Đồ Án môn học thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải

Công suất cần thiết của động cơ Trường hợp tải trọng không thay đổi theo sơ đỗ ta có: Dựa vào công thức 3.4 trang 94 tai liéu [1], taxac định được công suất làm việc — công suất trên trụ

TRUONG DAI HOC BACH KHOA

KHOA KHOA HOC UNG DUNG

DO AN MON HOC THIET KE KY THUAT

DE TAI: THIET KE HE THONG DAN DONG BANG TAI

GVHD: PGS TS VU CONG HOA SVTH: DIEP DUC HOANG LONG MSSV: 2011544

LOP: KU20CKT1

Thành phố Hồ Chí Minh — Năm 2023

ĐỎ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ KỸ THUẬT

Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Phương án: 4

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm:

(1) Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

(2) Nỗi trục vòng đàn hồi

(3) Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

(4) Bộ truyền xích ống con lăn

(5) Bộ phân công tác — Băng tải

Lực vòng trên băng tải, F(N): Ï 8000)

Vận tốc băng tải, v (m/s): ” =0-20/3)

Đường kính tang, d (mm): d =510(mm)

Thời gian phục vụ, L (năm): ¿=9 (năm)

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ:

( 1 năm làm việc 300 ngày, I ca làm việc 8 giờ )

Chế độ tải: (T¡ = T, tị = 36 giây): (T› = 0.8T, tạ = 15 giây)

T, =0.8F, - 1 Monent xoắn khi khởi động làm việc

CHUONG 2: CHON DONG CO VA PHAN PHOI TY SO TRUYEN 2.1 Công suất cần thiết của động cơ

Trường hợp tải trọng không thay đổi theo sơ đỗ ta có:

Dựa vào công thức 3.4 trang 94 tai liéu [1], taxac định được công suất làm việc — công

suất trên trục tang:

Pu” lạ công suất trên đĩa xich (AW)

Hiệu suất của bộ truyện của hệ thông trên được xác định:

1 Hi Sị› S]: Xu 1s

Trong do:

3 | 106

mh hiệu suất bộ truyền xích

1= hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

3” hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

Ma hiệu suất bộ cặp ô lăn

Is” hiệu suất khớp đàn hồi

Theo bang 2.3 tai liéu [2], ta chon duoc các giá trị hiệu suất như sau:

Usnung Up, Xu, =25 »x3.4 =85

U,,=25 hot tý sô truyền cua HGT hai cap , « À + -

u =3.4,, * tỷ sô truyện của bộ truyền xích 4 = Roos

Sô vòng quay sơ bộ của động cơ:

Xn, =85 x33.7034 =2864.789 (v/p)

Ney = Une

Lua chon déng co theo quy tac:

P„ ›P,„ =9.0260 (kW) n., >n„ =2864.789 (vip)

Dựa vào kết quả là, =9.0260 (KW) và nụ, —2864.789 (víp) và phu luc tai liéu [1] (bang P1.3— Thông số của động cơ 4A trang 236), ta chọn được động cơ có các thông sô như sau:

Bang I Déng co

‘haa Céng suat Van toc quay °

Kiều động cơ (kW) (Vòng/phút) Cosp | 11%

Hộp giảm tốc có tỷ sô truyền sơ bộ là: “#

Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:

5 | 106

Ta chon: “a a1.3 Xu, (Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển Uy, =12 51.3, ) , } cự u, =| 1.3 =5.7009

Ty s6 truyén cap nhanh: ” “het

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép nhóm [I (B350); bánh răng nghiêng c = 2.4

2.3 Các thông số kỹ thuật của hệ thống truyền động

2.3.1 Công suất trên các trục

Mo hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

3” hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

tụ hiệu suất bộ cặp ô lăn

"5 ~ hiệu suất khớp đàn hồi

2.3.2 Số vòng quay trên các trục

Tốc độ quay của trục Ï: h, =1 =2907 (vp)

_ my _ 2907 = =509.9195 (v/

Tốc độ quay của trục II:

=?nu 303913” —I 16 2793 (wip)

Ht Toc d6 quay cua truc III: u,, 4.3853

2.3.3 Moment trén cac truc

CHUONG 3: THIET KE CAC BỘ TRUYEN HO

3.1 Số liệu ban đầu

® Quay một chiều

3.2 Tính toán lựa chọn xích

3.2.1 Chọn số răng đĩa xích

Với tỷ 36 truyén xích ”+ =3.45 dựa vào Đảng 3.4 tài liệu [2j ta chọn như sau:

