TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
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
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Bảng 1
PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
II.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất tại trục chủ động P
1x
=P
III
= 4,82 kw
Số vòng quay của trục chủ động n
1x
=n
3
=90,31 v/ph
Tỉ số truyền u
x
= 2,15
Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 30
0
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 Z
1
= 29 – 2u ≥ 19
= 29 – 2.2,15 = 24,7 .Lấy Z
1
= 25
Do đó số răng đĩa xích lớn Z
2
=uz
1
= 25.2,15 = 53,75. chọn Z
2
= 55 <120=Z
max
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
P
tx
= P
1x
.k. k
z
.k
n
≤ [ P
0
]
Trong đó, với z
1
= 25, k
z
=z
01
/z
1
= 25/25 = 1 ;
với n
01
= 50 v/ph, k
n
=n
01
/n
1x
= 50/90,31 = 0,55
Hệ số sử dụng K= k
0
k
a
k
đc
k
đ
k
c
k
bt
=1.1.1.1.1,25.1,3 = 1,625 ;
Theo bảng 5.6[1] ta có;
K
0
=1( đường tâm các đĩa xích làm với đường nằm nằm ngang
góc < 40
0
)
K
a
=1 (chọn a = 40p)
K
đc
=1 (điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích )
K
đ
=1(tải trọng làm việc êm )
K
c
=1,25 (làm việc 2 ca )
K
bt
= 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II )
Như vậy ;
P
tx
= 4,82.1,625.1.0,55 = 4,31 kw
Theo bảng 5.5[1] với n
0
= 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p =
31,75 mm thoả mãn điều kiện mòn;
P
tx
< [ P
0
] =5,83 kW
đồng thời theo bảng5.8[1], P
tx
< P
max.
.
Khoảng cách trục a
w34
= 40p =40. 31,75 =1270 mm;
Theo CT5.12[1] số mắt xích sẽ là:
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
x= 0,5(z
1
+z
2
)+2a
w34
/p +(z
2
-z
1
)
2
p/(4π
2
a
w34
)
= 0,5 (25+55) +2.1270.31,75 +(55-25)
2
/(4π
2
1270) =120,6 .Lấy giá trị
chẵn x
c
=120 và tính lại khoảng cách trục theo công thức;
a= 0,25p{x-0,5(z
1
+z
2
) +
[ ]
2
12
2
21
/)(2)](5,0[
π
zzzzx
−−+−
}
= 0,25.31,75 {120- 0,5(25+55)+ {[120- 0,5( 25+55)]
2
- 2(55-25)
2
/π
2
}
1/2
}=1260,887
( mm)
Để xích không quá căng giảm a một lượng
∆a
w34
=(0,002-0,004 )a
w34
=2,52…5,04 mm.
Vởy ta lấy khoảng cách trục là a
w34
=1256 mm.
-Số lần va đập của xích;
i = z
1
n
1x
/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 = Q
x
/ (k
đ
F
tx
+F
0x
+F
vx
) ≥ [s]
_theo bảng 5.2[1], tải trọng phá hỏng Q
x
=88500 N =108000N, khối lượng 1 mét
xích q=3,8 kg;
- K
đ
=1,2 (hệ số tải trọng động ,với chế độ làm việc trung bình , T
mm
=1,4 T
1
);
- v
x
=Z
1
p n
1x
/60000 =25.31,75.90,31/60000 =1,19 m/s.
- F
tx
=1000 P
1x
/v
x
=1000 .4,82 / 1,19 = 4050,42N.
- F
vx
= qv
2
= 5,8.1,19
2
= 5,38 N.
- F
0x
=9,81k
f
q a
w34
= 9,81.4.3,8.1,256 = 187,28N; trong đó :k
f
= 4(bộ truyền
nghiêng 1 góc 35
0
).
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]:
d
1x
=p/sin(π /z
1
) =31,75 /sin(π /25) = 253,324mm
d
2x
= p/ sin(π/z
2
) = 31,75/sin(π/55) = 556,151 mm
d
a1x
= p [0.5 +cotg(π/z
1
) ] = 267,202 mm
d
a2x
= p [0,5 +cotg(π/z
2
) ] = 571,119 mm
d
f1x
= d
1x
- 2r = 253,324-2.9,6226 = 234,079 mm
d
f2x
= d
2x
– 2r =556,151-2.9,6226 =536,906 mm
với : r = 0,5025d
l
+0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 =9,6226 mm và d
l
=19,05
(bảng 5.2).
II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức:
σ
Hx
= 0,47[k
r
( F
tx
K
đ
+F
vđx_
) E/ (A
x
k
d
) ]
1/2
≤ [σ
Hx
]
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
trong đó
với z
1
=25, k
r1
=0,42 ;
z
2
=55, k
r2
=0,23 ;
E =2,1.10
5
MPa ; A
x
=262 mm
2
(bảng 5.12[1] ) ; k
d
=1 (xích 1 dãy ),
Lực va đập trên xích tính theo công thức;
F
vđx1
=13.10
-7
n
1x
p
3
1 = 13.10
-7
.90,31.31,75
3
.1 =3,75 N
F
vđx2
=13.10
-7
n
2x
p
3
1 = 13.10
-7
.42.31,75
3
.1 =1,75 N
Do đó;
σ
Hx1
= 0,47.[0,42.(4050,42.1 +3,75)2,1.10
5
/(262.1) ]
1/2
= 549,08 MPa
đĩa xích 2:

x2
= Z
2
p n
2x
/60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s
Từ đó: F
tx2
=1000 P
2x
/v
x2
=1000 .4,45 / 1,22 = 3647,54 N

σ
Hx2
= 0,47.[0,23.(3647,54.1 +1,75)2,1.10
5
/(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 [σ
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
F
rx
= k
x
F
t
= 1,15.4050,42 = 4657,98 N
Trong đó: k
x
=1,15 –hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục
(ở đây bộ truyền nghiêng 35
0
so với phương ngang).
Sơ đồ lực tác dụng lên trục:(Hình1)
0
x
y
z
x
F
rx
3
5
°

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:
σ
b3
= 850 MPa ;σ
ch3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 250 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192 240 có:
σ
b4
= 750 MPa ;σ
ch4
= 450 MPa. Chọn HB
4
= 245 (HB)
8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
II.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép.
-ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1 ⇒
[ ]
HHLHH
SK
°
=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
°
limH
σ
= 2.HB + 70 ⇒ σ
°
H lim1
= 570 MPa;
σ
°
H lim2
= 560 MPa;
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m
H
= 6.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.

7
3
10.7,1250.30
==
HO
N

74,2
4
10.6,1245.30
==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
CKiiiiHE
ttTTtncN /./ 60
3
1
∑∑=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
ckiiiHE
ttTTtncN /./ 60
3
133
∑∑=

( )
7
3
733
3
10.6,110.11,234,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
HOHE
NN

( )
7
4
733
4
10.39,110.79,54,0.)8,0(6,0.1.13250.31,90.1.60
=>=+=
HOHE
NN

=> lấy N
HE
=N
HO
để tính => K
HL3
= K
HL4
=1
⇒[σ
H
]
3
=
MPa1,509
1,1
1.560
=
; [σ
H
]
4
=
MPa8,481
1,1
1.530
=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :
[ ] [ ] [ ]
( )
MPa
HHH
8,481,min
43
==
σσσ
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:
Theo ct6.13[1]:
Bánh 3: [σ
H
]
3max
=2,8

σ
ch3
=2,8.580 = 1624 Mpa
Bánh 4:

[σ
H
]
4max
=2,8

σ
ch4
=2,8.450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [σ
H
]
max
=1260 Mpa
- ứng suất uốn cho phép:
9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

[ ]
( )
FCFLxFSRFFF
KKKYYS
°
=
lim
σσ
Chọn sơ bộ:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1 => [σ
F
] =(σ
°
F lim
/S
F
).K
FC
.K
FL
Tra bảng 6.2[1]: σ
°
F lim
= 1,8.HB ; S
F
=1,75 ;
=> σ
°
F lim3
= 1,8.245 = 441MPa.
σ
°
F lim4
= 1,8.230 = 414 MPa.
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K
FC
=1
K
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với m
F
= 6.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO
= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
cki
m
iiiFE
ttTTtncN
F
/./ 60
1
∑∑=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
6766
3
10.410.24,204,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
FOFE
NN

( )
6766
4
10.410.06,54,0.)8,0(6,0.1.13250.31,90.1.60
=>=+=
FOFE
NN
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán lấy N
FE
=N
FO
=> K
FL3
= K
FL4
=1
Thay vào công thức trên ta được:
[σ
F3
]=441.1.1/1,75 =252 MPa
[σ
F4
]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa,
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F3
]
max
= 0,8σ
ch3
= 0,8.580= 464MPa;
[σ
F4
]
max
= 0,8σ
ch4
= 0,8.450 = 360MPa;
II.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo ct6.15a[1]:
a
w23
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
3

.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Với: T
3
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (Nmm) ;
T
3
= 132444,29 (Nmm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ;
Theo bảng 6.5[1],với bánh răng thẳng K
a
=49,5
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Hệ số chiều rộng vành răng Ψ
ba
= b
w
/a
w1
;
Theo bảng 6.6[1] chọn Ψ
ba
=0,4

( ) ( )
06,114.4,0.5,01.5,0
2
=+=+=⇒
u
babd
ψψ
Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 4) ta được K
H
β
=1,11 ;
[σ
H
]= 481,8 MPa
Thay số ta định được khoảng cách trục :
a
w23
= 49,5.(4 +1).
72,181
4,0.4.8,481
11,1.29,132444
3
2
=
(mm)
Chọn a
w23
= 180 (mm)
II.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun : m
m = (0,01 ÷ 0,02). a
w23
= (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 :
Z
3
= 2

a
w23
/ [m(u
2
+1)] = 2.180/[ 2,5(4+1)] = 28,8
Lấy Z
3
=29 răng
• Số răng bánh lớn:
Z
4
= u
2
Z
3
= 4.29 = 116 (răng)
=> Z
t
= Z
3
+ Z
4
= 29+ 116 = 145
• Tính lại khoảng cách trục : a’
w23
= m.Z
t
/ 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= a
w23
/m - 0,5z
t
=180/2,5-0,5.145 =- 0,5
Theo CT6.23[1]: K
y
= 1000y/z
t
=1000.(- 0,5)/145 =- 3,45
Theo CT6.10a[1] tra được:

K
x
=- 0,0866
=> hệ số giảm đỉnh răng : ∆y=k
x
.z
t
/1000 = - 0,0124
Theo CT6.25[1] , tổng hệ số dịch chỉnh :
x
t
= y + ∆y =(- 0,5)+(- 0,0124) =- 0,5124
Theo CT6.26[1] ,hệ số dịch chỉnh của bánh 3 và bánh 4 là :
x
3
=0,5[x
t
– (z
4
-z
3
)y/z
t
]
=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 :
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Cosα
tw34
=mz
t
.cosα/(2a
w23
) =2,5.145.cos20
0
/(2.180) =0,95
=> α
tw34
= 18
0
52’
Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Đường kính vòng chia : d
3
= m. z
3
= 2,5.29 = 72,5 (mm).
d
4
= m.z
4
= 2,5. 116 =290 (mm).
- Đường kính vòng lăn : d
w3
=2a
w23
/(u
2
+1) =2.180/(4+1)=72 (mm)
d
w4
= u
2.
d
w3
=4.72 =288 (mm)
- Đường kính đỉnh răng : d
a3
= d
3
+ 2(1+x
3
-∆y) m
=72,5 + 2(1- 0,11+0,0124).2,5=77,01 (mm).
d
a4
= d
4
+ 2(1+x
4
-∆y).m =293,06 (mm).
- Đường kính đáy răng : d
f3
= d
3
–(2,5-2x
3
)m
=72,5-(2,5+2.0,11).2,5=67,5(mm).
d
f4
= d
4
–(2,5-2x
4
)m
=290-(2,5+2.0,4).2,5=281,75(mm).
- Chiều rộng vành răng :b
w34
=ψ
ba
.a
w23
=0,4.180 =72 (mm)
- Hệ số trùng khớp: ε
α
= 1,88-3,2(1/z
3
+1/z
4
)
= 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 σ
H

