 (Nmm) Kết quả tính tốn được ghi thành bảng như sau : Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động . Động cơ I II III Cơng suất : P (kW) 7,42 7,01 6,63 6,33 Tỉ số truyền U 2,8 2,7 3,17 Số vịng quay (n) 2900 1035,7 383,6 121 Moment xoắn (T) 24434,83 64637,9 165058,7 499599,2 Phần 2 : Tính tốn 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 cĩ độ bền mịn 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 cơng suất của cơ cấu , Pđc = 7,42(kW). Tra bảng 5.13 trang 93 – {3} ta chọn loại đai cĩ hình thang thường A: Các thơng số của đai thường loại A bảng 4.13 trang 59 – {1} : bt = 11 (mm) ; b = 13 (mm) ; h = 8 (mm) ; yo = 2,8 (mm) Diện tích tiết diện : 81 (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 100 200 (mm) Chiều dài giới hạn : l = 560 4000 (mm) Hình 1. Đai hình thang thường 2.1.2. Xác định các kích thước và thơng số bộ truyền. a. Đường kính đai nhỏ. Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 1,2 . dmin = 1,2 . 100 = 120 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 125 (mm) ( bảng 5.15 trang 93 – {3} ) Vận tốc đai : v = π . d1 . n160000 ( cơng thức 5.18 trang 93 – {2}) = 3,14 . 125 .290060000 = 18,97 (m/s) Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc đai cho phép Vmax = 25 30 (m/s) b. Đường kính đai lớn. Đường kính bánh đai lớn : d2 = d1 . uđ . (1-e) = 125 .2,8 .(1 - 0,01)= 346,5 (mm) Trong đĩ : uđ - tỉ số truyền e = 0,01 ¸ 0,02 - hệ số trượt Chọn đường kính d2 theo tiêu chuẩn, d2 =360 (mm ) ( bảng 5.15 trang 93 – {3}) Tỉ số truyền thực tế : utt = d2d1 . (1-ε) ( cơng thức 4.10 trang 132 – {4}) = 360125 .(1-0,01) = 2,9 Sai số của tØ sè truyỊn : u = utt- uđuđ = 2,9-2,82,8 .100% = 3,57% <5% Vậy thỏa mãn điều kiện .Ta cã thĨ gi÷ nguyªn c¸c th«ng sè ®· chän. c. Khoảng cách trục A và chiều dài đai L. Chọn sơ bộ khoảng cách trục là : asb =1,5. d2 = 1,5. 360 = 540 (mm) Chiều dài sơ bộ của đai: Lsb = 2. asb + π.(d1+ d2)2 + ( d2- d1)24 . asb (cơng thức 4.4 trang 13 - {4}) Lsb = 2. 540 + π.(125+ 360)2 + ( 360- 125)24 . 540 = 1867,02 (mm) Theo bảng 4.13 trang 59 – {1} ,ta chọn : l = 2000 (mm) Số vịng chạy của đai : i = vL = 18,972000 = 9,49 Vậy i =9,49 < imax = 10 ,thỏa mãn điều kiện. Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn : a = 2L-π.d2+d1 + 2L - π(d2 + d12 - 8(d2 - d1)28 = 607,9 (mm) Kiểm tra điều kiện cơng thức 4-14 trang 60 – {1} ,khoảng cách trục cần thỏa mãn : 0,55.( d2+d1 )+ h ≤ a ≤ 2.( d2+d1 ) Trong đĩ : 0,55.( d2+d1 )+ h = 274,75 (mm) 2.( d2+d1 ) = 970 (mm) Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện. Gĩc ơm đai : α1 = 1800 - 570 (d2 - d1)a = 1800 - 570 (360- 125)540 = 155,190 α1 = 155,190 > 1500 ,vậy gĩc ơm thỏa mãn điều kiện. d. Xác định số đai z. Áp dụng cơng thức 4.16 trang 60 – {1} ta cĩ : z = P1 . KđP0 . Cα .Cl .Cu .Cz Trong đĩ : - Pđc= 7,42 (kW) - Cơng suất trên trục bánh đai chủ động - Kđ Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ Kđ =1,1 do làm việc 2 ca nên Kđ =1,2 (bảng 4.7 trang 55 – {1}) - P0 = 3,08 (kw) Cơng suất cho phép (bảng 4.19 trang 62 –{1}) - Cα Hệ số kể đến ảnh hưởng của gĩc ơm α1 Do α1 = 155,190 (150 180) Nên Cα = 1 – 0,0025.(180 - α1) = 0,93 - Cl Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai : ll0 = 20001700 = 1,176 Tra bảng 4.16 trang 61 – {1} , Cl = 1,04 - Cu = 1,135 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (bảng 4.17 trang 61 – {1}, với uđ = 2,8) - Cz Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố khơng đều tải trọng cho các dây đai .Ta cĩ tỉ số : z, = PđcP0 = 7,423,08 = 2,4 Tra bảng 4.18 trang 61 – {1} , Cz = 0,95 Thay các giá trị vào cơng thức ta cĩ : z = 7,42 . 1,23,08 .0,93 .1,04 .1,135 .0,95 = 2,748 (đai) Lấy z = 3 e. Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai. B = ( z – 1). t + 2.e (cơng thức 4.17 trang 63 – {1}) Trong đĩ : z = 3 ; t = 15; e = 10 (bảng 4.21 trang 63 – {1}) Thay số : B = 50 (mm) - Đường kính ngồi của bánh đai : + Bánh dẫn : da1 = d1 + 2. h0 = 131,6 (mm) (cơng thức 4.18 trang 63 – {1}) + Bánh bị dẫn : da2 = d2 + 2. h0 = 366,6 (mm) Trong đĩ : h0 = 3,3 (bảng 4.21 trang 63 – {1}). 2.1.3. Xác định lực trong bộ truyền. a. Xác định lực vịng. Fv = qm . v2 (cơng thức 4.20 trang 64 – {1}) Trong đĩ : qm = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22 trang 64 – {1}) Þ Fv = 0,105 . 18,972 = 37,785 (N) b. Xác định lực căng ban đầu. F0 = 780 . P1 . Kđv . Cα . z + Fv (cơng thức 4.19 trang 63 – {1}) = 780 . 7,42 . 1,218,97 . 0,93 . 3 + 37,785 = 169 (N) Lực căng dây mỗi đai là : F03 = 1693 = 56,3 (N) c. Lực tác dụng lên trục. Fr = 2 . F0 .z .sin(α2) = 2 .169 . 3 . sin(155,1902) = 990,3 (N) d. Lực vịng cĩ ích. Ft = 1000 . P1 v (cơng thức 3.4 trang 86 – {4}) = 1000 . 7,42 18,97 = 391,14 (N) Lực vịng trên mỗi dây đai 130,38 (N) e. Ứng suất lớn nhất trong dây đai. σmax = σ1 + σv + σu1 (cơng thức 4.28 trang 138 – {4}) = σ0 + 0,5. σt + σv + σu1 = F0A + 0,5.FtA + FvA + 2 .y0d1 . E = 56,381 + 0,5 .130,3881 + 37,78581 + 2 .2,8 .100125 = 6,45 (MPa) Trong đĩ : E = 100 (MPa), mơđum vật liệu đai (trang 139 – {4}) f. Tuổi thọ của đai. Xác định theo cơng thức 4.37 trang 146 – {4}: Lh = (σrσmax)m2 .3600 .i .107 = (96,45)82 .3600 .9,49 .107 = 2103,12 (giờ) Với tuổi thọ của dây đai như vậy . Trong tồn bộ thời gian làm việc của hệ thống số lần phải thay đai là : Sthayđai = LLh = 120002103,12 6 (lần) Bảng thơng số của bộ truyền đai thang : Th«ng sè TrÞ sè §­êng kÝnh tang nhá: d1 (mm) 125 §­êng kÝnh tang lín: d2 (mm) 360 Kho¶ng c¸ch trơc: A (mm) 540 ChiỊu dµi ®ai: L (mm) 2000 Gãc «m ®ai: a 155,190 Sè ®ai: z 3 ChiỊu réng ®ai: B (mm) 50 Lùc c¨ng ban ®Çu: Fo (N) 169 Lùc t¸c dơng lªn trơc: Fr (N) 990,3 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cơn – răng thẳng (cấp nhanh). 2.2.1. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ ,khả năng cơng nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, cĩ yêu cầu kích thước nhỏ gọn hay khơng ?...Đối với hộp giảm tốc cơn – trụ hai cấp chịu cơng suất nhỏ Pđc = 5,5 (kw), chỉ cần chọn vật liệu nhĩm I cĩ độ rắn HB 350 , bánh răng được thường hĩa hoặc tơi cải thiện. Nhờ cĩ độ rắn thấp nên cĩ thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền cĩ khả năng chạy mịn. Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn : * Bánh nhỏ (bánh 1) : - Thép C45 tơi cải thiện . - Đạt tới độ rắn HB = (241285) . - Giới hạn bền σb1= 850 MPa. - Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250. * Bánh lớn (bánh 2) : - Thép C45 tơi cải thiện . - Đạt tới độ rắn HB = (192240). - Giới hạn bền σb2= 750 MPa. - Giới hạn chảy σch2 = 450 MPa. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB2 = 240 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép. Ứng suất tiếp xúc cho phép σH và ứng suất uốn cho phép σF được xác định theo cơng thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}. σH = σHlim0SH .ZR . Zv . KxH . KHL σF = σFlim0SF .YR . Ys . KxF . KFC .KFL Trong đĩ : ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc . Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vịng . KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng . Ys - Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất . KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Trong thiết kế sơ bộ lấy : ZR . Zv . KxH = 1 và YR . Ys . KxF = 1 , do đĩ các cơng thức (3.1) và (3.2) trở thành : σH = σHlim0SH . KHL σF = σFlim0SF . KFC .KFL Trong đĩ : σHlim0 và σFlim0 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 tơi cải thiện đạt độ rắn HB = (180350). σHlim0 = 2HB + 70 ; SH = 1,1 σFlim0 =1,8HB ; SF = 1,75 SH , SF – Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn . σHlim10 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa) σHlim20 = 2 HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa) σFlim10 =1,8 HB1 = 1,8 . 250 = 450 (MPa) σFlim20 =1,8 HB2 = 1,8 . 240 = 432 (MPa) KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều). KHL , KFL - 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 cơng thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} : KHL = mHNHONHE KFL = mFNFONFE Trong đĩ : mH , mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn . mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 . NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc , cơng thức 6.5 trang 93 – {1} ta cĩ : NHO = 30. HHB2,4 Þ NHO1 = 30.2502,4 = 17067789 NHO2 = 30.2402,4 = 15474913 NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4 .106 đối với tất cả loại thép . NHE và NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì NHE và NFE được tính theo cơng thức 6.7 và 6.8 trang 93 – {1) : NHE = 60.c. i=1nTiTmax3 . ni . ti NFE = 60.c. i=1nTiTmaxmF . ni . ti Trong đĩ : c – số lần ăn khớp trong một vịng, c = 1 ni – số vịng quay của bánh răng trong một phút, nI = 1035,7 (v/p) ; nII = 383,6 (v/p) ti - tổng thời gian làm việc, ti = 12000 (giờ) . mF = 6 Þ NHE1 = 60 . 1 .1035,7 .(13. 0,2 + 0,63.0,4 + 0,43.0,4) .12000 = 2,32 . 108 NHE2 = 60 . 1 .383,6 .(13. 0,2 + 0,63.0,4 + 0,43.0,4) .12000 = 8,62 . 107 NFE1 = 60 . 1 .1035,7 .(16. 0,2 + 0,66.0,4 + 0,46.0,4) .12000 = 1,64 . 108 NFE2 = 60 . 1 .383,6 .(16. 0,2 + 0,66.0,4 + 0,46.0,4) .12000 = 6,08 . 107 Vậy : NHE1 > NHO1 , NHE2 >NHO2 và NFE1 > NFO1 , NFE2 >NFO2 Nên ta lấy : NHE = NHO , NFE = NFO Khi đĩ ta cĩ kết quả : KHL = 1 và KFL = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hồnh :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn là khơng thay đổi). Vậy ta cĩ kết quả : σH1 = 570 .11,1 = 518,181 (MPa) σH2 = 550 .11,1 = 500 (MPa) σF1 = 450 .1.11,75 = 257,14 (MPa) σF2 = 432.1 .11,75 = 246,86 (MPa) Với bộ truyền bánh răng cơn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính tốn chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị σH1 và σH2 , do đĩ σH = σH2 = 500 (MPa) . * Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định theo cơng thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} : σHmax = 2,8 . σch σFmax = 0,8 . σch Þ σH1max = 2,8 .580 = 1624 ( MPa) σH2max = 2,8 .450 = 1260 ( MPa) σF1max = 0,8 .580 = 464 ( MPa) σF2max = 0,8 .450 = 360 ( MPa) 2.2.3.Tính bộ truyền bánh răng cơn. Với tỉ số truyền u12 = 2,7 nên chọn bánh răng cơn – răng thẳng để thuận lợi cho việc chế tạo sau này. 1. Xác định chiều dài cơn ngồi. Chiều dài cơn ngồi của bánh răng cơn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc.Theo cơng thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1} : Re = KR . u12 +1 .3T1 . KHβ1- Kbe . Kbe . u12 . σH2 Trong đĩ : KR = 0,5Kđ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng cơn – răng thẳng bằng thép : Kđ = 100 MPa1/3 Þ KR = 0,5 . 100 = 50 MPa1/3 Kbe – hệ số chiều rộng vành răng : Kbe = bRe = 0,250,3 Chọn Kbe = 0,3 vì u12 = 2,7 < 3 Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} Þ Kbe .u122- Kbe = 0,3 .2,72- 0,3 = 0,476 Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn KHβ = 1,08 do trục bánh răng cơn Lắp trên ổ đũa , sơ đồ I , HB 350 . T1 = 64637,9 (Nmm) .Mơmen xoắn trên trục bánh chủ động . σH = 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép . Vậy cĩ kết quả : Re = 50 . 2,72 +1 .364637,9 . 1,081- 0,3 . 0,3 . 2,7 . 5002 = 113,76 (mm) 2. Xác định các thơng số ăn khớp. * Số răng bánh nhỏ : de1 = Kđ . 3T1 . KHβ1- Kbe . Kbe . u12 . σH2 = 100 .364637,9 . 1,081- 0,3 . 0,3 . 2,7 . 5002 = 79 (mm) Theo bảng 6.22 trang 114 – {1} , tìm được z1p = 21 với HB 350 Þ z1 = 1,6 .z1p = 1,6 . 21 = 33,6 . Chọn z1 = 33 (răng) . * Đường kính trung bình và mơđum trung bình : dm1 = 1- 0,5Kbe . de1