Số răng đĩa nhỏ (đĩa tải): z2 (với =3 + ta được “I =25 23 ) hoặc sử dụng công

thức z=220 và nên chọn số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều

A= boo ws | = B.A5- 3.48) =0 87%

Như vậy, ta chọn 2, =25 và”? =87 la hop li

3.2.2 Xác định bước xích

Bước xích được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong các bản lề, số vòng

quay trong một phút phải nhỏ hơn sô vòng quay tới hạn

Dựa theo công thức 5.25 tài liệu ƒ TỊ, ta xác định được công suất tính toán h :

Moi” số vòng quay đĩa nhỏ của bộ truyền thực nghiệm ứng với công suất

cho phép tra theo bang 5.5 tài liệu [2J có giá trị lớn hơn và gân với giá trị “inhat

mà

1 sô vòng quay đĩa xích nhỏ

Hệ sô sô răng:

Dựa vào công thức 3.4 và bảng 3.6 tài liệu [2j ta xác định hệ 36 str dung K nhw sau:

K =K K Kk yk ak:

ky =1- hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, bộ truyền nằm ngang

k =E hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích với

tỉ số chiều dài trục và bước xích chọn sơ bộ là a =40P,

Kạ, =1- hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh của lực căng xích, trục điều

chính được (điều chỉnh băng một trong các đĩa xích)

kK, =13- hệ số ảnh hưởng đến điều kiện bôi trơn, môi trường làm việc có bụi

k, =1.2-

hệ số tải trọng động, tai trong va dap nhẹ

10 | 106

k, =1.25- hệ số ảnh hưởng chế độ làm việc, làm việc 2 ca

K =k ,Kz„k„k„k, =1x1x1x1.3x1.2x1.25=1.95

fñc `bt `ñ `c

Hệ sô xét đên sô dãy xích: x (Xích | day)

Sau khi xác định được các hệ số K, tính được:

p _ KK K,P,„ _ 1.95x1x1.72x7.992

x

= 26.8052 (kW)

Kiểm nghiệm: ¡<1 thỏa

Vậy số lần va đập của xích trong một giây: ¡ =14044

12 | 106

3.3 Tính toán kiếm nghiệm

3.3.1 Kiếm nghiệm bước xích

Kiểm tra số vòng quay tới hạn của bộ truyền xích, ta tién hanh tra bang 5.8 [2]

3.3.2 Kiếm nghiệm hệ số an toàn

P.7 là bước xích của bộ truyền

Z~ 1 ko» + ừ x

1 là sô răng cua đĩa xích dân

Vậy phương pháp bôi trơn nhỏ giọt là phù hợp theo bảng 5.7 đời liệu /27 khi V € 4 (MB),

q„ =5.5 (kqm) là khối lượng I mét xích, được tra tr bang 5.2 tài liệu [2]

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo

F,=K,q,,ag =6x5.5x1.510x9.81 = 488.8323 (N)

Trong do:

K, =6- khi bộ truyền nằm ngang

Ổ;” là khối lượng I métxích

g- là gia tốc trọng trường, lấy g = 9.81 m/s’

a- là chiều dài đoạn xích tự do, thường lấy bằng khoảng cách trục (đơn

vị mét)

14 | 106

Hệ số an toàn tính theo công thức:

_ a ng: 4 F,+F, 12 "rẻ DI ae 803 77”

Trong đó:

Q- tái trọng phá hủy cho phép của xích tra Đảng 5.2 tai liéu [2]

Tà lực căng trên nhánh căng, h=K,F,

K, =12- hệ số tải trọng động, tải trọng va đập nhẹ

F,- lực vòng có ích trên bánh xích

Fy lực căng do lực li tam sinh ra

Foo lực căng ban đầu của xích bằng trọng lượng nhánh xích tự do

Hệ số an toàn cho phép /sJ tra bang 5.10 tai liệu ƒ2J với bước xích p, =38.1 (mm) và số

n, =116.2813 (v/p) ,, [s] =8.5

co duoc

s =22.297>[s] =8.5 vỏng quay

Trị sô của hệ sô an toàn ta tính được

Như vậy kiểm nghiệm hệ số an toàn được thỏa an toàn khi quá tải

3.3.3 Kiểm nghiệm áp lực trong bản lề xích

Diện tích của bản 1é xích tính theo công thức:

3.3.4 Kiểm tra độ bề tiếp xúc

Theo công thức (5 18) tài liệu [2], ta co ứng suất tiếp xúc Pr trên mặt tăng đĩa xích:

—naz |k,(F,K„+F„)E

Trong đó:

lơ,, ]= 600 (MPa) là ứng suất tiếp cho phép, tra bảng 5.11 tai liéu [2]

Chọn vật liệu thép C45, nhiệt luyện tôi cải thiện

Công thức 5.19 tài liệu [2J với m=l là số dãy

hệ số phân bồ không đều tải trọng cho các dãy

hệ số tải trọng động, tải va đập nhẹ

hệ số kề đến ảnh hưởng số răng của đĩa xích (sử dụng phép nội suy tuyến tính)

^ Và ĐẶT E, EF, 4x ¬-

Mô đun đàn hôi (Mpa) với 1, 2 lân lượt là mô đun

đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

= +,

1 2

16 | 106

A =395 (mmi)- diện tích hình chiếu của bản lề bảng 5.12 tai liéu [2]

ứng với xích | day, p, =38.1 (mm)

Từ các thông số trên ta tính được:

ơ„ =047 | 0.432 (4528-3608 -.2+ 8.3604) x2.1x10_513 91 (Pa) <[o, | =600(MPa)

Vậy độ bền tiếp xúc CH được thỏa

d, =p.cot 7 |- 12h =38.1xcot J#] 1.2 x36.2 ~1011.2031 (mm)

Bảng 3 Các thông số bộ truyền xích Ống con lăn một dãy (mưn)

- Công suất truyền đến: lạ =l =8.1567 (kW)

- Số vòng quay của động cơ: Nig = 2907 (vong/phut)

- Thời gian phục vụ: È =9 (năm)

- Số ngày làm việc/năm: Kg =300 (ngay)

- So ca lam viéc trong ngày: 2 ca, mối ca 6 tiếng

1, =2 XK,, X24 XK, xi, =2 5300 x8 x9 =43200, v

Page 19| 106

Cặp bánh răng chập cấp chậm:

- Công suất truyền đến: đại min 19920 (kW)

n„ =509.9195

- Số vòng quay của true II: (vòng/phút)

- Mômen xoắn trên trục II: T„ =155865.2619 (N.mm)

- Tỉ số truyền: Uz, =u, = 4.3853

4.1.2 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép

a Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép | Ơn|

Tra bang 3.3 tài liệu [4] va chon:

Xác định sô chu kỳ làm việc cơ sở:

Nha; =5 x10 (chu ky)

Khi bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Hộ số vòng quay trong chế độ làm việc thứ ¡

fo thời gian làm việc tính bằng giờ trong chế độ làm việc thứ i

c =l- số lần ăn khớp trong một vòng quay

Uy, 5.7009 (chu ki)

Khi bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc:

[ 7ì”

Ny, FE =60c 3] c lT, —" | tì, t

ax

Khi độ rắn của Tăng H <350HB và đôi với bánh răng được mài mặt lượn chân răng thì

Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức:

Kin ny No

Nue

Trong do:

Nae số chu kỳ làm việc tương đương

Nho ~ số chu kỳ làm việc cơ sở

Mụy¬ bậc đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Do Nur > Nuoi Narr > Nuor

Toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có

Km =King =I (theo trang 94 tài liệu [2])

hệ sô tuôi tho “72!

21 | 106

Giá trị ”“ không được lớn hơn 2.4 để dam báo điều kiện không có biến dạng dẻo bề

mặt răng khi làm việc

SH” hệ số an toàn có giá trị theo bang 3.5 tai liéu [3]

Với bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn:

lơ] =.J0.5x(| ơi | +| ơ¿: |) =x|0.5X(466.36° + 441.82?) =454.2557(MPa)

Giá trị On| phải thỏa điều kiện:

lơz] min < o,,| <1.25 Ớ| min

441.82 <454.2557 <552.28 (thỏa)

b Xác định ứng suất uốn cho phép

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, ta tra theo bang 3.5 tai ligu [3] va chon:

Ơ?„¡ =L.81B, =1.8<250 =450(MP4) Ơ2„, =L§HB, =l.8x235 =423(ÁMP4)

Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức:

22 | 106

Neor =3%10" (chy ky)

Số chu kỳ làm việc tương đương:

Neg > Ngài: Nggy > Ngọ;

Toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có

hệ số tuổi thọ Key Kaz =I (theo trang 94 tai liéu [2])

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Kee =I hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, tải đặt một phía (quay 1 chiều)

Se =L75" hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5 tài liệu [3]

23 | 106

Bảng 4 Bảng ứng suất cho phép của động cơ:

Ø?„¡ =2 250 +70 =570 (MPA) CO im) =2X235 +70 =540 (MPa) O°,,,, =1.8HB, =1.8X250 =450 (MPa) | 0%,,,, =1.8HB, =1.8 235 =423 (MPa) Nyoy =1.7 X10" (chu ky) Nuoy = 14X10 (chu ky)

Neo => x10" chu ky) Nga; =5 10° (chu ky)

Chiều rộng vành răng 5ø —0.315 xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 3.7 tài liệu [3]

Ta suy ra gia tn Poa dựa vào công thức (6.16) tài liệu [2]:

1„„¿ —=0.53(mn; +1),„ =L.1187

Hệ số tập trung tải trọng Ke dựa vào Yea tra bảng 6.7 tài liệu [2]

K„, =L15; Krp =1.32

Theo tiêu chuẩn ta chọn #» =125(mm)

K,.Ky- hệ số phụ thuộc vào vật liệu, tra bang 6.5 tai liéu [2] ta cd:

K„ =43(MPa”) _— Ấ, =67.5(MPa'”)

4.2.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

a Xác định môđun

m =(0.01+0.02)a, =1.25 +2.5(mm) Theo tiéu chuan trong bang 3.2 tai liệu [3], ta chọn môđun pháp m =2(mm)

c Các thông số của bộ truyền bánh răng

Bảng 5 Thông số kết quả tính toán bánh răng trụ cấp nhanh

dy, =d,~ 2.5m =31.8852 (mm) Dường kính dây răng d,, =d,~ 2.5m =208.1147 (mm)

Dựa theo Đảng 3.10 tài liệu [3], ta chon cấp chính xác của bộ truyền la 8

e Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Điểm đặt lực trùng VỚI điểm đặt của vận tốc dài tức thời của vòng trung bình tại vị trí ăn khớp Lực pháp tuyến nằm trong mặt phăng pháp tuyến và được phân tích thành ba thành

F, =F, tạng _1zso g2go„_ an(20)

" cos ——————_=ĐB81@94(AN) cos(12.5781°)

Luc doc truc:

27 | 106

đụ =đi đường kinh vòng lăn bánh dẫn (mm)

1ị- monent xoắn trên bánh dẫn (Nmmì)

Ky 8 =1.15- hệ sô tập trung tải trọng theo chiêu rộng vành rang (tinh theo nx AA as thn ` x h

độ bèn tiếp xúc) tra bảng 6.4 tài liệu [1]

K„¿ =1095- hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bên tiếp

xúc) tra bảng 6.11 tài liệu [1] (Kết hợp nội suy) Kin ~ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

hệ sô ảnh hưởng của sai sô ăn khớp, tra 5ảng 6.8 tài liệu [1]

&, —56" ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh I và bánh 2,

tra bang 6.10 tai liéu [1]

ye vận tốc vòng bánh răng

28 | 106

0, =0.006- hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bang 6.9 tai liéu [1]

Krp =1.32- hệ số tập trung tai trong theo chiều rộng vành răng (tính theo

độ bền uốn) tra bang 6.4 tài liệu [1]

Kp„ =1.2822- hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bền uốn)

tra bảng 6.11 tài liệu [1] (Kết hợp nội suy)

g Tính toán kiếm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Zy =274(MPa ) hệ số ảnh hưởng đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn

khóp, trị sô được tra Đảng 6.5 tài liệu {2}

H hệ số ảnh hưởng đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

Z„= cos(/, ) _ ? cos(11 824 ) =173 sin 2, „ sin(2 x20.45”)

29 | 106

h Tính toán kiểm nghiệm gia trị ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo:

Trong đó:

30 | 106

Sa” hệ số an toàn có giá tri theo bang 3.5 tai liéu [3]

Ky hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Ấ: ”

Koy” hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

XS = |L05- a = |L.0s- 36.8852 =1.0229

Từ ứng suất tiếp xúc cho phép tìm được ta có:

Ơy =471.9572(MPa) <|ơ„| =495.3777(MPa)

Vậy điều kiện tiếp xúc được thỏa Tuy nhiên, bộ truyền này dư bên, điều này dẫn đến việc tang chi phi không cân thiết