≤
[σ
H
]
Theo 6.33[1]:
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

2
3234
23

)1.( 2
ww
H
dub
uKT
+

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
Z
M
= 274 MPa
1/3
(tra bảng 6.5) ;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
Z
H
=
34
2sin
2
tw
α
=
( )
'5218.2sin
2
0
= 1,81
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Z
ε
=
3
)4(
α
ε
−
=
3
)74,14(
−
=0,87
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H
β
.K
HV
K
H
α
Tra bảng 6.7[1]: K
H
β
= 1,11
Với bánh răng thẳng: K
H
α
=1
Vận tốc vòng bánh dẫn : v =
36,1
60000
25,361.72.
60000

33
==
π
π
nd
w
(m/s)
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn g
o
= 73
Theo công thức 6.42 [1] :

99,3
4
180
.36,1.73.006,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oHH
δν
Trong đó theo bảng 6.15[1] => δ
H
=0,006

07,1
1.11,1.29,132444.2
72.72.99,3
1
2

1
3
334
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
⇒ K
H
= 1,11.1.1,07 = 1,19
Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] :
σ
H
= 274.1,81. 0,87.
2
72.4.72
)14.(19,1.29,132444.2
+
= 443,31 (MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 1,36 (m/s ) ⇒ Z
V
= 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
R
a
= 2,5 1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm). ⇒ K
xH
= 1.
[σ
H
] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7MPa , σ
H

≤
[σ
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] :
σ
F3
=2T
3
K
F
Y
F3
Y
ε
Y
β
/(b
w34
d
w3
m) ≤ [σ
F3
]
σ
F4
=σ
F3
. Y
F4
/ Y
F3
Trong đó: Y
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
ε
=1/ ε
α
=1/1,74=0,57
- Y
β
= 1 (bánh răng thẳng)
Theo bảng 6.18[1], có Y
F3
= 3,93: Y
F4
=3,654
Theo bảng 6.7, K
F
β
= 1,23; K
F
α
=1,37: theo bảng 6.14 với v< 2,5m/s và cấp
chính xác 9.
Theo công thức

66,10
4
180
.36,1.73.016,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oFF
δν
Trong đó theo bảng 6.15 [1], δ
F
= 0,016, theo bảng 6.16[1], g
0
= 73.Do đó theo
công thức
K
Fv
=1+ν
F
b
w34
d
w3
/(2T
3
K
F
β
K
F
α
)
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
=1+10,66.72.72/(2.132444,29.1,23.1,37)=1,12
⇒ K
F
=1,23.1,37.1,12=1,82
Vậy σ
F3
= 2.132444,29.1,82.0,57.1.3,93/(72.72.2,5) = 83,33 MPa
σ
F4
= σ
F3
Y
F4
/ Y
F3
= 83,33.3,654/3,93= 77,48 MPa
tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
F3
] =[σ
F3
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
[σ
F4
] =[σ
F4
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
với m = 2,5 ⇒Y
s
= 1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016: Y
R
=1: K
xF
=1(d
a
< 400), do đó
ứng suất uốn cho phép thực tế là
[σ
F3
] = 252.1.1,016.1= 256,034 MPa
[σ
F4
] = 236,5.1.1,016.1=240,284 MPa
σ
F3
, σ
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: K
qt
=T
max
/T
1
=1,4
Theo 6.48[1] :
σ
Hmax
= σ
H
qt
K
= 443,31
4,1
= 524,53MPa < [σ
H]
]
max
= 1260MPa;
σ
F3max
=σ
F3
K
qt
= 83,33.1,4 = 116,66MPa < [σ
F3
]
max
= 464 MPa;
σ
F4max
= σ
F4
K
qt
= 77,48.1,4 = 108,47MPa < [σ
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:
HB
1
= 190 (HB) ; σ
b1
= 600 MPa ;σ
ch1
= 340 MPa.
HB
2
= 170 (HB) ; σ
b2
= 600 MPa ;σ
ch2
= 340 MPa
II.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
-ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1 ⇒
[ ]
HHLHH
SK
°
=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
14

Xem chi tiết: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN