Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm - Nguyễn Thế Dũng

Tài liệu đồ án thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm chi tiết, bao gồm tính toán động học, thiết kế bộ truyền bánh răng, trục và chọn ổ lăn chính xác.

• Tác giả: Nguyễn Thế Dũng
• Người hướng dẫn: PGS.TS. Nguyễn Văn Yến
• Chuyên ngành: Cơ khí
• Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm
• Loại tài liệu: Đồ án

Tóm tắt

I. Tổng quan đồ án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm

Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm giữ vai trò trung tâm trong nhiều hệ thống truyền động cơ khí công nghiệp. Cơ cấu này giảm tốc độ quay từ động cơ điện và truyền mômen xoắn lớn đến máy công tác. Cấp chậm được phân tách thành hai cặp bánh răng bố trí đối xứng qua mặt phẳng gối đỡ. Giải pháp bố trí này triệt tiêu tình trạng lệch tải cục bộ trên vành răng. Nhờ đó, tuổi thọ làm việc của chi tiết răng cùng ổ lăn nâng cao rõ rệt. Đồ án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm rèn luyện tư duy tính toán động học và kết cấu máy toàn diện. Việc lựa chọn công suất động cơ phù hợp là bước khởi đầu quyết định. Động cơ điện xoay chiều ba pha thường được ưu tiên nhờ hiệu suất cao và vận hành bền bỉ. Tỷ số truyền chung được phân phối hợp lý giữa cấp nhanh và cấp chậm nhằm tối ưu hóa kích thước vỏ hộp. Kích thước nhỏ gọn giúp tiết kiệm vật liệu chế tạo đáng kể. Toàn bộ quy trình thiết kế đảm bảo độ cứng vững, khả năng chịu quá tải và hiệu suất vận hành lâu dài.

1.1. Khái niệm và nguyên lý hoạt động của hộp giảm tốc phân đôi

Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm thực hiện biến đổi cơ năng qua hai cấp truyền động liên hoàn. Trục sơ cấp tiếp nhận chuyển động từ động cơ thông qua khớp nối đàn hồi. Cặp bánh răng cấp nhanh truyền chuyển động đến trục trung gian. Tại đây, dòng công suất được chia đều sang hai bánh răng của cấp chậm đối xứng. Hai nhánh công suất này sau đó hội tụ lại trên trục công tác đầu ra. Nhờ kết cấu đối xứng, lực dọc trục và lực hướng tâm tác dụng lên từng ổ lăn giảm xuống một nửa. Cơ chế phân dòng công suất giúp giảm thiểu ứng suất tập trung, tạo điều kiện cho hệ thống vận hành êm ái dưới tải trọng lớn liên tục.

1.2. Ý nghĩa kỹ thuật của đồ án thiết kế hệ thống truyền động

Thực hiện đồ án mang lại nền tảng chuyên môn sâu rộng về tính toán động học, độ bền chi tiết máy và dung sai lắp ghép. Quá trình tra cứu tiêu chuẩn ngành rèn luyện kỹ năng giải quyết bài toán kỹ thuật thực tế. Việc lập bản vẽ lắp và bản vẽ chế tạo chi tiết trên phần mềm AutoCAD yêu cầu độ chính xác cao về kích thước. Người thiết kế phải liên tục đánh giá mối tương quan giữa điều kiện bôi trơn, phương án chọn ổ lăn và biện pháp định vị then trên trục. Đồ án tạo tiền đề vững chắc cho việc ứng dụng lý thuyết cơ khí vào chế tạo máy móc hiện đại.

II. Phân tích ưu nhược điểm của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm

Mỗi phương án truyền động cơ khí đều sở hữu những ưu điểm và hạn chế kỹ thuật riêng biệt. Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm thể hiện ưu thế vượt trội về phân bố tải trọng. Các cặp bánh răng cấp chậm bố trí đối xứng giúp phân chia lực đều cho các ổ đỡ hai bên. Mômen xoắn tác dụng lên từng đoạn trục nguy hiểm chỉ bằng một nửa so với sơ đồ khai triển tiêu chuẩn. Nhờ sự giảm tải này, đường kính trục thiết kế nhỏ gọn hơn, giúp tổng khối lượng hộp giảm khoảng 20%. Tuy nhiên, kết cấu phân đôi làm tăng chiều rộng tổng thể của vỏ hộp máy. Số lượng chi tiết gia công tăng lên do có thêm một cặp bánh răng cấp chậm và hệ thống ổ trục phụ trợ. Yêu cầu về độ chính xác gia công răng và độ đồng tâm khi lắp ráp trở nên khắt khe hơn. Chi phí gia công và thời gian bảo dưỡng vì thế cũng cao hơn so với hộp giảm tốc đồng trục hoặc khai triển đơn giản. Kỹ sư cần cân nhắc kỹ lưỡng bài toán kinh tế kỹ thuật trước khi lựa chọn.

