Đề tài Đồ án thiết kế môn học chi tiết máy- Thiết kế trạm dẫn động băng tải

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Hệ đại học Đề số: 10 D230 Sinh viên thiết kế: Nguyễn Bá Học Lớp: K41 CCM4 Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Văn Dự Ngày giao đề:……………………………………....Ngày hoàn thành:……………… Nội dung: Thiết kế trạm dẫn động băng tải Số liệu cho trước: Lực vòng trên băng tài: Ft = 4750 N  Thời gian phục vụ: 7 năm   Đường kính băng tải: D = 150 mm  Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày: 1/3   Vận tốc vòng băng tải: V = 0,65 m/s  Tỷ lệ số ngày việc/năm: 4/5    T/chất tải trọng: Không đổi, quay 1 chiều  
 Sơ đồ khai triển hệ dẫn động: Động cơ điện. Bộ truyền bánh răng côn. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Khớp nối. Bộ truyền xích Băng tải Yêu cầu thiết kế 01 thuyết minh trình bày tính toán chọn động cơ, tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động (dùng hộp giảm tốc theo sơ đồ đã cho). 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy A0). 01 bàn vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A1 – Bản vẽ chế tạo trục số III. Giáo viên hướng dẫn TS. Nguyễn Văn Dự NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN LỜI NÓI ĐẦU Đất 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. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là sinh viên khoa: Cơ Khí Chế Tạo Máy em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thầy cô. Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt 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 vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ Án Môn Học Chi Tiết Máy là công việc quan trọng và rất cần thiết . Đề tài thiết kế của em được thầy: TS. Nguyễn Văn Dự giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải. Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo 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, cô 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 đặc biệt là thầy TS. Nguyễn Văn Dự. Thái Nguyên, ngày tháng năm 2008 Sinh viên Nguyễn Bá Học TÀI LIỆU THAM KHẢO [I]. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – TẬP I Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2005 [II]. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ – TẬP II Trịnh Chất - Lê Văn Uyển. Nhà xuất bản giáo dục – 2001 [III]. CHI TIẾT MÁY – TẬP 1, 2. Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006 [IV]. TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong. Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí I. Chọn động cơ điện 1. Chọn kiểu, loại động cơ Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp. Dễ bảo quản và làm việc tin cậy. 2. Chọn công suất động cơ Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn:
(KW) Trong đó:
- công suất định mức của động cơ.
- công suất đẳng trị trên trục động cơ. Do ở đây tải trọng là không đổi nên:
Với:
- công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
- Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:
(KW) Ft – lực vòng trên trục công tác (N); V – vận tốc vòng của băng tải (m/s).
- hiệu suất chung của toàn hệ thống. Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo Dục) [I] ta chọn:
;
;
;
;
Vậy ta có:
Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
(KW) Vậy suy ra:
(KW) 3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho:
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:
nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (tra bảng 2.4 – (I)):
Trong đó: nct – số vòng quay của trục công tác. Đây là hệ dẫn động băng tải nên:
(v/ph) Trong đó: D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm) V - vận tốc vòng của băng tải (m/s) Tỉ số truyển nên dùng của cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp.
= (1,5 ( 5).(8 ( 31,5) = 12 ( 157,5 Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 1500 (v/ph). Suy ra:
. Giá trị này thoả mãn
Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500 (v/ph). 4. Chọn động cơ Qua các bước trên ta đã xác định được:
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thoả mãn những điều kiện trên. Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3: Các thông số kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ 4A100L4Y3. Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ này. Kiểu động cơ  Công suất KW  Vận tốc quay (v/ph)  Cos 


  4A100L4Y3  4,0  1420  0,84  84  2,2  2,0   5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vậy:
(KW) Trong đó: Pmmdc – Công suất mở máy của động cơ

- Hệ số mở máy của động cơ Pbddc – Công suất ban đầu trên trục động cơ Kbd – Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng) Từ các công thức trên ta tính được:

