Tài liệu Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ  ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY Đề tài: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG MÁY NÂNG HÀNG Giảng viên hƣớng dẫn: Trần Đình Sơn Sinh viên thực hiện: Nguyễn Đức Tín Lớp: 08CDT2 Nhóm: 36 Đà Nẵng, ngày 5 tháng 4 năm 2012 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn LỜI NÓI ĐẦU Đồ án môn học Thiết kế máy là bƣớc kết thúc môn học cùng tên, là phần kiến thức quan trọng đối với sinh viên khoa cơ khí nói chung và sinh viên ngành cơ điện tử nói riêng. Đó là kiến thức tổng hợp của các môn học: Truyền động cơ khí, Thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật, Sức bền vật liệu,… Đề tài của đồ án là Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng, trọng tải 2 tấn, dùng để nâng hàng hóa, các vật, các chi tiết,…tại các nhà xƣởng, công trình xây dựng, kho hàng…. Đồ án chủ yếu tập trung tính toán hệ dẫn động cơ cấu nâng. Qua đồ án sinh viên nắm vững những vấn đề cơ bản trong thiết ké máy, tính toán thiết kế chi tiết máy theo chỉ tiêu chủ yếu là khả năng làm việc, thiết kế chi tiết vỏ máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phƣơng pháp trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu. Trong qua trình làm đồ án, do kiến thức về thiết kế máy của em còn hạn chế nên nội dung cũng nhƣ trình bày không tránh khỏi những thiếu sót. Vì vậy, kính mong các thầy cô và các bạn chỉ dẫn và giúp đỡ thêm để em hoàn thành tốt đồ án này. Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô bộ môn và sự nhiệt tình chỉ dẫn, giải thích của thầy TRẦN ĐÌNH SƠN. Đà Nẵng, ngày 5 tháng 4 năm 2012 Sinh viên thực hiện Nguyễn Đức Tín MSSV: 101222081140 Lớp: 08CDT2 SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 1 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn PHẦN MỘT NHIỆM VỤ THIẾT KẾ - Số liệu ban đầu:  Tải trọng nâng: 2 tấn  Chiều cao nâng: 12 m  - Vận tốc nâng: 12,5 m/phút Nội dung các phần thuyết minh:  Phân tích yêu cầu kĩ thuật, điều kiện làm việc, nguyên lý làm việc của máy.  Phân tích các phƣơng án thiết kế máy.  Chọn phƣơng án thiết kế, lập sơ đồ động học của máy.  Thiết kế các bộ phận chính trên máy. - Các bản vẽ :  Sơ đồ động học của máy: 1 A1(A2).  Bản vẽ hộp giảm tốc: 1 A0. SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 2 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn PHẦN HAI PHÂN TÍCH CHỌN PHƢƠNG ÁN  Máy nâng có thể phân loại nhƣ sau: Phân loại theo nguồn dẫn động: Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn động bằng thuỷ lực Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu truyền động bằng đai, cơ cấu truyền động bằng xích.  Vai trò, chức năng các bộ phận của cơ cấu: Tời nâng gồm có : Động cơ điện, hộp giảm tốc, tang, cáp nâng, khớp nối, phanh - Động cơ điện: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. Động cơ điện xoay chiều đƣợc sử dung rộng rải trong công nghiệp, với sức bền làm việc cao, mô men khởi động lớn. Bên cạnh đó ta có động cơ điện một chiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, giá thành cao, khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lƣu khá phức tạp. Trên những ƣu khuyết điểm của hai lọai động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều một chiều ta thấy đƣợc động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhƣng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động cơ này vẫn chấp nhận đƣợc. Vậy ta chọn động cơ xoay chiều. - Hộp giảm tốc: Có ba loại là bộ truyền bánh răng trụ, bộ truyền bánh răng nón và bộ truyền bánh vít - trục vít. Bộ truyền bánh răng trụ đƣợc sử dụng để truyền mô men từ các trục song song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đƣợc sử dụng nhiều nhất, chúng đƣợc bố trí theo các sơ đồ sau: SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 3 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn Sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhƣng có nhƣợc điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tãi trọng trên chiều dài răng + Sơ đồ phân đôi: Công suất đƣợc phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm. Với kết cấu này, cấp chậm chịu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với vành răng khá