Đang tải... (xem toàn văn)
Tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học quan trọng trong chương trình đào tạo của Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội dành cho sinh viên năm thứ 3 khoa cơ khí. Đồ án thiết kế máy không những giúp cho sinh viên cơ khí củng cố lại kiến thức lý thuyết về môn học chi tiết máy mà còn cung cấp các kiến thức cơ sở quan trọng về kết cấu máy. Trong đồ án của mình em được giao nhiệm vụ tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải. Mặc dù đã được trang bị đầy đủ về mặt lý thuyết đồng thời được sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo nhưng do trình độ còn yếu kém đồng thời thiếu hụt kiến thức thực tế do vậy đồ án của em chắc chắn còn nhiều thiếu xót, em rất mong được các thầy chỉ bảo thêm để em có thể chuẩn bị tốt hơn kiến thức của mình nhằm phục vụ cho những năm học tập sau này. Em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo TS Nguyễn Tiến Dũng đãn tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này.
Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải lời nói đầu Tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học quan trọng trong chơng trình đào tạo của Trờng Đại Học Bách Khoa Hà Nội dành cho sinh viên năm thứ 3 khoa cơ khí. Đồ án thiết kế máy không những giúp cho sinh viên cơ khí củng cố lại kiến thức lý thuyết về môn học chi tiết máy mà còn cung cấp các kiến thức cơ sở quan trọng về kết cấu máy. Trong đồ án của mình em đợc giao nhiệm vụ tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải. Mặc dù đã đợc trang bị đầy đủ về mặt lý thuyết đồng thời đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo nhng do trình độ còn yếu kém đồng thời thiếu hụt kiến thức thực tế do vậy đồ án của em chắc chắn còn nhiều thiếu xót, em rất mong đợc các thầy chỉ bảo thêm để em có thể chuẩn bị tốt hơn kiến thức của mình nhằm phục vụ cho những năm học tập sau này. Em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo TS Nguyễn Tiến Dũng đãn tận tình h- ớng dẫn em thực hiện đồ án này. 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1 TíNH TOán động học - Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những u điểm và nhợc điển nh sau: Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ. - Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ. - Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với trờng hợp không khai triển phân đôi. - Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thờng. Nh ợc điểm: - Nhợc điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp phân đôi làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng. Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền. I. Chọn động cơ. - Các thông số cần biết của động cơ điện: - Công suất động cơ dc P -Tốc độ quay động cơ dc n - Tỷ số T k /T dn và một số yếu tố khác 1. Xác định công suất đặt trên trục của động cơ. - Để chọn đợc động cơ đạt đợc những yêu cầu cần thiết cho việc thiết kế. Ta cần xác định đợc công suất yêu cầu trên trục của động cơ yc P ì == ct tdyc P PP (1.1) (kw) Ghi chú: + ct P là công suất làm việc trên trục công tác. + là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu. + 955,0 8 1 8,0 8 7 1 t t P P 22 ck i 2 1 i = ì+ ì=ì = - Công suất làm việc trên trục công tác là. 7,2 1000 45,06000 1000 v.F P 1 ct = ì == (kw) - Theo sơ đồ đề bài thì. xkn m ol k br ììì= (1.2) Ghi chú: + m là số cặp ổ lăn (m = 4) + k là số cặp bánh răng (k = 2) - Tra bảng 2.3[1] ta đợc các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết nh sau. + 99,0 ol = 2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải + 97,0 br = + 1 k = + 96,0 x = -Thay các giá trị trở lại công thức (1.2) ta tính đợc. 868,096,0197,099,0 24 =ììì= - Thay các giá trị 955,0 = ; 7,2P ct = ; 868,0 = vào (1.1) ta tính đợc công suất yêu cầu của động cơ là. 97,2 868,0 7,2955,0 PP tdyc = ì == (kw) 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Do cơ cấu dùng để biến đổi tỉ số truyền giữa động cơ với xích tải gồm có bộ truyền xích và hộp giảm tốc. Tra bảng 2.4[1] ta sẽ chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống để có thể đáp ứng đợc nhu cầu của các bộ phận làm việc. 40uuu nghsb =ì= - Số vòng quay của bộ phận công tác là 24 1259 45,0 60000 p.z v 60000n ct = ì ì=ì= (v/phút) - Với 24n ct = (v/ph); 40u sb = ta tính số vòng quay sơ bộ của động cơ. 9604024unn sbctsb =ì=ì= (v/phút) - Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1000 (vg/phút) Chọn động cơ. -Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thoả mãn các điều kiện sau = = = 4,1 T T T T 1000nn 97,2PP mm dn K sbdb ycdc - Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn đợc động cơ là Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay (v/ph) % Cos dn K I I dn K T T Khối lợng (kg) kW Mã lực 50Hz 60Hz K112M4 3,0 4,0 1445 1732 82,0 0,83 5,9 2,0 41 II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN. - Ta đã biết rằng tỉ số truyền của toàn bộ cơ cấu: nght uuu ì= Ghi chú: + t u : Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống dẫn động. + h u : Tỉ số truyền bên trong của hộp giảm tốc. + ng u : Tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích. - Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau: 21,60 24 1445 n n u ct dc t === 3 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải - Chọn 51,2 24 21,60 uu24u xngh ==== - Đồng thời đây là hộp giảm tốc hai cấp nên ta có 21h uuu ì= Ghi chú: + 1 u : Tỉ số truyền của cấp nhanh + 2 u : Tỉ số truyền của cấp chậm - Việc phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc cần thoả mãn nhiều yêu cầu khác nhau nh: + Phân phối theo yêu cầu gia công vỏ hộp. + Phân phối theo yêu cầu bôi trơn. + Phân phối theo yêu cầu gọn nhẹ. - Để có thể phân phối tỉ số truyền đồng thời thoả mãn các yêu cầu trên ta Tra bảng 3.1[1]. 74,3u;42,6u 21 == Kết luận: - Vậy thông số về tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động đợc thể hiện qua bảng sau: Tỷ số truyền chung ( t u ) Trong hộp ( 24u h = ) Ngoài hộp (Bộ truyền xích) Cấp nhanh ( 1 u ) Cấp chậm ( 2 u ) 60,21 6,42 3,74 2,51 III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục. Ta có công suất trên các trụ lần l ợt đ ợc xác định nh sau: 7,2PP ctIV == (kw) 84,2 99,096,0 7,2 P P olx IV III = ì = ì = (kw) 96,2 99,097,0 84,2 P P olbr III II = ì = ì = (kw) 3PP dcI == (kw) Số vòng quay trên các trục lần l ợt nh sau: 1445nn dcI == (v/phút) 225 42,6 1445 u n n 1 I II === (v/phút) 60 74,3 225 u n n 2 II III === (v/phút) 24 51,2 60 u n n x III ct === (v/phút) Giá trị Mô men đ ợc xác định nh sau: - Từ công thức i i 6 i n P 1055,9T ìì= (N.mm) 19827 1445 3 1055,9T 6 dc =ìì= (N.mm) 4 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải 19827TT dcI == (N.mm) 62818 225 96,2 10.55,9 2 1 T 6 II =ìì= (N.mm) 452033 60 84,2 10.55,9 2 1 T 6 III =ìì= (N.mm) 1074375 24 7,2 10.55,9T 6 ct =ì= (N.mm) Bảng kết quả tính công suất, mômen xoắn và tỉ số truyền. Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Công suất P (kw) 3 3 2,96 2,84 2,7 Tỷ số truyền u 1 6,42 3,74 2,51 Số vòng quay n (v/phút) 1445 1445 225 60 24 Mômen xoắn T (N.mm) 19827 19827 62818 226017 1074375 Phần 2 TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I. TíNH toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc. - Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ, do đó dạng hỏng chính mà bộ truyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu 5 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải giảm xuống rất nhiều. Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suất giới hạn [ ] H cho phép. Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là H không đợc lớn hơn giá trị [ ] H cho phép. A. Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh. 1.Chọn vật liệu. - Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uốn trong quá trình làm việc. Do vậy vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằng gang hay các vật liệu kim loại khác. - Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kw) ứng với chế độ trung bình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB 350. - Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều. - Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1[1] ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng nh sau: Bánh nhỏ: - Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật nh sau: Mác thép Nhiệt luyện Kích thớc S (mm) không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền b (MPa) Giới hạn chảy ch (MPa) 45 Tôi cải thiện 60 HB 241 ữ 285 850 580 - Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là: HB 1 = 250 Bánh lớn: - Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật về vật nh sau: Mác thép Nhiệt luyện Kích thớc S (mm) không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền b (MPa) Giới hạn chảy ch (MPa) 45 Tôi cải thiện 100 HB 192 ữ 240 750 450 - Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 230 2. Xác định ứng suất cho phép. a . Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép . -ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định theo công thức sau [ ] HLXHVR H 0 limH H KKZZ S ìììì = Ghi chú: + 0 limH : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. 