Ta thấy:
. Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy. b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ. II. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:
Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph) Ta có:
Với: ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2 u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm 1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp. Nên ung = (0,1 ( 0,15)uh

Kết hợp với bảng 2.4: Tỉ số truyền nên dùng [I] ta chọn: ung = ux = 1,5

2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc uh = u1.u2 Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảm tốc nhỏ nhất có thể tra tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp nhanh u1 theo đồ thị: Hình 3.21 [I], tương đương với việc tính theo công thức: Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)
Trong đó: kbe – hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn (kbe = 0,25 ( 0,3)
- hệ số chiều rộng bánh răng trụ (
) Chọn kbe = 0,3 và
, ta có:
Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn)
III. Xác định các thông số trên các trục 1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph) - Tốc độ quay của trục I:
(v/ph) - Tốc độ quay của trục II:
(v/ph) - Tốc độ quay của trục III:
(v/ph) - Tốc độ quay của trục IV:
(v/ph) 2. Tính công suất trên các trục (KW) - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
(KW) - Công suất danh nghĩa trên trục II:
(KW) - Công suất danh nghĩa trên trục III:
(KW) - Công suất danh nghĩa trên trục IV:
(KW) 3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm) - Mômen xoắn trên trục động cơ:
(Nmm) - Mômen xoắn trên trục I:
(Nmm) - Mômen xoắn trên trục II:
(Nmm) - Mômen xoắn trên trục III:
(Nmm) - Mômen xoắn trên trục IV:
(Nmm) 4. Lập bảng số liệu tính toán: Thông số Trục  Tốc độ quay (v/ph)  Tỉ số truyền  Công suất (KW)  Mômen xoắn (Nmm)   Trục động cơ  1420  1  3,7515  25230,1585   Trục I  1420   3,7140  24977,9577     4,2315     Trục II  335,5745   3,5298  100453,3718     2,7018     Trục III  124,2040   3,3896  260625,1006     1,5     Trục IV  82,8027   3,0872  356060,3700   Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp 1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ - Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng. - Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn: Cặp bánh răng côn: Loại bánh  Nhiệt luyện  Độ rắn  Giới hạn bền
(MPa)  Giới hạn chảy
(MPa)   Bánh nhỏ  Thép 45 – tôi cải thiện  HB 241…285  850  580   Bánh lớn  Thép 45 – tôi cải thiện  HB 192…240  750  450   Cặp bánh răng trụ: Loại bánh  Nhiệt luyện  Độ rắn  Giới hạn bền
(MPa)  Giới hạn chảy
(MPa)   Bánh nhỏ  Thép 45 – tôi cải thiện  HB 192…240  750  450   Bánh lớn  Thép 45 thường hóa  HB 170…217  600  340   2. Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép
và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức sau:
(1)
(2) Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc. ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. 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 nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất. KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ:
và
nên các công thức (1), (2) trở thành:
(3)
(4) Trong đó:
và
: lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I]. Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:
(MPa)
(MPa) Vậy: - Trong bộ truyền bánh răng côn: Bánh nhỏ:
(MPa)
(MPa) Bánh lớn:
(MPa)
(MPa) - Trong bộ truyền bánh răng trụ: Bánh nhỏ:
(MPa)
(MPa) Bánh lớn:
(MPa)
(MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải. Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều) ( KFC = 1 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:
(5) ;
(6) Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6 - NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
(HHB – Độ rắn Brinen) - Bộ truyền bánh răng côn: Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, khi đó: NHO1 = 30.2452,4 = 1,63.107 NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107 - Bộ truyền bánh răng trụ: Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 215 ; bánh lớn HB4 = 200, khi đó: NHO3 = 30.2152,4 = 1,19.107 NHO4 = 30.2002,4 = 0,99.107 - NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106 - NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì: NHE = NFE = N = 60.c.n.t( Với: c, n, t( lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có: c=1
- Trong bộ truyền bánh răng côn: Bánh nhỏ có: n1 = 1420 (v/ph) nên:
Bánh lớn có: n2 = 335,5745 (v/ph) nên:
- Trong bộ truyền bánh răng trụ: Bánh nhỏ có: n3 = 335,5745 (v/ph) nên:
Bánh lớn có: n4 = 124,2040 (v/ph) nên:
Vậy: - Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh có:
( lấy
Vậy từ (5) ( KHL1 = 1.
( lấy
Vậy từ (6) ( KFL1 = 1.
( lấy
Vậy từ (5) ( KHL2 = 1.
( lấy
Vậy từ (6) ( KFL2 = 1. - Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:
( lấy
Vậy từ (5) ( KHL3 = 1.
( lấy
Vậy từ (6) ( KFL3 = 1.
( lấy
Vậy từ (5) ( KHL4 = 1.
( lấy
Vậy từ (6) ( KFL4 = 1. SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật liệu đã chọn thì: SH = 1,1; SF = 1,75 Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng. - Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):
(MPa)
(MPa)
(MPa)
(MPa) Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng. Dù bánh răng côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp. Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:
(MPa).Vì
. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
(MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:
(MPa)
(MPa) - Bộ truyền bánh răng trụ (cấp chậm):
(MPa)
(MPa)
(MPa)
(MPa) Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi: - Ứng suất tiếp xúc cho phép là:
(Mpa) Ta thấy
thỏa mãn điều kiện:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
(Mpa) - Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
(MPa)
(MPa) 3. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh) a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc)
(7) Trong đó: - KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên: Kd = 100 MPa1/3 ( KR = 0,5Kd = 0,5.100 MPa1/3 = 50 MPa1/3 -
- Hệ số kể đến sự phận bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. - Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng.
Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 Từ đó (
Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu [I], trục lắp trên ổ bi, độ rắn mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo [I], bảng 6.21 – Trị số của các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền bánh răng côn, ta có:
- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động. (Nmm) T1 = 24977,9577 (Nmm) -
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
(MPa) Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:
b)Xác định các thông số ăn khớp Khi xác định môđun và số răng cần chú ý: - Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn:
, trong đó: Với bánh răng côn răng thẳng:
- Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài:
với b = Kbe.Re Quan tâm tới 2 điểm vừa nêu, ta tiến hành chọn m và Z như sau: Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ) Ta có:
(8) Theo (7) (
(mm) Kết hợp de1 = 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z1p = 16 Vì độ rắn mặt răng H1, H2 < HB 350 ( Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 26 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9) = (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm) Môđun trung bình:
(10) (
(mm) Xác định môđun Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:
(mm) Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn mte theo giá trị tiêu chuẩn mte = 2. Từ mte = 2 ta tính lại mtm suy từ công thức trên và dm1 suy từ công thức (10). Ta có: mtm = (1 - 0,5.0,3).2 =1,7 (mm)
. Vậy Z1 = 27 răng. Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia - Số răng bánh lớn: Z2 = u1.Z1 = 4,2315.27 = 114,25. Lấy Z2 = 114 răng. ( Tỉ số truyền thực tế:
- Góc côn chia:

Theo bảng 6.20, [I], với Z1 = 27, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0,35 ; x2 = - 0,35 Chiều dài côn ngoài:
(mm) c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
(11) Trong đó: - ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn ZM = 274 MPa1/3. - ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong bảng 6.12, [I] Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng ( = (m = 0 ta có ZH = 1,76 -
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta có:
Với:
: Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:
(
- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Trong đó: +)
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo phần trên
+)
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng:
+)
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Theo công thức 6.63, [I], ta có:
Trong đó:
Với: dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ dm1 = 45,9 (mm) v – vận tốc vòng bánh côn nhỏ
m/s Theo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8. Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có:
Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 56 Trong đó: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. (
- b: Chiều rộng vành răng b = Kbe.Re = 0,3.117,15 = 35,15 (mm) (
(
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (11) ta có:
(MPa) Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc Theo các công thức (1) và (3) ta có:
Do vận tốc vòng: v = 3,41 m/s < 5 m/s ( ZV = 1 Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 … 1,25 (m (tra bảng 21.3 II) ( ZR = 0,95. Ta có: de2 = mte.Z2 = 2.114 = 228 (mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(
(mm) Ta có dae2 < 700 mm ( KXH = 1. (
(MPa) ( Sự chênh lệch giữa
và
là:
Như vậy
>
với chênh lệch không nhiều (<4%) nên có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):
(mm) Lấy b = 38 mm Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:
(MPa) Vậy
MPa <
MPa nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng. Điều kiện bền uốn được viết như sau:
(12)
(13) Trong đó: - b: chiều rộng vành răng (mm) - mtm: môđun trung bình (mm) - dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm) -
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng
-
,
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Với bánh răng côn răng thẳng, thì số răng tương đương được tính theo các công thức sau (theo [I]):

Với x1 = 0,35 và x2 = - 0,35 Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được
- KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn
Trong đó: +)
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Ta có:
Suy ra:
Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có (
+)
: Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng:
+)
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Ta có:
Trong đó:
Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 56
- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15, [I], ta có
v = 3,41 m/s (

Vậy
-
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với hệ số trùng khớp ngang
(
Ta thay các giá trị vừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:
(MPa)
(MPa) Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn Từ các công thức (2) và (4) ta có:
Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I]) YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,7) = 1,04 KXF = 1 (Do dae2 = 228,6 mm < 400 mm)
(MPa)
(MPa) Vậy:
(MPa)
(MPa) Ta có:
(MPa) <
(MPa)
(MPa) <
(MPa) Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không được vượt quá một giá trị cho phép:
(14) Ta có:
(MPa) Mà:
(MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn. Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
(15) Ta có:
(MPa)
(MPa) Mà:
(MPa)
(MPa)
và
Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn các yêu cầu về quá tải. f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 117,15 mm Môđun vòng ngoài mte = 2 mm Chiều rộng vành răng b = 38 mm Tỉ số truyền u = 4,22 Góc nghiêng của răng ( = 0 Số răng bánh răng Z1 = 27 Z2 = 114 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,35 x2 = - 0,35 Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được: Đường kính chia ngoài de1 = 54 mm de2 = 228 mm Đường kính trung bình dm1 = 45,9 mm dm2 = 193,8 mm Góc côn chia (1 = 13,320 (2 = 76,680 Chiều cao răng ngoài he = 4,4 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,7 mm hae2 = 1,3 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 1,7 mm hfe2 = 3,1 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 59,25 mm dae2 = 228,6 mm 4. Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm) a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw Nó được tính theo công thức:
(16) Trong đó: - Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Vì bộ truyền cấp chậm là truyền động bánh răng trụ răng nghiêng bằng thép - thép nên tra bảng 6.5, [I] ta được Ka = 43 MPa1/3 - T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm T2 = 100453,3718 (Nmm) -
: Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
(MPa) - u2: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm u2 = 2,7018 - bw: Chiều rộng vành răng -
: Hệ số chiều rộng bảnh răng Theo bảng 6.6, [I] ta chọn
Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:
-
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Giá trị của
phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số
, được tra trong bảng 6.7, [I]: Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])
và H3, H4 < HB 350 nên theo bảng 6.7, [I] ta tra được:
và
Thay các giá trị tìm được ở trên vào công thức (16) ta có:
Lấy aw = 140 mm b) Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun Theo công thức 6.17, [I] ta có:
(mm) Theo bảng 6.8, [I] ta chọn môđun tiêu chuẩn là môđun pháp mn = 2 Xác định số răng, góc nghiêng ( và hệ số dịch chỉnh x Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng ( của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức