Thiết kế hệ truyền Động cơ khí Đề số 1 thiết kế trạm dẫn Động băng tải

Các thông số ban đầu: Công suất trục công tác P kW Số vòng quay trục công tác... Chương 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Xác định công suất trên trục động cơTheo công thức

Trường Đại học Giao thông Vận tải

NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC - MÃ SỐ: [01 - 78 -TV]

THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Đề số 1: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Động cơ điện không đồng bộ 3 pha

Nối trục vòng đàn hồi

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

Bộ truyền xích ống con lăn

Băng tải

Các thông số ban đầu:

Công suất trục công tác P (kW) Số vòng quay trục công tác

Chương 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Xác định công suất trên trục động cơ

Theo công thức (2.8), trang 19[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau:

P ct=p t

η

Trong đó:

- 𝑃𝑐𝑡: công suất cần thiết trên trục động cơ (kW);

- 𝑃𝑡: công suất tính toán trên trục máy công tác (kW);

- 𝜂: hiệu suất truyền động;

Tính hiệu suất 𝜂 theo công thức sau:

η chung =η x η2br η4ol η kn =0 ,93.0 ,982

0 , 994≈ 0,858

Với:

- 𝜂x = 0,93: hiệu suất bộ truyền xích;

- 𝜂𝑏𝑟= 0,98: hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ (nghiêng);

- 𝜂𝑜𝑙= 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn;

- 𝜂𝑘𝑛= 1: hiệu suất của khớp nối;

Do tải trọng thay đổi nên 𝑃𝑡 = 𝑃𝑡đ

=> Tính công suất tương đương:

1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ điện

𝑛𝑠𝑏 = 𝑢𝑡 × 𝑛𝑙𝑣

Trong đó:

- 𝑛𝑠𝑏: số vòng quay sơ bộ của động cơ

- 𝑛𝑙𝑣: số vòng quay của trục công tác 𝑛𝑙𝑣= 52 (vòng/phút)

- 𝑢𝑡: tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động

𝑢𝑡 = 𝑢ℎ × 𝑢𝑛

Với:

𝑢𝑛 = 𝑢𝑥 : tỷ số truyền bộ truyền xích (chọn từ 2÷5)

𝑢ℎ: tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (chọn từ 8÷40)

Từ bảng tra 2.4 trang 21 tài liệu [1] ta chọn: 𝑢𝑥 = 4,5; 𝑢ℎ = 12 Suy ra: 𝑢𝑡 = 𝑢ℎ × 𝑢𝑛 = 12.4,5 = 54Vậy: 𝑛𝑠𝑏 = 𝑢𝑡.𝑛𝑙𝑣 = 54.52 = 2808(vòng/phút)

Chọn động cơ theo điều kiện:

- 𝑃đ 𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 = 11,008 (𝑘𝑊)

- 𝑛đ 𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏 = 2808 (𝑣òng/𝑝 út)ℎ

Theo bảng P1.3 phụ lục trang 236 tài liệu [1] ta chọn động cơ: 4A160S2Y3

Kiểu động cơ Công suất kW Vận tốc quay, vg/ph 𝒄𝒐𝒔𝝋 𝜼% T max

1.3.2 Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động

- Phân 𝑢ℎ cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:

u h=u t

u n=56 ,35

4 ,5 =12,52

Theo bảng 3.1(trang 43) với 𝑢ℎ = 12 ta có 𝑢1 = 4,32; 𝑢2 = 2,78

- Tính lại tỷ số truyền bộ truyền xích: u n= u t

u1.u2= 56 ,35

4 ,32.2 ,78 =4 ,7

1.3.3 Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục

5

a, Công suất trên các trục:

BẢNG THÔNG SỐ KĨ THUẬT

TrụcThông số

Chương 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 2.1 Thông số kỹ thuật thiết kế bộ truyền đai xích

Theo bảng số liệu từ chương I, ta có thông số đầu vào:

- Công suất cần truyền: 𝑃1 = 𝑃𝐼𝐼𝐼 = 10,258 kW

- Số răng đĩa xích nhỏ: 𝑧1 = 29 − 2𝑢 = 29 – 2.4,5 = 20 Chọn 𝑧1 = 20 răng

- Số răng đĩa xích lớn: 𝑧2 = 𝑢𝑧1 = 4,5.22 = 79,2 Chọn 𝑧2 = 90 răng

2.2.3 Xác định hệ số sử dụng k

Theo công thức 5.4 [1] trang 81:

k =k o k a k đc k đ k c k bt =1.1.1.1,2.1,25.1,5=2,25

Trong đó, tra bảng 5.6 trang 82 tài liệu [1] ta có các trị số sau:

- k0: Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền Bộ truyền đặt nằm ngang, k0 =1

- ka: Hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách trục Chọn 𝑎 = (30 ÷ 50)𝑝𝑐: ka =1

- kđc: Hệ số ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích Điều chỉnh được bằng một trong hai đĩaxích: kđc = 1

- kđ: Hệ số tải trọng động Tải va đập nhẹ: kđ = 1,2

- kc: Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Làm việc 2 ca: kc=1,25

- kbt: Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bôi trơn định kỳ: kbt=1,5

2.2.4 Xác định công suất tính toán Pt và bước xích pc

Theo công thức 5.3 [1] trang 8: 𝑃𝑡 = 𝑃1 𝑘 𝑘z.𝑘𝑛

Theo bảng 5.5 trang 81 tài liệu [1], theo cột 𝑛01 = 200 (vòng/phút) với [𝑃] = 34,8 (kW)≥Pt, ta đượcbước xích 𝑝𝑐 = 38,1 mm.

Theo bảng 5.8 trang 83 tài liệu [1], bước xích lớn nhất cho phép pmax khi n01=200 (vòng/phút) là 50,8 (mm) Vậy pc < pmax (thỏa điều kiện)

Tra bảng 5.9 trang 85 tài liệu [1], ta có số lần va đập cho phép [i]=20 lần/s

𝑖 ≤ [𝑖] (thỏa điều kiện)

Với vận tốc trung bình của xích v:

- Fo: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, với kf = 6 (do bộ truyền nằm ngang)

với d1=22,23 tra được ở bảng 5.2 [1] trang 78

2.2.8 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

Theo công thức 5.18 [1] trang 87, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

σ H =0 , 47√k r ( F t k đ +F vđ ) E

A k đ ≤ [σ H]

Trong đó:

- [σ H]: ứng suất tiếp suất cho phép (Tra bảng 5.11 [1] trang 86)

- k r: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích Tra bảng trang 87, ta có: k r 1= 0,48 ứng với z1=20;

k r 2= 0,22 ứng với z2= 90

-F v đ: lực va đập trên m dãy xích

𝐹𝑣đ = 13 10-7𝑛1𝑝𝑐3𝑚 = 13 10-7 244 38,13.1 = 17,54N

- E: mô-đun đàn hồi E=2,1.105 Mpa

- A: diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12 [1] trang 87, A=395 mm2

- kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (kd=1)

Như vậy, theo bảng 5.11 [1] trang 86, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 sẽ đạt được ứngsuất cho phép [𝜎𝐻] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho cả hai đĩa.

2.2.9 Xác định lực tác dụng lên trục:

Theo công thức 5.20 [1] trang 88: 𝐹𝑟𝑑 = 𝑘𝑥𝐹𝑡 = 1,15.3309 = 3805,35 N, với kx=1,15 ứng với bộ truyềnnghiêng một góc nhỏ hơn 40°

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG

CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT: Tổng thời gian làm việc Lh = 24000h, làm việc 2 ca, 1 ca 8h, 1 năm 300 ngày, thời gian 5 năm

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Dùng vật liệu nhóm I, tra bảng 6.1 [1] trang 92 chọn các số liệu sau :

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

- 𝑇𝑖 : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑛𝑖 : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑡𝑖 : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑐 : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NHO2 nên ta có KHL1=KHL2 =1

Theo công thức 6.1a[1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ ta lấy Zr Zv KxH=1, ta có:

Theo công thức 6.8[1] trang 93 ta có:N F E =60 c∑( T i

Vì NFE1>NFO; NFE2>NFO nên ta lấy KFL1=KHL2=1

Theo công thức 6.2a [1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ lấy YR.YS.KxF=1, ta có:

- T1: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 35520 Nmm;

- ψ ba: hệ số là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục tra bảng 6.6[1] trang 97, chọn

ψ ba =0 ,3 (không đối xứng)

15

Tra bảng 6.8[1] trang 99 ta chọn môdun ứng suất pháp m= 2.

- Số răng của bánh răng:

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] trang 105 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H =Z M Z H Z ε √2.T1 k H (u m+1)

b w u m d W 12 <[σ¿¿H]¿Trong đó:

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5[1] trang 96, Z

M =274( MPa)

1 3

𝑍𝐻 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo công thức 6.34[1] trang 105):

Z H=√ 2 cos β b

sin(2a tw)

- Với:

a t =a tw =arc tan(tan α

cos β)=arc tan(tan 20

0,976)=20 , 45°(𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp)

𝛽𝑏 : Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b =arc tan(cos α t tan β)=¿arctan[cos(20 , 45) tan(12,5781)]=11,81°¿

- Hệ số trùng khớp dọc (theo công thức 6.37[1] trang 105)

+ KH : hệ số phân bố không đều tải trọng

Tính vận tốc vòng của báng chủ động theo công thức 6.40[1] trang 106:

- Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 Khi đó cần gia công đạt

độ nhẵn Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚, do đó ZR = 0,95;

- Với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a [1] lần lượt trang 91 và 93:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]′ 𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 495,5.1,04.0,95.1 = 489,554(𝑀𝑃𝑎)

Như vậy, 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] (446,97 < 489,55) thỏa yêu cầu bài toán

3.1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo công thức 6.43[1] trang 108:

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0;

Theo bảng 6.18[1] trang 109 ta được: 𝑌𝐹1 = 4,00; 𝑌𝐹2 = 3,60 ;

19

Với m = 2 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR=1 (bánh răng phay).

KxF = 1 (da < 400 mm), do đó theo công thức 6.2[1] trang 91 và 6.2a [1] trang 93:

=> Thỏa yêu cầu về độ bền uốn

3.1.7 Kiểm nghiệm độ quá tải

Hệ số quá tải động cơ: K qt=T max

=> Thỏa yêu cầu về độ quá tải

3.1.8 Thông số và kích thước của bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị

Góc profin răng, Góc ăn khớp αtw = αw 20,45o

3.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

3.2.1 Chọn vật liệu

Dùng vật liệu nhóm I, tra bảng 6.1 [1] trang 92 chọn các số liệu sau :

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

-σ ° Hlim 2 =2 HB+70=2.230+70=540 MPa; σ ° Flim =1 ,8 HB=1 ,8.230=414 MPa

Theo công thức 6.5[1] trang 93, số chu kỳ thay đổi ứng suất: N HO =30 H HB

- 𝑇𝑖 : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑛𝑖 : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑡𝑖 : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑐 : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NHO2 nên ta có KHL1=KHL2 =1

Theo công thức 6.1a[1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ ta lấy Zr Zv KxH=1, ta có:

- T1: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 86075 Nmm;

- ψ ba: hệ số là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục tra bảng 6.6[1] trang 97, chọn

3.2.4 Xác định các thông số bộ truyền

- Xác định môdun theo công thức 6.17[1] trang 97:

m = (0,01 ÷ 0,02).aw1= (0,01 ÷ 0,02).125 = (1.25 ÷ 2,94) m

Tra bảng 6.8[1] trang 99 ta chọn môdun ứng suất pháp m= 2

- Số răng của bánh răng:

Theo bảng 6.10a [1] trang 101, tra được kx=0,032 Do đó tính được hệ số giảm đỉnh răng

∆𝑦 theo công thức 6.24 [1] trang 100:

∆ y=k x ( z1+z2)

1000

Tổng hệ số dịch chỉnh: 𝑥𝑡 = 𝑦 + ∆𝑦 = 1 + 0,067 = 1,067

=> Hệ số dịch chỉnh trên các bánh răng:

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] trang 105 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H =Z M Z H Z ε √2.T1 k H √u2+1

0 , 85 d m 12 bu <[σ¿¿H]¿Trong đó:

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5[1] trang 96, Z

M =274( MPa)

1 3

𝑍𝐻 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo công thức 6.34[1] trang 105):

Z H=√ 2cos β b

sin(2a tw)

25

+ KH: hệ số phân bố không đều tải trọng Bánh răng trụ thẳng KH=1

+ KH : hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp Theo công thức 6.41[1] trang 107

Như vậy, 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] (357,2 < 459,33) thỏa yêu cầu bài toán.

3.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo công thức 6.43[1] trang 108:

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0;

Theo bảng 6.18[1] trang 109 ta được: 𝑌𝐹1 = 4,00; 𝑌𝐹2 = 3,60 ;

Với m = 2 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR=1 (bánh răng phay)

KxF = 1 (da < 400 mm), do đó theo công thức 6.2[1] trang 91 và 6.2a [1] trang 93:

=> Thỏa yêu cầu về độ bền uốn

3.2.7 Kiểm nghiệm độ quá tải

Hệ số quá tải động cơ: K qt=T max

=> Thỏa yêu cầu về độ quá tải

3.2.8 Thông số và kích thước của bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN RĂNG

CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT: Tổng thời gian làm việc Lh = 24000h, làm việc 2 ca, 1 ca 8h, 1 năm 300 ngày, thời gian 5 năm

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Dùng vật liệu nhóm I, tra bảng 6.1 [1] trang 92 chọn các số liệu sau :

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

𝜎𝑐ℎ

Độ cứng HBBánh nhỏ Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 241-285Bánh lớn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 192-240

-σ ° Hlim 2 =2 HB+70=2.230+70=540 MPa; σ ° Flim =1 ,8 HB=1 ,8.230=414 MPa

Theo công thức 6.5[1] trang 93, số chu kỳ thay đổi ứng suất: N HO =30 H HB

- 𝑛𝑖 : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑡𝑖 : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑐 : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NHO2 nên ta có KHL1=KHL2 =1

Theo công thức 6.1a[1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ ta lấy Zr Zv KxH=1, ta có:

- T1: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 18522 Nmm;

- ψ ba: hệ số là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục tra bảng 6.6[1] trang 97, chọn

Tra bảng 6.8[1] trang 99 ta chọn môdun ứng suất pháp m= 2

- Số răng của bánh răng:

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] trang 105 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H =Z M Z H Z ε √2.T1 k H √u2+1

0 , 85 d m 12 bu <[σ¿¿H]¿Trong đó:

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5[1] trang 96, Z

M =274( MPa)

1 3

𝑍𝐻 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo công thức 6.34[1] trang 105):

Z H=√ 2 cos β b

sin(2a tw)

- Với:

a t =a tw =arc tan(tan α

cos β)=arc tan(tan❑❑)=¿¿(𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp)

𝛽𝑏 : Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b =arc tan(cos α t tan β)=¿¿

=> Z H=√ 2cos β b

sin(2a tw)

33

+ KH: hệ số phân bố không đều tải trọng.

Tính vận tốc vòng của báng chủ động theo công thức 6.40[1] trang 106:

Như vậy, 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] (357,2 < 459,33) thỏa yêu cầu bài toán.

3.1.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo công thức 6.43[1] trang 108:

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0;

Theo bảng 6.18[1] trang 109 ta được: 𝑌𝐹1 = 4,00; 𝑌𝐹2 = 3,60 ;

Với m = 2 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR=1 (bánh răng phay)

KxF = 1 (da < 400 mm), do đó theo công thức 6.2[1] trang 91 và 6.2a [1] trang 93:

=> Thỏa yêu cầu về độ bền uốn

3.1.7 Kiểm nghiệm độ quá tải

Hệ số quá tải động cơ: K qt=T max

=> Thỏa yêu cầu về độ quá tải

3.1.8 Thông số và kích thước của bộ truyền

Góc profin răng, Góc ăn khớp αtw = αw 20,45o

3.2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

3.2.1 Chọn vật liệu

Dùng vật liệu nhóm I, tra bảng 6.1 [1] trang 92 chọn các số liệu sau :

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy

𝜎𝑐ℎ

Độ cứng HB37

Bánh nhỏ Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 241-285Bánh lớn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 192-240

-σ ° Hlim 2 =2 HB+70=2.230+70=540 MPa; σ ° Flim =1 ,8 HB=1 ,8.230=414 MPa

Theo công thức 6.5[1] trang 93, số chu kỳ thay đổi ứng suất: N HO =30 H 2 , 4 HB

- 𝑇𝑖 : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑛𝑖 : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑡𝑖 : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;

- 𝑐 : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Theo công thức 6.1a[1] trang 93, trong bước thiết kế sơ bộ ta lấy Zr Zv KxH=1, ta có:

- T1: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1= 86075 Nmm;

- ψ ba: hệ số là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục tra bảng 6.6[1] trang 97, chọn

Lấy a w 1=125 mm theo dãy 1[1] trang 99.

3.2.4 Xác định các thông số bộ truyền

- Xác định môdun theo công thức 6.17[1] trang 97:

m = (0,01 ÷ 0,02).aw1= (0,01 ÷ 0,02).125 = (1.25 ÷ 2,94) m

Tra bảng 6.8[1] trang 99 ta chọn môdun ứng suất pháp m= 2

- Số răng của bánh răng:

Theo bảng 6.10a [1] trang 101, tra được kx=0,032 Do đó tính được hệ số giảm đỉnh răng

∆𝑦 theo công thức 6.24 [1] trang 100:

∆ y=k x ( z1+z2)

1000

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] trang 105 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H =Z M Z H Z ε √2.T1 k H √u2+1

0 , 85 d m 12 bu <[σ¿¿H]¿Trong đó:

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6.5[1] trang 96, Z

M =274( MPa)

1 3

𝑍𝐻 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo công thức 6.34[1] trang 105):

41

+ KH : hệ số phân bố không đều tải trọng Bánh răng trụ thẳng KH =1

+ KH: hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp Theo công thức 6.41[1] trang 107

Như vậy, 𝜎𝐻 ≤ [𝜎𝐻] (357,2 < 459,33) thỏa yêu cầu bài toán.

3.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo công thức 6.43[1] trang 108:

Số răng tương đương:

z v 3= Z3

cos3β =……

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0;

Theo bảng 6.18[1] trang 109 ta được: 𝑌𝐹1 = 4,00; 𝑌𝐹2 = 3,60 ;

Với m = 2 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,032; YR=1 (bánh răng phay)

KxF = 1 (da < 400 mm), do đó theo công thức 6.2[1] trang 91 và 6.2a [1] trang 93:

=> Thỏa yêu cầu về độ bền uốn

3.2.7 Kiểm nghiệm độ quá tải

Hệ số quá tải động cơ: K qt=T max