Đồ án Truyền động cơ khí

ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 1 Đồ án Truyền động cơ khí ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 2 MỤC LỤC Lời nói đầu .................................................................................................. 2 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện .................................................................... 4 1.2 Phân phối tỷ số truyền ............................................................... 5 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích.............................................................. 6 2.2 Thiết kế bánh răng ..................................................................... 9 2.3 Thiết kế trục ............................................................................... 21 2.4 Tính toán chọn ổ ........................................................................ 34 2.5 Thiết kế vỏ hộp .......................................................................... 40 2.6Các chi tiết phụ ........................................................................... 41 2.7 Bảng dung sai lắp ghép .............................................................. 43 Tài liệu tham khảo ...................................................................................... 45 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 3 LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn. Sinh viên thực hiẹân. Nguyễn Minh Trung ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 4  Số liệu thiết kế: Công suất trên trục công tác:P=7 (KW) Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút) Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12 ÑOÄNG CÔ MAÙY SAØN 1 2 3 Chuù thích : 1. noái truïc ñaøn hoài 2. Hoäp giaûm toác baùnh raêng truï 2 caáp phaân ñoâi 3. Boä truyeàn xích oáng con laên T1 T2 Sô ñoà taûi troïng Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 5 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN  Số liệu thiết kế: Công suất trên trục công tác: Pct = 7KW Số vòng quay trục công tác: nct= 50 vg/ phút CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2. Công suất cần thiết của động cơ:  Act dc KP P .  trong đó: Pct.KA=7*0,963= 6,7431KW là công suất tính toán của trục công tác với 963,0 1248 12.)8,0(48.)(.)( 222       T T T T ti ti T Ti K A và Hiệu suất chung của bộ truyền: 8406,0... 42  NTOLbrX  Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích 93,0X hiệu suất bộtruyền bánh răng 97,0br hiệu suất bộtruyền ồ lăn 99,0OL hiệu suất nối trục đàn hồi 99,0OL )(02,8. KWKPP Actdc   3. Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW. 4. Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau: Loại động cơ Số vòng quay động cơ(vg/phút) Tỷ số truyền chung congtac dongco ch n n u  4A132M2Y3 2907 58,14 4A132M4Y3 1458 29,16 4A160S6Y3 970 19,4 4A160M8Y3 730 14,6 1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 6 Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3 4. Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau: Uhộp giảm tốc= 8 vơí ubr1 = 3,08 Ubr2 = 2,6 Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : 425,2 8 4,19  hopgiamtoc chung X u u u 5. Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau: Trục I(Động cơ) II III IV(Công tác) Thông số Công suất(KW) 8,02 7,7 7,39 6,743 Tỷ số truyền 3,08 2,6 2,425 Moment xoắn(Nmm) 78960 233259 582057 1287913 Số vòng quay(vg/phút) 970 315,25 121,25 50 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH  Số liệu ban đầu: Công suất P =7,39 KW Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút Moment xoắn: T = 582057 Nmm ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 7 Tỷ số truyền: u= 2,245 Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được. I. TÍNH TOÁN: 1. Chọn loại xích ống con lăn một dãy. 2. Số răng đĩa xích dẫn: Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn Z1=25.  Z2 =u.Z1 = 2,425. 25 = 60,625  Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130. 3. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích : 44,2 25 61 1 2  Z Zu 4. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích: K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv Với: Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ. Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích. Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn. Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca.  K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,344. Ta có hệ số vòng quay .649,1 25,121 200 1 01  n nK n Với n01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3]. Và hệ số răng đĩa xích : .1 25 2525 1  Z K z Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1 5. Từ đó ta có công suất tính toán: 378,16 1 39,7.1.649,1.344,1...  x zn t K PKKKP Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm. 6. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút). Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã. 7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau : ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 8 3 11 ].[. ..600 x c KPonZ KPp  Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3] Thế vào biểu thức trên ta có mm KPonZ KPp x c 006,29].[. ..600 3 11  Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên. 8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn : + Vận tốc trung bình của xích: )/(604,1 60000 .. 1 smZpnv c  + Lực vòng có ích : )(4607.1000 N v PFt  + Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40pc =1270mm từ a =(30÷50)pc + Số mắt xích : 82,123. 2 )12 2 212 2          a pZZZZ p aX c c  Ta chọn X=124 mắt xích . + Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác: mmZZZZXZZXpa c 88,12722 128 2 21 2 2125,0. 22                          Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng (0,002÷0,004)a Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm + Lực tác dụng lên trục: Fr= Km. Ft = 1,15.4607=5298(N) Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang. + Đường kính đĩa xích : Bánh dẫn: mmpdd mmZpd ca c 885,2747,0 66,252 . 11 1 1    Bánh bị dẫn: mmpdd mmZpd ca c 72,6387,0 49,616 . 22 2 2    9. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 9 16][63,1 124.15 25,121.25 15 . 11  i X nZi Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3] 10. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: FoFvF Qs   1 Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1] F1=Ft=4607 (N) Fv=qm.v2=9,777 (N) Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1] Fo=Kf .a .qm .g = 6 .1269,06 .3,8 .9,81 =283,85 Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang. ][06,18 1 s FoFvF Qs    Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3]. 2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 10 ÑOÄNG CÔ MAÙY SAØN 1 2 3 Chuù thích : 1. noái truïc ñaøn hoài 2. Hoäp giaûm toác baùnh raêng truï 2 caáp phaân ñoâi 3. Boä truyeàn xích oáng con laên T1 T2 Sô ñoà taûi troïng Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Chế độ tải: T1 = T :T2 = 0,8T t1 = 48 :t2 =12  Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: HB1=240 HB Bánh bị dẫn: HB2=230 HB A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM Số liệu ban đầu: Công suất P =7,7 KW ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 11 Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút Moment xoắn: T = 233259 Nmm Tỷ số truyền: u= 2,6 Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ. 1. Số chu kỳ làm việc cơ sở. 74,24,231 10.547,1240.3030  HBN HO chu kỳ. 74,24,242 10.397,1230.3030  HBNHO chu kỳ. Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ 2. Số chu kỳ làm việc tương đương: 7 3 1 10.35,57.max ..60        iiHE tnT TicN chu kỳ. 7 3 2 10.06,22.max ..60        iiHE tnT TicN chu kỳ. 7 6 1 10.17,54.max ..60        iiFE tnT TicN chu kỳ. 7 6 2 10.83,20.max ..60        iiFE tnT TicN chu kỳ. Vì: 22112211 ;;; FOFEFOFEHOHEHOHE NNNNNNNN  Nên ta có hệ số tuổi thọ: 12121  FLFLHLHL KKKK 3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc: .70.2lim  HBOH Bánh dẫn : MPaHBOH 550.70.21lim  Bánh bị dẫn: MPaHBOH 530.70.22lim  4. Ta có giới hạn mỏi uốn: HBOF .8,1lim  Bánh dẫn : MPaHBOF 4328,11lim  Bánh bị dẫn: MPaHBOF 4148,12lim  5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:   HL H OH H Ks 9,0.lim  Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]    MPaK s HLH OH H 450 9,0. 1 1lim 1    ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 12    MPaK s HLH OH H 64,433 9,0. 2 2lim 2    Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép:   MPaH 64,433 6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:   FL F OF F Ks lim  Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]    MPaK s FLF OF F 86,2461 1lim 1       MPaK s FLF OF F 57,2362 2lim 2    7. Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn: ba =0,4 Khi đó : 72,0 2 )1.(    uba bd   Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có : KH= 1,022 KF= 1,038 8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:   3 2 1 .. . )1(50 u KT ua Hba H w   mm82,192 6,2.64,433.4,0 022,1.233259)16,2(50 3 2  Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm. 9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)  m=0,015 .200=3 Tổng số răng : 133 3 200.22 21  m azz w răng Với 9,36 6,21 133 1 21 1      u zzz Chọn z1=37 răng z2= 133-37=96 răng . ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 13 10. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là: 59,2 1 2  z zu sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là 1,15%. 11. Các thông số hình học của bộ truyền: o Đường kính vòng chia: d1= z1 . m=37.3= 111 mm d2 =z2 . m=96.3= 288 mm o Đường kính vòng đỉnh: 117.211  mdda mm 294.222  mdda mm o Khoảng cách trục: 200 2 )1(.1    umzaw mm o Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: 80200.4,0.2  ab ba mm. Bánh dẫn: 85580521  bb mm o Vận tốc vòng bánh răng: )/(83,1 60000 25,315.111. 60000 .. 11 smndv   Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9. o Xác định giá trị các lực : Bánh dẫn: Lực vòng : N d TFt 4203 2 1 1 1  Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tg=1530N Bánh bị dẫn: Lực vòng : N d TFt 4042 2 2 2 2  Lực hướng tâm: Fr2= Ft2tg=1471N. 12. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động : 206,1 107,1   FV HV K K MPaMPa ub uKT d ZZZ H w HHM H 64,433][85,329. )1.(..2.. 1 1      ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 14 Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc. 13. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: o Hệ số dạng răng: Bánh dẫn: .83,3 37 2,1347,32,1347,3 1 1  Z YF Bánh bị dẫn: .61,3 96 2,1347,32,1347,3 2 2  Z YF o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: 45,64][ 1 1  F F Y  53,65]2[ 2  FY   Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn. o Ứng suất uốn tính toán: MPaMPa mb KKFY F nw FvFtF F 86,246][79. ... 1 1 11    Do đó độ bền uốn được thoã. B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH Số liệu ban đầu: Công suất KWP 01,4 2 02,8  Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 970 vg/phút Moment xoắn: 39480 2 78960 1 T Nmm Tỷ số truyền: 07,3 .1 1  xbr ch br uu uu Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ. 1. Số chu kỳ làm việc cơ sở. 74,24,231 10.547,1240.3030  HBN HO chu kỳ. 74,24,242 10.397,1230.3030  HBNHO chu kỳ. Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ 2. Số chu kỳ làm việc tương đương: 7 3 1 10.5,176.max ..60        iiHE tnT TicN chu kỳ. ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 15 7 3 2 10.84,45.max ..60        iiHE tnT TicN chu kỳ. 7 6 1 10.7,166.max ..60        iiFE tnT TicN chu kỳ. 7 6 2 10.3,43.max ..60        iiFE tnT TicN chu kỳ. Vì: 22112211 ;;; FOFEFOFEHOHEHOHE NNNNNNNN  Nên ta có hệ số tuổi thọ: 12121  FLFLHLHL KKKK 3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc: .70.2lim  HBOH Bánh dẫn : MPaHBOH 550.70.21lim  Bánh bị dẫn: MPaHBOH 530.70.22lim  4. Ta có giới hạn mỏi uốn: HBOF .8,1lim  Bánh dẫn : MPaHBOF 4328,11lim  Bánh bị dẫn: MPaHBOF 4148,12lim  5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:   HL H OH H Ks 9,0.lim  Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]    MPaK s HLH OH H 450 9,0. 1 1lim 1       MPaK s HLH OH H 64,433 9,0. 2 2lim 2    Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:   MPaHHH 82,441])[].([5,0 21   6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:   FL F OF F Ks lim  Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]    MPaK s FLF OF F 86,2461 1lim 1       MPaK s FLF OF F 57,2362 2lim 2    ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 16 7. Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Ta chọn: ba =0,16 Khi đó : 3256,0 2 )1.(    uba bd   Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có : KH= 1,01 KF= 1,045 8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:   3 2 1 .. . )1(43 u KT ua Hba H w   mm6,130 07,3.82,441.16,0 01,1.39480)107,3(43 3 2  Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm. 9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)  ta chọn mn=3 10. Tính góc nghiêng răng  thoãđiều kiện sau: 30o<<40o )1.( 40cos..2 )1.( 30cos.2 0 1 0    um a Z um a n w n w 07,207,22 1  Z Vậy ta chọn z1=22 răng. Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z2=z1.u=22 .3,07=67,54 Ta chọn z2=68 răng. 11. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là: 09,3 1 2  z zu sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=3,07 là 0,65%. 12. Góc nghiêng răng: w n a Zum .2 ).1.(arccos 1 048,32 160.2 22).109,3.(3arccos  . 13. Các thông số hình học của bộ truyền: o Đường kính vòng chia: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 17 mmZmd n 42,78 48,32cos 22.3 cos . 0 1 1   mmZmd n 83,241 48,32cos 22.3 cos . 0 1 2   o Đường kính vòng đỉnh: 24,84.211  na mdd mm 83,247.222  na mdd mm o Khoảng cách trục: 160 cos2 )1(.1     umz a nw mm o Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: 6,25160.16,0.2  ab ba mm. Bánh dẫn: 6,3056,25521  bb mm o Vận tốc vòng bánh răng: )/(6)/(97,3 60000 .. 11 smvsmndv th   (tra từ bảng 6.3 [3]) Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9. o Xác định giá trị các lực : Bánh dẫn: Lực vòng : N d TFt 1009 2 1 1 1  Lực hướng tâm: NtgFF tr 435cos .1 1    Lực dọc trục: NtgFF ta 642.11   Bánh dẫn: Lực vòng : N d TFt 965 2 2 2 2  Lực hướng tâm: NtgFF tr 418cos .2 2    Lực dọc trục: NtgFF ta 614.22   14. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động : 17,1 09,1   FV HV K K ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 18 o Hệ số trùng khớp ngang:  cos.) 11.(2,388,1 21        ZZ 718,148,32cos.) 68 1 22 1.(2,388,1 0      . o Hệ số trùng khớp dọc: 744,1 3. 48,32sin.6,25 . sin. 0      n w m b . Khi ncx=9 thì KF=1 Từ bảng 6.11 [3]ta chọn KH=1,15 o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: ub uKT d ZZZ w H w HM H . )1.(..2.. 1 1    Với: MPaZ M 275 78,0 63,1 11     Z 523,1 )sin( cos.2  tw HZ   Trong đó: 00 0 34,23 48,132cos 20tanarctan cos tanarctan                 tw KH=KH . KH . KHv =1,266  MPaMPa HH 82,441][6,268   Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc. 15. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: o Xác định số răng tương đương. 65,36 )(cos 3 1 1   ZZ v 27,113 )(cos 3 2 2   ZZ v o Hệ số dạng răng: Bánh dẫn: 83,32,1347,3 1 1  v F Z Y Bánh bị dẫn: 58,32,1347,3 2 2  v F Z Y ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 19 o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: 45,64][ 1 1  F F Y  08,66]2[ 2  FY   Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn. o Ứng suất uốn tính toán: nw FtF F mb YYKFY . ....   Với: 223,1..  FvFFF KKKK  83,31 FY .582.0 718,1 11     Y .768,0 120 1  Y  MPaMPa FF 86,246][01,23   Do đó độ bền uốn được thoã. Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 20 Kieåmnghieäm ñieàu kieän boâi trôn ngaâm daàu: Bánh răng Thông số Cấp nhanh Cấp chậm Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị dẫn Khoảng cách trục (aw) 160 200 Đường k