Tính toán các thông số chính của hộp giảm tốc 350, xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân hộp và bản vẽ nắp hộp

Lời nói đầu Ngành cơ khí chế tạo máy là một trong những ngành then chốt của nền kinh tế quốc dân , nó góp phần không nhỏ vào quá tình công nghiệp hoá ,hiên đại hoá đất nước .Đặc biệt là trong giai đoạn hiện nay nền khoa học trên thế giới và trong nước đang ngày càng phát triển mạnh mẽ. ở nước ta hiện nay trong công cuộc đổi mới và phát triển nền kinh tế .Viêc đầu tư vào nền công nghiệp nặng là chủ yếu ,nhất là trong lĩnh vực sản xuất máy móc ,thiết bị cơ khí như các bơm dung dịch có áp suất cao ở trong công ty đạm cho đến các băng tải vận chuyển xi măng hoặc băng tải vận chuyển đá ,than và các hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng…Đều phải sử dụng đến hộp giảm tốc để biến đổi lực và chuyển động. Vì vậy nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc 350 là để phục vụ cho việc vận chuyển băng tải đạm ,băng tải than , các bơm nén có áp suất an toàn và ổn định, các hệ thống tời ,cầu trục nâng hàng…Với giá thành phù hợp và đảm bảo chất lượng theo yêu cầu mà không phải nhập khẩu của nước ngoài. Với phương án sử dụng hộp giảm tốc có thể sử dụng trong nhà xưởng có diện tích hẹp hoặc trong các phân xưởng lớn giúp cho người công nhân vân hành băng tải và máy móc được dễ ràng , đảm bảo an toàn và nâng cao năng suất lao động. Phần I Tính toán các thông số chính của hộp giảm tốc 350, Xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc bản vẽ thân hộp và bản vẽ nắp hộp. Giới thiệu chung về hộp giảm tốc 350. - Hộp giảm tốc 350 được dùng rộng rãi trong các cơ sở sản xuất, Hộp giảm tốc kết hợp với một số sản phẩm cơ khí khác dùng làm tời nâng, hạ hàng nặng dùng làm cần cẩu, dầm cầu trục, băng tải… - Hộp giảm tốc làm giảm tốc độ từ đầu vào nối với trục động cơ điện đến dầu ra, đầu công tác yêu cầu lực ở đầu ra là lớn do đó yêu cầu đặt ra để thiết kế vỏ hộp giảm tốc là gọn nhẹ, nhưng đủ cứng vững, giá thành hạ mà vẫn đảm bảo các yêu cầu về kỹ thuật. Vậy để làm giảm giá thành sản phẩm ta sử dụng phương pháp chế tạo hộp giảm tốc 350 là hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp, vì kết cấu của hộp đơn giản tuổi thọ cao có thể sử dụng trong phạm vi rộng rãi của vận tốc và tải trọng, tuy nhiên hộp giảm tốc kiểu này có nhược điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ đỡ do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng. Vậy cần thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt là các bánh răng nhiệt luyện đạt độ cứng đảm bảo khi có tải trọng thay đổi và chú ý chọn ổ lăn cho hợp lý. - Qua các yêu cầu đặt ta ở trên để thiết kế vỏ hộp giảm tốc 350 trước hết ta phải thiết kế phần ruột của hộp giảm tốc để từ đó tính toán thiết kế vỏ hộp cho hợp lý. Từ dữ liệu đã cho là hộp giảm tốc 350, ta hiểu khoảng cách hai trục xa nhất là 350mm. Vậy trọn khoảng cách trục I và trục II là: aw1 = 150mm Khoảng cách trục II và trục III là: aw2 = 200mm Giả sử hộp giảm tốc dùng làm tời nâng, hạ vật nặng chạy hai chiều. Giả sử lực kéo là 3000kg = 30000N = F Vận tốc nâng hạ là V=0.8m/s đường kính tang tời là D=280mm Thời hạn phục vụ là Lh=10000 giờ Vậy đẻ tính toán phần ruột của hộp giảm tốc để suy ra vỏ hộp giảm tốc ta phải qua các bước sau: + Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. +Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp. +Tính toán thiết kế trục. +Tính toán chọn ổ lăn. +Tính kết cấu và xây dựng bản vẽ lắp hộp giảm tốc, bản vẽ thân hộp, bản vẽ nắp hộp I- chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. I.1 Chọn động cơ. I.1.1 Xác định công suất động cỏ. công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức: py/c=pct / ho với pyc là công suất yêu cầu pct : là công suất công tác . ho : là hiệu suất. → xác định Pct như sau: Pct= F.V /1000= 30000x0,8/1000=24(KW). + xác định hiệu suất ho: áp dụng công thức h= hbt1.hbt2.hbt3.hkô lăn.hkhớp trong đó: hbt1- là hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng. hbt2-là hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng. hô lăn -là hiệu suất 1cặp ổ lăn . hkhớp-là hiệu suất nối trục. K- là số cặp ổ lăn. Tra bảng sách 2.3 T.19 TKHDĐCKT1 ta có : hbt1= 0,98 hbt2 = 0,98 ; hk = 1 ; hổ lăn = 0,99 ; k = 4 thay số ta được : h = 0,98.0,96. 0,994.1=0,92 do đó Py/c= pct/h= 24/0.92= 26,08(kw). I.1.2 xác định hệ số vòng quay cơ sở: - Số vòng quay cơ sở được xác định theo công thức: nsb= nct.usb Trong đó : nct- số vòng quay trên trục công tác. n= 60000.v/pD= 60000.0,8/3.14x280=54,27(v/p). Usb – tỷ số truyền sơ bộ. Với Usb= Uh.Un - Chọn U = Un = 1 là tỷ số truyền khớp nối. U1 =18(bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp). Theo bảng 2.4 (TKHDĐCKT1) tacó: Usb=18.1=18. - Thay số vào công thức trên ta có: nsb= 18.54,27=976,86(v/p). I.1.3. Từ Py/c và nsb . Chọn động cơ theo bảng P1.1(TKHDĐCKT1) trang 234 chọn động cơ có các số hiệu như sau: p= 30(kw) Tmax/Tdn= 2,0. n= 977(v/p) Tk/Tdn=1,2. h = 0,90 Cosj =0,90. đường kính trục của động cơ f = 50. ị Pđ/c> Py/c.(thoả mãn). nđbộ ≈ n sơ bộ. I.2-phân phối tỷ số truyền cho các cấp. I.2.1. Tính lại tỷ số truyền chung. U= nđ/c/nct= 977/54,27=18. ị tỷ số truyền chung cho cả hộp là: uh= u/un = 18/1=18. I.2.3. phân phối tỷ số truyền cho các cấp trong hộp. Uh = u1.u2 U1 – là cấp nhanh gần động cơ. U2 – là cấp chậm xa động cơ. Tra bảng 3.1 trang 43 sách (TKHDĐCKT1). Với Uh =18. U1 = 5,66. U2 =3,18. I.3 tính được số vòng quay các trục. + trục I ta có : n1 = nđ/c/uk = 977/1 = 977 (v/p). + trục II ta có : n2 = n1/u1. = 977/5,66 = 172,6 (v/p). + trục III ta có : n3 = n2/u2 = 172,6/3,18 = 54,28 (v/p). I.4. công suất các trục: + công suất tính từ trục III trở về: Côngsuất trục III là: - P3 = Pct / hô.hk với hô = 0.99 , hk= 1. ị P3=24/0.99 = 24,24 (kw). + công suất trục II là: P2 = P3 / hbrt.hô = 24,24/0,96.0,99 = 25,5 (kw). + công suất trục I là: P1 = P2 / hô.hbt1 = 25,5/0,96.0,99 = 26,83 (kw). I.5. tính mô men xoắn trên các trục. áp dụng công thức: Ti= 9,55.106.pi/ni - Mô men xoắn trục I là: T1= 9,55.106.26,83/977 = 262258,4(N.mm). - Mô men xoắn trục II là: T2= 9,55.106.25,5/172,6 = 1410921,2(N.mm). - Mô men xoắn trục III là: T3= 9,55.106.24,24/54,28 = 4264775,2(N.mm). Từ đó ta có bảng thông số sau: Trục Thông số Trục động cơ I II III Công tác Tỷ số truyền u 5,66 3,18 Số vòng quay n(v/p) 977 977 172,6 54,28 Công suất P (kw) 30 26,83 25,5 24,24 Mô men xoắn (N.mm) 262258,4 262258,4 1410921,2 4264775,2 II . Thiết kế bộ truyền bánh răng hai cấp. II.1 . thiết kế cặp bánh răng trụ răng nghiêng ở cấp nhanh - các thông số đầu vào: P1 = 26,83 (kw) T1 = 262258,4 (N.mm) n = 977 (v/p) U = 5,66 - Để tải trọng làm việc tốt ta chọn cặp bánh răng trụ răng nghiêng có góc nghiêng (80 ~ 200). II.1.1 - chọn vật liệu làm bánh răng .vật liệu làm bánh răng phải bền tránh hiện tượng tróc mỏi bề mặt, hiện tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình làm việc . Do đó vật liệu dùng để làm bánh răng thưòng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý - Theo yêu cầu của bộ truyền ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng HB Ê 350. căn cứ vào bảng 6.1 (TKHDĐCKT1) ta chọn vật liệu làm bánh răng như sau: - Bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hoá sau khi gia công và có các thông số kỹ thuật như sau: - Độ cứng HB1 = 170~217 MPa. - Giới hạn bền s b1 = 600 MPa. - Giới hạn chảy s ch1 = 340 MPa. Do vậy ta chọn HB1 = 210 - Bánh lớn vật liệu như bánh nhỏ nhưng do bánh lớn làm việc trong điều kiện không khốc liệt bằng bánh nhỏ nên ta chọn HB2 = 200 giới hạn bền s b2 = 600MPa. Giới hạn chảy s ch2 = 340MPa II.1.2- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng. ký hiệu [sH] được xác định bằng công thức: [sH] = s0H lim. KHL.ZR.Zv.K XH / SH. Trong đó : - SH : là hệ số an toàn. - ZR : là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc - Zv : là hệ số xét đến vận tốc vòng . - K XH: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ bộ ta lấy ZR.Zv.K XH = 1. Vậy [sH] = s0H lim . KHL / SH. Trong đó s0H lim giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. Theo bảng 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94 ta có : s0H lim = 2HB + 70 ị Bánh nhỏ s0H1 lim = 2.210 +70 = 490 (MPa). Bánh lớn: s0H2 lim = 2.200 +70 = 470 (MPa). SH : hệ số an toàn SH = 1,1. K HL : hệ số xét dần đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo 6.3 (TKHDĐCKT1) trang 93 K HL đựoc tính như sau: K HL = . tính toán sơ bộ lấy K HL =1 Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]1 = s0H1 lim. KHL1 / SH = 490.1 / 1,1 = 445,5(MPa) [sH]2 = s0H2 lim. KHL2 / SH = 470.1 / 1,1 = 427,27(MPa) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo: [sH] = ([sH]1+[sH]2)/2=436,36 (MPa) II.1.3 ứng suất tiêp xúc cho phép được xác định bởi công thức sau: [sF] = s0F lim. YR.YS.KxF.KFC.KFL / SF . trong đó: s0F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF. SF – hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá YS=1,08~0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất m – mô đun tính bằng (mm). YR = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng. KxF hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn. KFC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy KFC = 1 Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1 Theo 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94: s0F lim = 1,8.HB ị các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau: s0F1 lim = 1,8.HB1 = 1,8. 210 = 378 (MPa). s0F2lim = 1,8.HB2 = 1,8. 200 = 360 (MPa). KFL – là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức: KFL = tính toán sơ bộ lấy KFL =1 ị [sF1] = 378.1.1/1,75 = 216(MPa) [sF2] = 360.1.1/1,75 = 205,7(MPa) II.1.4 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng II.1.4.1 Xác định khoảng cách trục aw1 chọn aw =150mm U1=5,66 II.1.4.2 chọn mô đun. Dựa vào kinh nghiệm m = (0,01~0,02) .aw = 1,5~3.0 (mm) Ta chọn m = 2. + chọn góc nghiêng b = 100 ị cosb = 0,9848. II.1.4.3 tính số răng các bánh răng. dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có : Z1 = 2 aw +cosb /m(u+1) = (2.150+0,9848)/ 2(5,66+1) = 22,59 (răng) Chọn Z1 = 22 (răng). + tính số răng Z2 ta có Z2 = Z1.U = 22.5,66 = 124,52 (răng) lấy Z2 = 125 (răng). II.1.4.4 tính tỷ số truyền thực : Um = Z2 /Z1 = 125/22 = 5,68 II.1.4.5 tính lại góc b: ta có: cosb = (Z1 + Z 2).m / 2 aw = (22+125).2/2.150 = 0,98 ị b = 11,40. II1.4.6 Tính lại khoảng cách trục aw theo b. áp dụng công thức: aw =0,5.m(Z1 + Z 2) /cosb. = 0,5.2.(22+125) / 0,98 = 150(mm). do đó chọn aw = 150(mm) và không cần dịch chỉnh II.1.5 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. + ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau: sH < [sH] sH = ZM.ZH.Ze. trong đó ZM : là hệ số xéy đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu tra bảng 6.5 (TKHDĐCKT1) trang 96 có : ZM = 274 (MPa)1/3. ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = trong đó bb góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg bb = cosat tgb với atw = at = arctg(tga /cosb) = arctg(tg 200 )/ cos11,40 = arctg 0,3713. atw = at = 20,490. ị tg bb = cos 20,49.tg11,40 = 0,188 ị bb = 10,60 thay số ta có : ZH = = 1,72 Ze : hệ số kể đến sư trùng khớp của bánh răng vì eb hệ số trùng khớp dọc eb > 1. Ze = với ea = [ 1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2) ]cosb. ea = ( 1,88 – 3,22/22 – 3,2/125).0,98 = 1,67. Ze = = 0,78. + Tính KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHb.KHa.KHV do V = P.dw1n1/ 60000 với dw1 = 2aw1/ um+1 = 2.150/6,68 = 44,9(mm) ị V = 3,14.44,9.9771 / 60000 = 2,29 (m/s) theo bảng 6.13 (TKHDĐCKT1) trang 106 có cấp chính xác động học là 9 theo bảng 6.13 (TKHDĐCKT1) trang 107 có : KHa = 1,13 ; KHb = 1,12. KHV = 1+ vH.bw.dw / 2T1.: KHb .KHa với VH = sH.g0.v theo bảng 6.15 (TKHDĐCKT1) ta có : sH = 0,002 ; g0 = 73 ị VH = 0,002.73.2,29 = 1,7. + Tính bw chiều rộng của vành răng bw = aw.yba với yba = 0,3 ị bw1 = 0,3.150 = 45(mm) vậy KHv = (1+ 1,7.45.44,9)/ 2.262258,4.1,13.1,12=1,0005 ị KH = 1,13.1,12.1,0005 = 1,26 thay các số liệu vào công thức 6.33 (TKHDĐCKT1) trang 105 ta được : sH = 274.1,72.0,78. = 1075,5 (MPa) * Nhận xét : do ứng suất uốn tính được là1075,5 (MPa) lớn hơn rất nhiều ứng suất cho phép của vật liệu. Vậy bộ truyền làm việc không đảm bảo cho nên ta chọn lại vật liệu làm bánh răng - chọn vật liệu theo bảng 6.1 chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi và có các thông số như sau: HRC=48~54 (1HRC=10HB) ị sH1lim=54.10.2+70=1150(MPa) sH2lim=52.10.2+70=1110(MPa) ị [sH1 ] = 1150/1,1=1050 MPa [sH1 ] = 1110/1,1=1009 MPa suy ra. [sH ] = (1050+1009) / 2=1029,2 MPa. Vẫn chưa đủ bền ta tăng chiều rộng vàng răng từ 45mm lên 60mm suy ra cba=0,4 ị sH =274.1,72.0,78. =929,2 MPa Kết luận : Ta phải tăng chiều rộng vành răng từ 45mm lên 60mm và phải chọn lại vật liệu thì cặp bánh răng làm việc đảm bảo yêu cầu về tiếp xúc. II.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốn sF Ê [sF ] - Theo công thức 6.43và 6.44 ta có : sF1 = 2T1.KF.Ye.Yb.YF1 / bw.dw1.m sF2 = sF1 .YF2 / YF1 trong đó T1 = 262258,4 (N.m) là mô men xoắn trên bánh chủ động. Ye = 1/ea hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng ea là hệ số trùng khớp ngang ị Ye = 1/ea = 1/ 1,67 = 0,598 Yb = 1 – (b /140) là hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yb = 1 – (11,4 / 140) = 0,92 YF1, YF2 hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 nó phụ thuộc vào số răng tương đương Ztđ1 = Z1 / cos3b = 22 / 0,983 = 23,37. Theo bảng 6.18(TKHDĐCKT1) trang 109 ta có : yF1 = 3,80 Ztd2=125/0,983=132,8 suy ra YF2=3,6 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn . KF = KFa. KFb.KFV Với KFb hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn theo bảng 6.7(TKHDĐCKT1) trang 98 ta có : KFb = 1,17. ứng với cấp chính xác động học 9. KFV hệ số tải trọng động suất hiện ở vùng ăn khớp khi tính về uốn . KFV = 1+ VF.bw.dw / 2T1.kFb KFa. Với VF = sF.g0.v. Theo bảng 6.15 và 6.16 sF = 0,006 ; g0 = 73. ( vì v = 2,29 < 5 m/s). ị VF = 0.006.73.2,29 = 0,78. Thay số ta được KFV = 1+ 5,18.60.44,9 / 2.262258,4.1,17.1,37 = 1,022. kF = 1,17.1,37.1,022= 1,6 Thay các giá trị vào công thức tính: sF1=(2.262258,4.1,6.0,598.0,92.3,9)/(60.44,9.2)=334,2 MPa Theo 6.46 ta có sF2 = sF1 .YF2 / YF1 = 334,2.3,6/3,8 = 316,6 (MPa). Nhận xét : theo tính toán thì cặp bánh răng đáp ứng được yêu cầu về độ uốn (vì chọn lại vật liệu ta chấp nhận thưa bền) II.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải : + khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( khi mở máy hoặc khi tắt máy ) để bộ truyền làm việc tốt thì sH1 max và sF1max phải nhỏ hơn và nó được tính như sau: [sH] max = 2,8 schảy [sF] max = 0,8 schảy ị [sH1] max = 2,8 .1400 = 3920 (Mpa) . [sF1] max = 0,8 .1400 = 1120 (Mpa) . + ứng suất quá tải phát sinh khi khởi động máy như xác định như sau: sH max = sH. sFmax = sF.Kqt Trong đó Kqt = Tmax / T = 2 sH = sH . = 929. = 1314 (MPa). ị sF1 max = 334,2 .2 = 668,4 (MPa). sF2max = 316,6.2 = 633,2 (MPa). Nhận xét: Vậy cặp bánh răng tính toán ở trên đảm bảo để bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn . Ta có các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh . + khoảng cách trục aw = 150 (mm). + mô đun pháp m = 2 (mm). + chiều rộng vành răng bw1 = 60 (mm). + đường kính chia d1 = 44,9 (mm). d2 = 225 (mm). + đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 48,9 (mm). da2 = d2+ 2m = 259 (mm). + đường kính đáy răng df1 = d1 - 2m = 41,9 (mm). df2 = d2 - 2m = 251 (mm). II.2 - Thiết kế cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm Các thông số : U = 3,18. T2 = 1410921,2 Nmm. P2 = 25,5(kw) n2 = 172,6 (v/p) II.2.1 chọn vật liệu + Bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH. Nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải thiện đạt các thông số kỹ thuật sau: HB3 = 540MPa; sb3 = 1600MPa; sch3 =1400MPa; HRC=48~54. + Bánh lớn ở trục III. Chọn giống bánh nhỏ HB4 = 520MPa ; II.2.2 xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. II.2.2.1 xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] ký hiệu [sH] được xác định bằng công thức: [sH] = s0H lim. KHL.ZR.Zv.K XH / SH. trong đó : - SH : là hệ số an toàn. ZR : là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc Zv : là hệ số xét đến vận tốc vòng . K XH: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính toán sơ bộ ta lấy ZR.Zv.K XH = 1. Vậy [sH] = s0H lim . KHL / SH. Trong đó s0H lim giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. Theo bảng 6.2 (TKHDĐCKT1) trang 94 ta có : s0H lim = 2HB+70 ị Bánh nhỏ s0H1 lim = 2.540+70 = 1150 (MPa). Bánh lớn: s0H2 lim = 2.520+70 = 1110(MPa). SH : hệ số an toàn SH = 1,1. K HL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo 6.3 (TKHDĐCKT1) trang 93 K HL đựoc tính như sau: K HL = . tính toán sơ bộ chọn KHL=1 Thay số ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]3 = 1150 / 1,1 = 1045,5(MPa) [sH]4 = 1110/1,1 = 1009 (MPa). II.2.2.2 ứng suất uốn cho phép được xác định bởi công thức sau: [sF] = s0F lim. YR.YS.KxF.KFC.KFL / SF . trong đó: s0F lim là gới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải NEF. SF – hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75 do bề mặt bánh răng thường hoá YS = 1,08 ~ 0,0695ln(m) là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất YR = 1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng. KxF hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn. KFC – hệ số ảnh khi đặt tải lấy KFC = 1 Theo 6.2a (TKHDĐCKT1) trong tính toán sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1. Tính toán sơ bộ lấy KFL=1, s0F3lim=550 Mpa(Theo bảng 6.2TTTKHDĐCK T1 trang 94) s0F4lim=500 MPa ị [sF3] = 550.1.1/1,1 = 500(MPa). [sF4] = 500.1.1/1,75 = 454,5(MPa). II.3 Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. II.3.1 Xác định khoảng cách trục aw. Chọ trước aw =200mm II.3.2chọn mô đun. Dựa vào m= (0,01~0,02) .aw = 2~4 (mm) Ta chọn m= 3. II.3.3 Tính số răng Các bánh răng: dựa theo 3.31 (TKHDĐCKT1) trang 103 có : Z3 = 2 aw2 / m(u+1)= 2.200/3.(3,8+1) = 31,9 (răng) Chọn Z3 = 32 (răng). + tính số răng Z4 ta có Z4 = Z3.U = 32.3,18 = 102 (răng) II.3.4 tính tỷ số truyền thực : U = Z4 /Z3 = 102/32 = 3,18 II.3.5 Tính lại khoảng cách trục aw áp dụng công thức : aw2 = 0,5m(Z3+ Z 4) = 0,5.3.(32+102) = 200 (mm)→Không phải dịch chỉnh. II.4 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. + ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thoả mãn điều kiện sau: sH < [sH] sH = ZM.ZH.Ze. Trong đó ZM : là hệ số xéy đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu . ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Ze : hệ số xét đến sự trùng khớp của bánh răng. KH : hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc . bw : chiều rộng của vành răng. dw3 : đường kính vòng chia của bánh răng chủ động. Ta đã biết: Bw = yba.aw = 0,45.200 = 90(mm). dw3 = 2aw2 / u+1 = 96(mm). Zm = 274.MPa1/3 vì bánh răng làm viêc bằng thép theo bảng 6.5 (TKHDĐCKT1). trang 96. ZH = . Ta có : cos2at = (Z3 + Z4).m.cosa / 2aw2 = (32 + 102).3.cos200/2.200 = 0,944 ị atw = 19,260 ị ZH = = 1,79 ( b = 0 vì bộ truyền là răng thẳng) Tính Ze vì bánh răng thẳng lên theo 6.36a(TKHDĐCKT1) trang 105 có: Ze = . trong đó : ea = ( 1,88 – 3,2/32 – 3,2 /102).cos00 ea = 1,74 →Z e = = 0,86 mà ta lại có : v = p.dw3.n2 / 6000 = 3,14.96.172,6/ 60000 = 0,69 (m/s) < 2m/s. Theo bảng 6.13 trang 106(TKHDĐCKT1) chọn cấp chính xác động học là 9 ; g0= 73. sH = 0,006. Theo công thức 6.42 (TKHDĐCKT1) trang 107 có: Vh= sH. g0.v. = 0,006.73.0,69.. = 2,4 KHb = 1,02. Vậy KHv = 1+ vH.bw3.dw3 / 2T2..KHb.KHa = 1+ (2,4.90.96 / 2.1410921,2.1,02.1) =1,005 → KH=1,005.1,02=1,025 Thay số ta tính được: sH = 274.1,79.0,86. = 1122(MPa). Nhận xét : Do sH = 1122 (MPa) Ô [ sH] = 1009 (MPa) Vậy cặp bánh răng đảm bảo yêu cầu về ứng suất tiép xúc cho phép . II.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: cặp bánh răng đảm bảo về độ bền uốn khi sF Ê [sF ] - Theo công thức 6.43 và 6.44 ta có : sF3 = 2T2.KF.Ye.Yb.YF3 / bw3.dw3.m sF4 = sF3 .YF2 / YF1 Thay số ị sF3 = 2.1410921,2.3,8.1.1/90.96.3 = 295,5 MPa sF4 = 295,5.3,6/3,8 = 279,9 (MPa) Vậy cặp bánh răng đảm bảo điều kiện làm việc về ứng suất uốn. II.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải : - khi mở máy hoặc khi tắt máy khi đó mô men xoắn tăng đột ngột dễ gây ra quá tải. Để bộ truyền làm việc không bị quá tải thì ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép. Vậy ứng suất cho phép được xác định như sau : ị [sH3 ]max = 2,8dch = 2,8.1400 = 3920 (MPa).