6 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải + S H : hệ số an toàn. + Z R : hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt. + Z V : hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng. + Z L : hệ số xét đến ảnh hởng của bôi trơn. + K XH : hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng. + K HL : hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc (hệ số tuổi thọ). - Chọn sơ bộ 1KZZ XHVR =ìì nên ta có [ ] H HL 0 limH H S K ì = - Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định 0 limH và S H nh sau: 70HB2 0 limH += (MPa) 1,1S H = - Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau: 57070250270HB2 1 0 1limH =+ì=+= (MPa) 53070230270HB2 2 0 2limH =+ì=+= (MPa) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau: 6 HE HO HL N N K = - Số chu kỳ cơ sở HO N đợc xác định bởi công thức nh sau: 4,2 HO HB.30N = === === 74,24,2 22HO 74,24,2 11HO 10.4,1230.30HB.30N 10.7,1250.30HB.30N - Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N HE đợc xác định nh sau: ii 3 Max i iHE nt T T c60N ìì ìì= Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay ta có c =1. + T i : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + n i : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + t i : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: ii 3 max i 2HE nt T T c60N ìì ìì= - Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có: 7 2HO 833 2HE 10.4,1N10.662,2 8 1 8,0 8 7 121000225160N =>= +ìììì= Ta lại có : 1K NN U.NN HL 1HO2HE 12HE1HE = > = - Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau: 7 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải [ ] 2,518 1,1 1570 S K H HL 0 1limH 1 H = ì = ì = (MPa) [ ] 8,481 1,1 1530 S K H HL 0 2limH 2 H = ì = ì = (MPa) - Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định nh sau. [ ] [ ] [ ] ( ) 8,481,min 21 == HHH (MPa) b . Xác định ứng suất uốn cho phép: -ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức sau: [ ] F FLFCXFSR 0 limF F S KKKYY ììììì = Ghi chú: + 0 limF : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở. + F S : là hệ số an toàn khi tính về uốn ( 75,1S F = ). + S Y : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + R Y : là hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng. + XF K : là hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn. + FL K : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc. - Trong tính toán sơ bộ lấy 1KYY XFSR =ìì khi đó ta có [ ] F FLFC 0 limF F S KK ìì = - Tra bảng 6.2[1] ta đợc: 75,1S F = HB8,1 0 limF ì= Suy ra: =ì=ì= =ì=ì= 4142308,1HB8,1 4502508,1HB8,1 2 0 2limF 1 0 1limF 1K FC = (do đặt tải một phía) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau: 6 FE FO FL N N K = Trong đó: 6 FO 10.4N = đợc xác định cho mọi loại thép. - Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng FE N đợc xác định nh sau: ìì ìì= ii m max i FE nt T T c60N F Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay ta có c =1. + T i : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + n i : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + t i : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 8 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: 6 2FO 866 2FE 10.4N10.573,2 8 1 8,0 8 7 121000225160N =>= +ìììì= Ta lại có : 1K NN U.NN FL 1FO2FE 12FE1FE = > = - Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau: [ ] 14,257 75,1 1450 S K F FL 0 1limF 1 F = ì = ì = (MPa) [ ] 5,236 75,1 1414 S K F FL 0 2limF 2 F = ì = ì = (MPa) 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. - Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau: [ ] 3 ba 2 H HI a1w u KT )1u(Ka ìì ì - Do loại răng thẳng và cả hai bánh răng đều là thép nên ta có 5,49K a = Ghi chú: + 1 T : là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I). + [ ] H : là ứng suất tiếp xúc cho phép. + ba : hệ số đợc tra theo bảng 6.6[1]. + H K : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. + u : tỷ số truyền của cặp bánh răng. -Sau khi tra ra ta đợc các thông số: 35,0 ba = 07,1K H = (sơ đồ 6) tra theo 37,1)1u(53,0 babd =ì= (Tra bảng 6.7[1]) - Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục 1w a . 4,126 35,042,68,481 07,119827 )142,6(5,49a 3 2 1w = ìì ì ìì= (mm) - Vậy ta chọn sơ bộ khoảng cách trục là 125a 1w = (mm) 4. Xác định các thông số của bộ truyền. Xác định môđun. - Môđun của bánh trụ răng thẳng (m) đợc xác định theo công thức sau: 5,225,1125)02,001,0(a)02,001,0(m 1w ữ=ìữ=ìữ= (mm) - Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta chọn m=2 (mm) Xác định số răng. 9 Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải - Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là 1 Z và 2 Z khi đó ta có: 85,16 )142,6(2 1252 )1u(m a2 Z 1w 1 = +ì ì = +ì ì = Chọn 17Z 1 = răng. 14,10942,617uZZ 112 =ì=ì= Chọn 109Z 2 = răng. - Vậy ta tính đợc tổng số răng là 12617109Z t =+= răng. Tính lại khoảng cách trục 126 2 Zm a t 1w = ì = (mm) Tỷ số truyền thực sự là 41,6 17 109 u 1 == 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. - ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau đây: [ ] H 2 1ww 1HI HMH dub )1u(KT2 ZZZ ìì +ì ìì= Ghi chú: + Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; + Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; + Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; + K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; + b : Chiều rộng vành răng. + d 1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau . 19827T I = (N.mm) 4412635,0ab wbaw =ì=ì= (mm) 41,6u 1 = 34172Zmd 11 =ì=ì= (mm) 34 41,7 126.2 1u a2 d w 1w == + = (mm) 274Z M = (Tra bảng 6.5[1]) (MPa 1/3 ) 76,1 40sin 2 2sin 2 Z 0 tw H == = ( =20 0 theo TCVN) 88,0 3 66,14 3 4 Z = = = (Vì hệ số trùng khớp 66,1 109 1 17 1 2,388,1 Z 1 Z 1 2,388,1 21 = +ì= +ì= ) - Hệ số H K đợc xác định bởi công thức sau: HVHH KKK ì= (do 1K H = vì bánh răng thẳng) Trong đó ta đã có 07,1K H = (Tra bảng 6.1[1] sơ đồ 6) Xác định HV K + Theo 6.41[1] ta có: 10![- Tra bảng 2.3[1] ta đợc các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết nh sau. + ηol=0,99 - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tra-bang-doc-tri-hieu-suat-ung-tiet-2997147.png)
![- Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định limH - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tra-bang-ta-cong-thuc-xac-dinh-limh-2997150.png)
![+ ψb a: hệ số đợc tra theo bảng 6.6[1]. - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/psb-a-he-doc-tra-bang-2997151.png)
![→ Tra bảng 6.13[1] ta có: Cấp chính xác động học: 8 →Tra bảng 6.15[1] ta có: δH=0,004 - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tra-bang-cap-xac-dong-hoc-tra-bang-2997153.png)
![- Tra bảng 6.7[1] với ψbd =1, 37 ứng với sơ đồ 6 ta có KF β= 1,18 - - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tra-bang-psbd-ung-so-do-ta-kf-2997154.png)
![- Tra bảng 6.2[1] ta đợc: - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tra-bang-ta-doc-2997155.png)
![Z M= (Tra bảng 6.5[1]) (MPa1/3) - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/z-m-tra-bang-mpa-2997156.png)
![• Trong đó ta đã có KH β= 1,15 (Tra bảng 6.7[1] sơ đồ 3) • Ta cũng có KHα=1,13 (Tra bảng 6.14[1]) - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/kh-tra-bang-so-do-kha-tra-bang-2997157.png)
![- Theo Bảng 5.4[1], với u= 2,52 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 2 7. Do đó số răng đĩa xích lớn z 2=z1ì2,51=27ì2,52=68,04 ta chọn z2=68 răng. - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/bang-chon-dia-xich-nho-dia-xich-chon-2997158.png)
![(Trong đó [i] là số lần va đập cho phép ta tra Bảng 5.9[1]) - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/i-va-dap-phep-ta-tra-bang-2997159.png)
![- Vậy tra Bảng 5.11[1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB200 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]σH=600 (MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/bang-chon-thien-dat-dat-suat-dam-tiep-2997160.png)
![→ Dựa vào Bảng P1.4[1] ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là: - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/dua-bang-chon-so-dong-kinh-ngong-truc-2997161.png)
![+D t: Đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt tra Bảng 16.10a[2]. - Vậy suy ra: - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/dong-kinh-vong-tron-tam-chot-tra-bang-2997162.png)
![ψσ ; ψτ =0 (Tra Bảng 10.7[1]) - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/pss-pst-tra-bang-2997163.png)
![- Tiết diện lắp bánh răng thẳng có d= 38 mm, tra Bảng 9.1a[1] chọn then bằng có kích thớc nh sau: bìhìlt=10ì8ì36 - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tiet-dien-lap-thang-bang-chon-thoc-bihilt-2997167.png)
![ψσ ; ψτ =0 (Tra Bảng 10.7[1]) - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/pss-pst-tra-bang-2997168.png)
![- Từ Bảng 10.11[1] ta tra đợc. 06 - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tu-bang-ta-tra-doc-2997169.png)
![- Tiết diện lắp bánh răng có d= 45 mm, tra Bảng 9.1a[1] chọn then bằng có kích thớc nh sau: bìhìlt=14ì9ì63 - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/tiet-dien-lap-banh-bang-chon-thoc-bihilt-2997172.png)
![- Căn cứ vào Bảng18.2[2] ta có. • Bảng kích thớc nắp ổ. - tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài](https://media.store123doc.com/figures/002/997/bang-ta-bang-kich-thoc-nap-o-2997175.png)