2.1. Đánh giá khả năng phân bố tải trọng và giảm khối lượng kết cấu

Bố trí cấp chậm phân đôi triệt tiêu hiệu quả hiện tượng uốn trục không đối xứng dưới tải trọng nặng. Tải trọng tiếp xúc trên bề rộng vành răng đồng đều hơn, ngăn chặn hiện tượng mòn lệch răng cục bộ. Tiết diện nguy hiểm trên trục trung gian và trục ra chỉ truyền một nửa công suất toàn phần. Điều này cho phép chọn đường kính trục nhỏ hơn mà vẫn thỏa mãn hoàn toàn điều kiện bền mỏi và bền tĩnh. Vật liệu chế tạo vỏ hộp và kích thước ổ đỡ giảm đáng kể, mang lại độ nhỏ gọn tổng thể cho toàn bộ cụm truyền động.

2.2. Thách thức về độ phức tạp gia công và giá thành chế tạo vỏ hộp

Hạn chế lớn nhất của cấu trúc phân đôi là bề rộng thân hộp gia tăng theo phương ngang. Việc chế tạo đòi hỏi thêm các gối đỡ ổ lăn và gia công đồng thời hai cặp bánh răng có độ chính xác góc nghiêng tuyệt đối. Sai lệch chế tạo dễ dẫn đến hiện tượng một nhánh chịu tải nhiều hơn nhánh còn lại, gây rung động khi vận hành tốc độ cao. Cấu tạo ổ trục phức tạp khiến quá trình căn chỉnh khe hở và bảo dưỡng định kỳ đòi hỏi thợ cơ khí có tay nghề chuyên môn cao.

III. Phương pháp thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm chuẩn

Quy trình tính toán thiết kế hộp giảm tốc đòi hỏi tuân thủ tuần tự các bước kỹ thuật tiêu chuẩn. Bước đầu tiên xác định công suất cần thiết trên trục động cơ dựa trên công suất trục tang và hiệu suất toàn hệ thống. Tỷ số truyền được phân bổ cho bộ truyền ngoài, cấp nhanh và cấp chậm nhằm đạt kích thước nhỏ gọn nhất. Tiếp theo, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh và cấp chậm được tính toán độ bền tiếp xúc cùng độ bền uốn theo ứng suất cho phép. Việc lựa chọn vật liệu chế tạo trục đóng vai trò cốt lõi; thép C45 tôi cải thiện thường được sử dụng phổ biến. Tính toán trục bao gồm xác định đường kính sơ bộ, dựng biểu đồ mômen uốn xoắn, kiểm tra độ bền mỏi tại các tiết diện nguy hiểm và kiểm nghiệm độ then. Cuối cùng, ổ lăn được lựa chọn và kiểm nghiệm theo khả năng tải động và tải tĩnh. Chế độ bôi trơn ngâm dầu trong hộp được tính toán mức dầu tối thiểu và tối đa chính xác, đảm bảo làm mát liên tục và giảm thiểu tổn thất khuấy dầu.

3.1. Tính toán động học và thiết kế chi tiết bộ truyền bánh răng

Tính toán động học xác lập công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên từng trục truyền động. Sau khi phân phối tỷ số truyền, khoảng cách trục và mô-đun răng được xác định nhằm thỏa mãn ứng suất tiếp xúc cho phép. Cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh tạo chuyển động êm ái, trong khi hai cặp bánh răng cấp chậm được thiết kế góc nghiêng răng ngược chiều nhau để triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn khi quá tải và độ bền dập then là yêu cầu bắt buộc nhằm đảm bảo bộ truyền hoạt động bền bỉ suốt tuổi thọ thiết kế.

3.2. Thiết kế trục chọn ổ lăn và tính toán bôi trơn ngâm dầu

Trục được chế tạo từ thép chất lượng cao, tính toán dựa trên tổ hợp tải trọng uốn và xoắn từ khớp nối, bánh răng và đĩa xích. Kiểm nghiệm ổ lăn thực hiện theo khả năng tải động Cd và tải tĩnh Co dưới tác dụng của lực hướng tâm Fr. Phương án bôi trơn ngâm dầu đáy hộp yêu cầu mức dầu tối thiểu ngập chân răng bánh răng dẫn và không vượt quá một phần ba bán kính bánh răng bị dẫn lớn nhất. Cách bố trí này giúp tản nhiệt tối ưu và loại trừ hoàn toàn tổn hao công suất do cản dầu.

IV. Ứng dụng hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm trong công nghiệp

Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi cấp chậm là giải pháp kỹ thuật tối ưu cho các thiết bị công nghiệp nặng đòi hỏi truyền mômen lớn liên tục. Cấu trúc phân đôi giúp cân bằng lực hiệu quả, giảm kích thước trục và hạn chế tối đa nguy cơ mỏi gãy trục khi tải trọng biến động. Trong thực tế sản xuất, loại hộp giảm tốc này xuất hiện rộng rãi trong hệ thống băng tải than khoáng sản, tời nâng hạ cầu trục, máy nghiền quặng và máy khuấy hóa chất. Khả năng chịu quá tải tốt giúp bảo vệ toàn bộ dây chuyền truyền động trước các cú sốc cơ học bất ngờ. Đồ án thiết kế cung cấp phương pháp luận chặt chẽ từ lý thuyết đến thực hành, giúp kỹ sư dễ dàng chuẩn hóa kích thước lắp đặt và tối ưu hóa chi phí vận hành. Việc kiểm soát chặt chẽ quy trình tính toán động học, độ bền mỏi và giải pháp bôi trơn là tiền đề tạo nên những cụm máy vận hành an toàn, tin cậy và bền vững với thời gian.

4.1. Ứng dụng trong hệ thống băng tải tời nâng và máy móc tải nặng

Trong các hệ thống băng tải tải nặng và tời nâng công nghiệp, mômen cản khởi động luôn ở mức rất lớn. Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm đáp ứng hoàn hảo yêu cầu nhờ kết cấu gối đỡ chịu lực đối xứng, không bị cong vênh trục khi chịu tải tức thời. Các thiết bị nghiền và trộn trong nhà máy xi măng, luyện kim cũng tận dụng tối đa ưu điểm này để kéo dài thời gian giữa hai kỳ bảo dưỡng. Nhờ đó, năng suất dây chuyền luôn được duy trì ổn định, giảm thiểu thời gian dừng máy ngoài kế hoạch.

4.2. Xu hướng tối ưu hóa vật liệu và gia công chính xác trong tương lai

Sự phát triển của công nghệ gia công CNC và phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn mở ra nhiều hướng cải tiến cho hộp giảm tốc phân đôi. Vật liệu thép hợp kim nhiệt luyện bề mặt kết hợp xử lý thấm cacbon giúp tăng khả năng chịu tải tiếp xúc của răng. Việc tối ưu hóa biên dạng răng và ứng dụng dầu bôi trơn tổng hợp cao cấp giúp nâng cao hiệu suất truyền động lên trên 96%. Những tiến bộ này giúp hộp giảm tốc ngày càng nhẹ hơn, đáp ứng xu thế tiết kiệm năng lượng và tự động hóa trong công nghiệp.

Trích đoạn nội dung tài liệu

LỜI NÓI ĐẦU: Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Truyền động cơ khí, Vẽ kỹ thuật cơ khí,. và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rấ cố gắng, xong bài làm của em không tránh khỏi những sai sót.

Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến từ thầy và các bạn, giúp em có được những kiến thức thật bổ ích để sau này ra trường có thể ứng dụng trong các công việc cụ thể. Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn thầy PGS.TS Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Sinh viên thực hiện: NGUYỄN THẾ DŨNG SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 3 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I. Chọn động cơ điện: -Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều, động cơ điện xoay chiều.

Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp: -Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm sẽ có: *Ưu điểm : +Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ. +Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ. +Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường 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 thường.

*Nhược điểm: +Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền. Xác định công suất trên trục động cơ điện: Công suất trên trục tang: = 5,2 kW Công suất cần thiết trên trục động cơ: (1) Hiệu suất truyền động: Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập1 [1] ta có: Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,96 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: = 0,99 Hiệu suất 1 cặp bánh răng: = 0,98 3 2 => = 0,96.0,98 = 0,895 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 4 Thay vào (1) (kW) Theo dãy tiêu chuẩn bảng 2.2 tài liệu [1], ta chọn được động cơ là: 4A132S4Y3 có Pđc = 7,5 kW 2.

Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện: Trong đó: ntg = 52 (vòng/phút) ung = 2 : tỷ số truyền bộ truyền xích 2 (chọn theo bảng 2.4 tài liệu [1]) unh. uch = uh =14 : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi => nsb = 52. Phân phối tỷ số truyền: 1. Tỷ số truyền: 2.

Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động: Chia u ra 3 phần: u = ung. uch ung =2 : tỷ số truyền bộ truyền xích Ta cnó: uh = unh. uch => uh = u / ung = =13,94 Đối với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm: unh = (1,2 1,3) uch Chọn unh = 1,2 uch => 1,2. Tính lại giá trị ung theo unh và uch trong hộp giảm tốc: ung = 4.

Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục: Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:  Đối với trục I: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 5 (vg/ph)  Đối với trục II: n 1450  n2  1  353(vg/ / ph) unh 4,1  Đối với trục III:  Đối với trục tang: -Lập bảng số liệu: Đại lượng Trục Trục Trục Trục Trục động cơ I II III tang n , vg/ph 1450 1450 353 103 52 u 1 4,1 3,4 2 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 6 P , kW 5,81 5,752 5,581 5,415 5,2 T , N.mm 38265,86 37883,86 150987,39 502070,39 955000 PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI: Bộ truyền xích I. Chọn loại xích: Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng. Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm: +Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).

Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 7 xích ống, chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng. +Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế. Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy. Định số răng đĩa xích: Với u = 2 (đã chọn) Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25 Số răng của đĩa xích lớn: z2 = u.

Định bước xích: Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán: Pt = P.kn z1 = 25 => kz = 25/z1 = 25/25 = 1 Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/nIII = 200/103 = 1,94 Theo công thức 5.6 tài liệu [1] ta có: K = k0.1 = 1,56 Thay vào công thức 5.3 ta được: Pt = 5,415. Ta chọn bước xích p = 31,75 (mm) IV. Khoảng cách trục và số mắt xích: a = 40.31,75 = 1270 (mm) Theo công thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn: xc = 118 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 8 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.31,75 = 1271,746 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a 1 lượng = 0,003.1271,746 = 3,81 (mm) Do đó a = 1271,746 – 3,81 = 1267,936 (mm) Số lần va đập của xích theo công thức 5. Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo công thức 5.15 tài liệu [1]: Theo bảng 5.

Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg Kđ = 1,2 (va đập nhẹ) Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.1,362 = 7,03 (N) F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.1267,936 = 189064,47 (N) = 189,06 (N) Do đó: Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5. Vậy s > [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Đường kính vòng chia đĩa xích: Theo công thức 5.4 tài liệu [1]: -Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: +Đường kính vòng chia đĩa dẫn: +Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 9 - Đường kính vòng đỉnh: da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 31,75[0,5 + cotg( /25)] = 267,2 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 31,75[0,5 + cotg( /50)] = 520,5 (mm) - Đường kính vòng chân: Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.2 tài liệu [1]): df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 486,41 (mm) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1]: Ta có: Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích. Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25 Kr2 = 0,24 ứng với Z2 = 50 Kd = 1 do bộ truyền xích một dãy.

Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động va đập nhẹ. Fvd lực va đập trên một dãy xích (N). E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 MPa A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1]) ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5. Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

= 596,34 (MPa) Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2. = 450,79 (MPa) Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa xích ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 210. Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] = 600 (MPa) Thấy: [ ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc. Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = Kx.

Ft SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 10 Với Kx = 1,15 : hệ số xét đến tác dụng trọng lượng xích lên trục (do bộ truyền nằm ngang) => Fr = 1,15. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC: I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: 1. Chọn vật liệu: Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc và kiểm nghiệm lại độ bền uốn.

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn: HB = 241 285, có = 850 MPa , = 580 MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn: HB = 192 240 , có = 750 MPa, = 450 MPa Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 14 ; Cấp nhanh: unh = 4,1 ; Cấp chậm: uch = 3,4. Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 350. ; ; ; Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230. +Giới hạn mỏi tiếp xúc: MPa.

+Giới hạn mỏi uốn: MPa. Số chu kì làm việc cơ sở: Theo công thức 6.5 tài liệu [1]: Do đó: NHO2 = 30. Số chu kì làm việc tương đương: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 11 Theo công thức 6.7 tài liệu [1]: NHE = 60.