1 Tính toán kiêm nghiệm răng về độ bên uốn

Đối với bộ truyền bôi trơn không tốt (bộ truyền dé ho) ta tính theo độ bền mỏi uốn đề tránh gãy răng Đề đám bảo độ bền mỏi uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

nạ =1.32- hệ số dẫn đến sự phân bô không đều tại trọng trên chiều rộng

vanh rang tra bang 6.7 tai liéu [2]

K Fa =1.2822- hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bền uốn)

tra bảng 6.14 tài liệu [2] (Kết hợp nội suy)

Kry hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

ở a2 EK Ver _2 X28767.2807 1.9190 >0.613 X0.91 x4.1 184

ø bd,m 40 x36 8852 x2 =85.959 (MPa)

ơ,, =85.9591(APa) <|ơ,¡| =257.1429(MPa)

32 | 106

Op = biter 89.9991 6 — 7s 1301(pa)

Op) =75.1391(MPa) < 0,)| =241.7143(MPa)

Ứng suất uốn cho phép:

33 | 106

Y, r2 3.5880 :

Ta kiểm nghiệm đồ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

Ứng suất uỗn được tính:

ơ =Ýrdf,Kz — 4.1518 x1559.8260 xI.9190

"bm 40 <2 =155.3451(MPa)

F hệ số tai trọng khi tính về uốn:

K, =K,„K rok py =1.32 x1.2822x1.1336 =1.9190

Sau khi kiểm nghiệm ta có được:

Op, =155.3451(MPa) <|ơ;¡| =275.45(MPA)

Vậy độ bền uốn được thỏa

j Tính toán kiếm nghiệm răng về độ bền quá tải

Giới hạn chảy của Thép 40CT tôi cải thiện tra bang 6.1 tai liệu [2]

Banh ring nhé (250 HB); Ca =950(M4Pa)

Bánh răng lớn (235 HB): 7ø —550(4)

34 | 106

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Ky =2.2- hệ số quá tải tra bảng P1.3 tài liệu [2]

Kiêm nghiệm ứng suất uôn:

Hệ số tập trung tải trọng NHÀ Krp dựa vào Ved tra bang 6.7 tai liéu [2]

36 | 106

c Các thông số của bộ truyền bánh răng

Bảng 6 Thông số hết qua tính toán bánh răng trụ cấp chậm

,= = — —— = 325.64 (mm) cosở cos(12.8386')

Đường ường kính kính vòng vòng lăn lã dea Us d,, =d,

Đường kính định rã d_, =d, +2m =79.36 (mm)

mon ON ENS d,, =d, +2m =330.64 (mm)

d,, =d, - 2.5m =68.11 (mm) Đường kính đáy rã

ường kính đầy răng d,, =d,~ 2.5m =319.39 (mm)

Dựa theo Đảng 3.10 tài liệu [3], ta chon cấp chính xác của bộ truyền là 9

e Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Điểm đặt lực trùng VỚI điểm đặt của vận tốc dài tức thời của vòng trung bình tại vị trí ăn khớp Lực pháp tuyến nằm trong mặt phăng pháp tuyến và được phân tích thành ba thành

by - chiều rộng vành răng bánh bi din (mm)

đa =4; * đường kính vòng lăn bánh dẫn (mm)

Kup =1.06- hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tính theo

độ bèn tiếp xúc) tra bảng 6.7 tài liệu [2]

Kyq =1.13- hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bên tiếp

xúc) tra bảng 6 14 tài liệu J2]

Km ~ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ô„ =0.002- hệ số ảnh hưởng của sai sô ăn khớp, tra bảng 6.8 tài liệu [1J

g, =73- ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh I và bánh 2,

tra bang 6.10 tai liéu [1]

Trong đó:

ð; =0.006-~ hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.9 tài liệu Ƒ1]

Kr, =1.14- hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tinh theo

độ bền uốn) tra bảng 6.7 tài liệu [2]

Kz„ =L37- hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bền uốn)

tra bảng 6.14 tài liệu [2]

g Tính toán kiếm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Trong do:

— V2 _ , , , oo

Z =274(MPa ˆ) hệ sô ảnh hưởng đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn

khớp, trị số được tra bảng 6.5 tài liệu [2]

0

a, =A, =arct tan(a) =arctan _tan(20) ~20.47"

cos() cos(12.8386”) 8," góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

40 | 106