lớn, nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp phục đƣợc sự phân bố không đều tãi trọng + Sơ đồ đồng trục: Loại này có đặc điểm là đƣờng tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc và nhiều khi giúp cho việc bố trí cơ câùu gọn hơn Bộ truyền bánh răng nón đƣợc dùng để truyenà mô men và chuyễn động giữa các trục giao nhau, nhƣng chế tạo bánh răng khá phức tạp Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn động giữa các trục chéo nhau, nhƣng chế tạo ren trục vít khá phức tạp Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn, để phù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo. - Tang: Gồm có hai loại là tang đơn và tang kép + Tang đơn: quấn đƣợc nhiều lớp cáp nhƣng lúc làm việc tải trọng sẽ bị lắc. + Tang kép: quấn đƣợc một lớp cáp nhƣng khi làm việc tãi trọng sẽ không bị lắc, nâng hạ theo đƣờng thẳng Vậy ta chọn tang kép đƣợc chế tạo bằng gang xám GX 15-32 - Cáp nâng: Lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của dây cáp. Do đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chịu lực căng dây lớn. Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo. Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu, ta chọn lọai cáp bện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo, đồng thời SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 4 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn trong cơ cấu nâng thì một đầu cáp đƣợc giữ cố định nên cáp không bị xoắn hay tở. - Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để nối giữa truc vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ƣu điễm hơn các loại khác là chịu đƣợc sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp nối xích con lăn để nối giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì có tính kinh tế hơn các loại khớp khác và để truyền mô men xoắn lớn hơn - Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thƣờng đóng, vì loại này đƣợc đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ.  Từ sự phân tích nêu trên ta có các phƣơng án sau:  Phƣơng án I: Sơ đồ động: 6 5 4 3 2 1 9 8 Chú thích: 1. Khớp nối vòng đàn hồi 2. Phanh điện từ 3. Bánh răng trụ răng thẳng I 4. Bánh răng trụ răng thẳng II 5. Bánh răng trụrăng thẳng III 6. Bánh răng trụ răng thẳng VI 7. Khớp nối xích con lăn 8. Tang SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 5 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn 9. Động cơ điện + Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc, nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng thẳng mà công suất đƣợc truyền qua khớp nối xích con lăn làm tang quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. + Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo hành. + Nhược điễm: Chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão chịu sự phân bố không đều của tãi trọng.  Phƣơng án II: Sơ đồ động: 2 3 4 5 1 6 Chú thích: 1. Tang 2. Trục vít 3. Bánh vít 4. Khớp nối vòng đàn hồi 5. Phanh điện từ 6. Động cơ 7. Khớp nối xích con lăn + Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn khớp của bánh vít và trục vít truyền đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 6 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn + Ưu điểm: Truyền đƣợc công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng tốt + Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ cứng tốt  Phƣơng án III: Sơ đồ động: 4 8 3 2 9 1 Chú thích: 1. Động cơ điện 2. Phanh điện từ 3. Khớp nối vòng đàn hồi 4. Bánh răng côn I 5. Bánh răng côn II 6. Bánh răng côn III 7. Bánh răng côn IIII 8. Khớp nối xích con lăn 9. Tang + Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các bánh răng côn truyền mô men đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. + Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 7 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn + Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính xác  Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế. Vậy ta chọn phương án 1, với các số liệu ban đầu: Tải trọng: QO=2000kg =20000 (N). Bộ phận mang: Qm = 500kg = 5000(N.) Chiều cao nâng: H = 12( m). Vận tốc nâng: vn = 12.5 (m/phut) Chế độ làm việc trung bình. SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 8 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn PHẦN BA CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3.1. Chọn tang, khớp nối, động cơ điện: 3.1.1. Hiệu suất của palăng p = So Q = m.a.S max S max Q0 = Q +Qm m=2 :số nhánh dây quấn lên tang Q0 : tải trọng nâng Q0= 25000 N.  : hiệu suất ròng rọc:  = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn bôi trơn tốt). a =2: Bội suất palăng. t = 0 : Số ròng rọc đổi hƣớng. Smax = Q(1   ) =6313 (N). m(1  a )t  p = = 0,99 3.1.2. Cáp nâng: Kích thƣớc cáp đƣợc chọn dựa vào lực kéo đứt (Sđ ) Sđ = Smax . K =6313*5.5 = 34721 (N) K=5: Hệ số an toàn Smax : Lực căng lớn nhất trong dây cáp Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (OCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép là b = 1600 N/mmm2. SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 9 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn 3.1.3. Tang: 3.1.3.1. Đƣờng kính tang: Dt  dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm) Dt : đƣờng kính tang đến đáy rãnh cắt (mm). Dc: đƣờng kính dây cáp quấn lên tang (mm). e: hệ số thực nghiệm.  Dt =Dr =250 mm 3.1.3.2. Chiều dài tang Chiều dài toàn bộ tang đƣợc xác định theo công thức: L’ =L'o +2L1 +2L2 +L3 L1 : chiều dài thanh tang L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp L2 L'o L3 L1 L2 L'o L1 L3 : Chiều dài phần phân cách giữa hai bên. SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 10 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang: l = H.a = 12*2 =24 (m) H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa a =2, bội suất palăng Số vòng cáp quấn lên một nhánh: Z= l  ( Dt  d c ) + Zo = 29.6 (vòng) Zo =2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc. Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm). t  1.1, ta có dc = 1.1*8. =8.8 (mm)  Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm) L2 =73.6 (mm) 2L1 =3*t 3*8.8 =26.4(mm) L3 =L4 –2*hmin tg =150-260*0.07 = 66 tg = tg(4o) =0.07 hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang. Vậy: L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm) 3.1.3.3 Kiểm tra sức bền tang theo công thức: n = K . .S max SVTH: Nguyễn Đức Tín  .t  [n] Trang 11 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn Bề dày tang  =0.02 Dt + (6…..10) = 15(mm). t = 8.8 : bƣớc cáp : hệ số giản ứng suất  = 1.08 : đối với tang bằng gang. K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang. [ n] = 565 N/mm2 Tang bằng gang có bn = 565 N/mm2  [ n] = 565 = 113 N/mm2 5  n = 51.6N/mm2   n  [ n] Vậy đủ bền. 3.1.4 Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi : 3.1.4.1 Khi mở máy: Mmax =2.2 Mdn Mdn = 9550 960 Mmax= 2.2 * 9550 * 7 = 153 (Nm). 960 3.1.4.2 An toàn khi nâng vật: Mmax’= Mmax*K1 *K2 K1 = 1.3 ( hệ số an toàn) K2 = 1.2 ( hệ số an toàn)  Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm). Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn, với số liệu sau: SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 12 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn M(nm) d D L D0 B dc 240 24 140 165 100 2 l6 M D3 L8 GD2 nmax 14 33 27 28 0.55 4000 Điều kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi: d= 2 KM max {d} = (2...4) MPA ZDo D3 L2 Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc  d = 0.53 (MPA) {d}. vậy đủ bền Điều kiện làm việc của chốt: u = KM max Lo  {u} = 60....80 (MPA). 0.1D 3 3 Z K1= 1.2 lo= L1  L2 64  66 =  75 2 2 L2 = 2 *L6 = 66 L1 = L2 –B = 66-2 = 64  Vậy u = 18  {u} Vậy đủ bền 3.1.5 Khớp xích con lăn: 3.1.5.1 Mômen do vật gây ra trên tang: Mt = 2 * S max Do  1826.754( Nm) 2 Smax = 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 13 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn Do= Dt +Dc = 250 + 8 = 258 (mm). 3.1.5.2 An toàn khi nâng vật: Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm). K1 =1.3 hệ số an toàn K2 = 1.2 là hệ số an toàn Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau: M nmax d L D khe dc khoảng hở cách lắp giữa nghép hai má t Z Q(KN) GD2 c 3000 700 90 270 280 2 52 31 50.8 12 160 8.9 3.1.5.2 Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn: S= Q  {S} (1.2...1.5) Ft Q: tải trọng phá hỏng Ft : lực vòng Ft = Do = 2 * k * M t' n 3 D0 t sin((180 / z SVTH: Nguyễn Đức Tín  2 * 0.2 * 2539000  5173( N ) 196.3 =196.3(mm) . Trang 14 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn k=0.2 Mt’ = 2539 (Nm) {S} = 7, hệ số an toàn n3 = 30.88 (vong /phut)  S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền. 3.1.6 Chọn động cơ điện: + Công thức tĩnh khi nâng vật : Nlv = Q .vn 2500 *12.5 0 = = 5.2(KW) 60.1000. 60.1000. + Công suất tƣơng đƣơng: Ntd = N lv2 * (0.6t )  ( N lv * 0.5) 2 * (0.2t )  (0.3 * N lv ) 2 * (0.2t ) = N lv 0.6  0.05  0.018 = 4.25 (KW) + Hiệu suất của bộ truyền :  = p . t . 0l4.K.mscn.mscc =0.776 p = 0.99 : hiệu suất palăng t = 0.96 : hiệu suất tang 0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn k = 0.99 : hiệu suất khớp  mscn = 0.96 : hiệu suất bộ truyền cấp nhanh mscc = 0.98 : hiệu suất bộ truyền cấp chậm SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 15 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn + Công suất cần thiết trên trục động cơ: Nct = 4.25 = 5.48 (kw) 0.776 Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3  Công suất: p = 5.5 ( KW)  Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút)  Hệ số quá tải : M max =2.2 M min 3.2 Phân phối Tỷ số truyền chung: 3.2.1 Tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang: i0 = n ñc = 960/30.8 = 31.1 nt nt là Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trƣớc nt = vn .a = 30.8 (vòng/phút)  ( Dt  d c ) Theo ( 3.12)-[1], ta có: ub r 1 = 0.7332 u 0.6438 = 6.7  Tỷ số truyền cấp thứ hai là : ub r 2 = 31.1/6.7 = 4.64 Vậy:  Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u1 =6.7.  Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46  Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1. SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 16 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn 3.2.2 Số vòng quay trên mỗi trục:  nI = nD C = 960 (vòng / phút).  nII = nI/ u 1 = 143.28 (vòng / phút).  nIII = n2 /u2 = 30.88 (vòng / phút). Từ đó ta có : BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN Trục I II III Thông số Số vòng quay 960 143.8 30.88 (vòng/phút) Tỉ số truyền Công suất trên 6.7 4.98 4.64 4.65 4.42 trục(KW) Mô men xoắn 48645 309935 1366936 T(Nmm) SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 17 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY GVHD: Trần Đình Sơn PHẦN BỐN TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 4.1 Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu nhƣ nhau, bảng ( 6-1)-[1].  Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241.. 285 có b1 = 850 Mpa; ch1 = 850 Mpa.  Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có  b2 = 730 Mpa;  ch 2 = 430 Mpa 4.2 Ứng suất cho phép: 4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép HB = 180 ...350.  H0 lim = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an toàn Flim = 1.8HB ; SF = 1.75 :hệ số an toàn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230 khi đó : H lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA Flim1 = 1.8HB2 =441 MPA H lìm2 = 414 MPA  Flim2 =470 MPA + Hệ số tuổi thọ KHL = m H N HO N HE Với HB  350  mH = 6 (mH : bậc của đƣờng cong mỏi).  NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 HB 2, 4 = 30* 2302.4 = 1.4 107 Thời gian làm việc tính bằng giờ T =21*365*A**Kn*Kng Trong đó SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 18 ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY A GVHD: Trần Đình Sơn = 10 năm Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày  T = 29346 (giờ)  Theo (6-7)-[1], ta có : NHE =60*c*(Ti/Tmax)3*ni*ti C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ Vậy: NHE = 60*1*143.28*29346(12*0.6+0.53*0.2+0.33*0.2) =15.9 107 NHE1 > NHO1  ta chọn NHE 1 =1 Tƣơng tự ta có: NHE2 >NHO2  KHL2 = 1 Nhƣ vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ {H} = Hlim . KHL/SH {H1} = 560/1.1 = 509 (Mpa)  {H2} = 470/1.1 = 445 (MPa) Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: {H} = min({H1} ; {H2}) = 445 MPa 4.2.2 Ứng suất uốn khi quá tải f =Flim .KHL.KFC/SF Theo (6-7)-[1], ta có:  T NFE = 60 . C .   i  T max    mF .ni . ti Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax: Mômen lớn nhất trong một chu ky SVTH: Nguyễn Đức Tín Trang 19