File Thuyết Minh.pdf

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CƠ ĐIỆN TỬ ĐỒ ÁN MÔN HỌC ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG ĐỀ TÀI ĐỀ SỐ 15 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG SẤY Phương án[.]

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CƠ ĐIỆN TỬ

Giảng viên hướng dẫn: KS Trịnh Nguyễn Chí Trung

Ngày bảo vệ:

Đồng Nai, ngày tháng năm

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 8

1 Chọn động cơ 8

1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống 8

1.2 Tính công suất cần thiết cho động cơ 8

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 8

1.4 Chọn động cơ điện 8

2 Phân bố tỷ số truyền 9

3 Lập bảng đặc tính 9

3.1 Phân phối công suất trên các trục 9

3.2 Tính số vòng quay trên các trục động cơ: 9

3.3 Tính moment xoắn trên các trục: 10

3.4 Bảng đặc tính 10

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ ĐAI 11

1 Thông số đầu vào 11

2 Trình tự thực hiện: 11

2.1 Chọn loại tiết diện đai 11

2.2 Chọn đường kính bánh đai d1 và d2 11

2.3 Khoảng cách trục a: 11

2.4 Tính chiều dài đai L 11

2.5 Tính lại khoảng cách trục a: 12

2.6 Tính góc ôm α1: 12

2.7 Xác định số đai z và chiều rộng và đường kính ngoài của bánh đai: 12

2.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 13

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

1 Bộ truyền bánh răng trong 14

1.1 Thông số kỹ thuật: 14

1.2 Chọn vật liệu: 14

1.3 Xác định ứng suất cho phép: 14

1.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 16

1.5 Xác định các thông số ăn khớp: 16

1.6 Bảng thông số và kích thước bộ truyền 21

2.1 Thông số kỹ thuật 22

2.2 Chọn vật liệu: 22

2.3 Xác định ứng suất cho phép: 22

2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 24

2.5 Xác định các thông số ăn khớp: 24

2.6 Bảng thông số và kích thước bộ truyền 29

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 30

1 Chọn vật liệu 30

2 Xác định sơ bộ đường kính trục 30

3 Xác định khoảng cách giữ các gối đỡ và điểm đặt lực 30

4 Trục 1 31

5 Trục 2 31

6 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 32

6.1 Lực tác dụng lên bộ truyền đai 32

6.2 Lực tác dụng lên bánh răng cấp nhanh (hộp giảm tốc) – thông số lực trục 1 32

6.3 Lực tác dụng lên cặp bánh rang cấp chậm – thông số lực trục 2 32

7 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính trục I 33

7.1 Kích thước chiều dài trục 33

7.2 Tính moment tương đương 34

7.3 Tính đường kính trục 34

8 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính trục II 35

8.1 Kích thước chiều dài trục 35

8.2 Tính moment tương đương 37

8.3 Tính đường kính trục 37

PHẦN 5: TÍNH TOÁN THEN 38

1 Tính toán then 38

2 Tính mối ghép then bằng cho trục 1 38

2.1 Tính mối ghép then cho trục lắp bánh đai 38

2.2 Tính mối ghép then cho trục lắp bánh răng 38

3 Tính mối ghép then bằng cho trục 2 39

3.1 Tính mối ghép then lắp bánh răng hộp giảm tốc 39

3.2 Tính mối ghép then lắp bánh răng ngoài 39

4 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi tại trục lắp bánh răng 40

5 Tính kiểm nghiệm về độ bền tĩnh 43

PHẦN 6: TÍNH TOÁN Ổ LĂN 45

1 Tính toán chọn ổ lăn cho trục 1 45

2 Tính toán chọn ổ lăn cho trục 2 47

PHẦN 7: TÍNH TOÁN VỎ HỘP BÔI TRƠN, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP 50

1 Tính toán vỏ hộp bôi trơn 50

1.1 Tính toán cơ bản kích thước hộp và bu – lông: 50

1.2 Dộ nhớt và chọn dầu bôi trơn 51

2 Một số chi tiết phụ khác 52

3 Dung sai và lắp ghép 55

3.1 Dung sai ổ lăn 55

3.2 Lắp ghép bánh răng trên trục 55

3.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: 55

3.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: 55

TỔNG KẾT 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 58

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước đang trên dà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan trọng đối với đời sống con người Việc áp dụng khoa học kỹ thuật chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nói cũng góp phần khôn gnhor trong việc thay thế sức láo động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho họ trong việc tự động hoá sản xuất và tăng năng suất lao động Kết hợp với việc điều khiển, chúng

ta sẽ góp phần vào công cuộc tự động hoá hiện đại hoá mà đất nước Việt Nam đang thực hiện

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 thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư

Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai Đồ án môn học “Thiết kế hệ thống truyền động” trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu

và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy Trịnh Nguyễn Chí Trung Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy

đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, chúng em rất mong nhận được góp ý từ các thầy cô

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA - ĐHQG TP.HCM

- 01 SV thực hiện bản vẽ lắp 2D cho Hệ thống truyền động (A0)

- 01 SV thực hiện bản vẽ lắp 2D cho Hộp giảm tốc (A0)

- Mỗi SV thực hiện 01 bản vẽ chi tiết

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

1 Chọn động cơ

1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống

Tra bảng 3.3 tài liệu (1):

Ta chọn được hiệu suất sau:

- Hiệu suất bộ truyền đai thang: ɳ đ = 0.96

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng 1 cấp: ɳbr1 = 0.98

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng (răng hở): ɳbrh = 0.95

- Hiệu suất của một cặp ổ lăn: ɳol = 0.992

 Hiệu suất truyền động là:

ɳch = ɳ đ x ɳbr1 x ɳbrh x ɳol2 = 0.96 x 0.98 x 0.95 x 0.9922 = 0.87

1.2 Tính công suất cần thiết cho động cơ

Công suất cần thiết trên trục động cơ là:

𝑃

𝑃đ𝑛

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống Tra bảng 3.2 tài liệu (2), ta có:

- Tỷ số truyền của bộ đai thang: µđ = 2 ( 2 ÷ 5 )

- Tỷ số truyền bộ bánh răng nghiêng 1 cấp: µbr1 = 3.5

Loại động cơ Công suất (KW) Số vòng quay

µt: là tỷ số truyền chung

µđ: tỷ số truyền bộ đai thang

µbrh: là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng hở (theo dãy)

3 Lập bảng đặc tính

3.1 Phân phối công suất trên các trục

- Công suất trên trục 3 (thùng quay):

- Công suất trên trục động cơ:

P3 = 𝑃1

ɳđ

=

=

3.2 Tính số vòng quay trên các trục động cơ:

- Số vòng quay trục 1:

- Số vòng quay trục 3:

𝑛

=

𝑢3

=

5

=

3.3 Tính moment xoắn trên các trục:

- Moment xoắn trên trục động cơ:

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ ĐAI

1 Thông số đầu vào

P1 = 3.51 (kW)

n1 = 720 (vòng/phút)

µ12 = 3.49

2 Trình tự thực hiện:

2.1 Chọn loại tiết diện đai

Vì công suất cần truyền của bộ đai là công suất trên trục I là: 3.51 kW và số vòng

quay của trục I là 720 (vòng/phút) => Từ hình 4.1 tài liệu (1) ta chọn đai tiết diện loại ƃ

2.4 Tính chiều dài đai L

Theo công thức 1.1 tài liệu (1)

L = 2a+π 𝑑1 +𝑑2

2

+

2

4𝑎𝑠𝑏

=

+ 𝜋

2

+

4 𝑥 426

=

 Dựa theo bảng 4.13 tài liệu (1) chọn chiều dài đai L= 1400mm

- Tính số vòng chạy của đai trong 1s:

Theo công thức 4.15 tài liệu (1) ta có:

i =

𝐿

=

=

= 156.25 >

α

= 120°

2.7 Xác định số đai z và chiều rộng và đường kính ngoài của bánh đai:

Theo công thức 4.16 tài liệu (1) ta có:

z =

[𝑃0].𝐶𝛼.𝐶𝐿.𝐶𝑢.𝐶𝑍

=

Trong đó:

Kđ = 1.25 (Tra bảng 4.7 tài liệu (1))

Theo bảng 4.15 tài liệu (1) ta có: α1 = 157 => Cα = 0.94

Theo bảng 4.19 tài liệu (1), ta có

𝑙

=

=>

𝑙0

=

2240

=

Theo bảng 4.16 tài liệu (1), ta có Cl = 0.98 với 𝑙 = 0.63

Trong đó:

𝑙: là chiều dài đai đang xét

𝑙0: là chiều dài đai lấy làm thí nghiệm

Tra bảng 4.17 tài liệu (1) ta có: Với u = 2 => Cu = 1.13

Tra bảng 4.19 tài liệu (1) ta có: P0 = 1.55 (với v = 5.28m/s , d1 = 140)

 𝑃1

[𝑃0]

=

1.55

=

2.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Theo công thức 4.19 tài liệu (1) (lực căng trên 1 đai)

F0 = 780×𝑃1×𝐾đ

𝑣×𝐶𝛼×𝑧

+

5.28×0,94×3

+

Fv = 𝑞𝑚× 𝑣2 = 0.78 x 5.28 2 = 21.73 (N) (theo công thức 4.20 tài liệu (1))

Tra bảng 4.22 tài liệu (1) ta có khối lượng một mét chiều dàu đai qm với ký hiệu tiết diện đai ƃ là 0.178 kg/m

Lực tác dụng lên trục: Fr = 2F0z sin(𝛼

2) (theo công thức 4.21 tài liệu (1))

= 2 × 260.43 × 4 sin (175°

2 ) = 605.69 (N)

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1 Bộ truyền bánh răng trong

- Bánh răng chủ động (bánh răng nhỏ): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷

285 có σb1= 850 MPa, σch1 = 580 (MPa) => Chọn độ rắn bánh răng là HB1 = 245HB

- Bánh răng bị động (bánh răng lớn): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240

có σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 (MPa) => Chọn độ rắn bánh răng là HB2 = 230HB

𝑁𝐻𝐸2= 𝑁𝐹𝐸2= 60cntΣ

= 60 x 1 x 144 x 8000 = 691.2 x 105 (chu kỳ)

Trong đó:

- NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1

- n là số vòng quay trong 1 phút (c = 1 vì hệ thống chỉ có 2 bánh răng ăn khớp)

- tΣ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

- KFC = 1 (Tải đặt 1 phía, bộ truyền quay 1 chiều)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[𝜎𝐹1] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1𝑜 𝐾𝐹𝐶1𝐾𝐹𝐿1

𝑆 𝐹 =441 𝑥 1 𝑥 0.7

1,75 = 175.92 (MPa) [𝜎𝐹2] =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2𝑜 𝐾 𝐹𝐶2 𝐾 𝐹𝐿2

𝑆𝐹 =414 𝑥 1 𝑥 0.58

1,75 = 136.90 (MPa)

- Ứng suất quá tải cho phép:

[σH]max = 2,8 σch2= 2,8.450 =1260 (MPa) [σF1]max = 0,8 σch1= 0,8.580 = 464 (MPa) [σF2]

 Ka = 43

Kd = 67.5 Tra bảng 6.6 tài liệu (1) ta có: Ψba (đối xứng) = 0.32

 Chọn mô-đun m= 2

1.5.2 Xác định số răng

Ta có góc nghiêng răng: 8° ≤ 𝛽 ≤ 20° => chọn sơ bộ 𝛽 =10°

Từ công thức 6.31 tài liệu (1) ta có:

1.5.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Tra bảng 6.5 tài liệu (1) ta có ZM = 274 MPa1/3

ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

𝑍𝐻 = √2 cos 𝛽𝑏

sin 2𝛼 𝑡𝑤 = √ 2×cos13.64°

sin( 2 𝑥 20.61°) = 1.72 Trong đó:

Đối với bánh răng không dịch chỉnh ta có:

27 + 1

102)] x Cos14.53°

= 1.67

Tra bảng 6.7 tài liệu (1) ta có 𝐾𝐻𝛽 = 1.03

Theo công thức bảng 6.11 tài liệu (1) ta có:

Tra bảng 6.15 tài liệu (1) ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

𝛿

Tra bảng 6.16 tài liệu (1) ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh

σH = ZMZHZε√2T1KH(u+1)

b w udw12 ≤ [𝜎𝐻]

= 274 × 1,72 × 0,78 × √2×46515.83×1.25×(3.49+1)

39.38×3.49×55.56 2 = 403.64 ≤ [𝜎𝐻]

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 tài liệu (1) ta có v = 2.09 m/s < 5m/s =>

Z

= 1

Với cấp chính xác động học là 9, cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công

độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚, do đó ZR= 0,95; với Với da < 700mm → KxH= 1 Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu (1) ta có:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]𝑍𝑉𝑍𝑅𝑍𝑥𝐻 = 403.64 × 1 × 0,95 × 1 = 383.452 (MPa)

 σH < [𝜎𝐻] => Cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

1.5.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu (1) điều kiện để đảm bảo độ bền uốn là:

𝜎𝐹1 =2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑏𝑤𝑑𝑤1𝑚 ≤ [𝜎𝐹1]

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 ≤ [𝜎𝐹2] Tra bảng 6.7 tài liệu (1) ta được: KFβ= 1.07

Với v = 2.09 m/s < 5m/s tra bảng 6.14 tài liệu (1) ta có KFα= 1.37

Tra bảng 6.15 tài liệu (1) ta có 𝜎𝐹 = 0.011

Tra bảng 6.16 tài liệu (1) ta có:

𝑔

Theo công thức 6.47 tài liệu (1) ta có:

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹𝑔0𝑣√𝑎𝑤⁄ = 0.011 x 73 x 2.09 x √𝑢 125

3.49 = 10.05 Theo công thức 6.46 tài liệu (1) ta có:

Với 𝛽= 14.53° => Yβ =1 −14.53°

140 = 0.896

Số răng tương đương:

Zv1 = z1/cos3𝛽= 27/Cos14.53° => YF1 = 3.8 (tra bảng 6.18 tài liệu (1))

Zv2 = z2/cos3𝛽 =102/ Cos14.53° => YF = 3.6 (tra bảng 6.18 tài liệu (1))

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 =73.71×3.6

3.8 = 69.83 MPa < [𝜎𝐹2] = 141.26 MPa Vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn

1.5.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

1.6 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

2 Bộ truyền bánh răng ngoài

- Bánh răng chủ động (bánh răng nhỏ): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷

285 có σb1= 850 MPa, σch1 = 580 (MPa) => Chọn độ rắn bánh răng là HB1 = 245HB

- Bánh răng bị động (bánh răng lớn): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240

có σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 (MPa) => Chọn độ rắn bánh răng là HB2 = 230HB

𝑁𝐻𝐸2= 𝑁𝐹𝐸2= 60cntΣ

= 60 x 1 x 41.14 x 8000 = 197.472 x 105 (chu kỳ)

Trong đó:

- NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1

- n là số vòng quay trong 1 phút (c = 1 vì hệ thống chỉ có 2 bánh răng ăn khớp)

- tΣ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

- KFC = 1 (Tải đặt 1 phía, bộ truyền quay 1 chiều)

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Ka = 49.5

Kd = 77 Tra bảng 6.6 tài liệu (1) ta có: Ψba (đối xứng) = 0.315

Vậy theo dãy ta chọn khoảng cách trục aw = 315 mm

2.5.2 Xác định số răng

Ta có góc nghiêng răng: 𝛽 =0° (bánh răng thẳng)

Từ công thức 6.31 tài liệu (1) ta có:

2.5.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Tra bảng 6.5 tài liệu (1) ta có ZM = 274 MPa1/3

ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

𝑍𝐻 = √2 cos 𝛽𝑏

sin 2𝛼 𝑡𝑤 = √ 2×cos0°

sin( 2 𝑥 20°) = 1.76 Trong đó:

Đối với bánh răng không dịch chỉnh ta có:

= [1.88 − 3.2 𝑥 (1

21 + 1

105)] x Cos0°

= 1.69

Tra bảng 6.7 tài liệu (1) ta có 𝐾𝐻𝛽 = 1.03

Theo công thức bảng 6.11 tài liệu (1) ta có:

d𝑤1 =2𝑎𝑤

𝑢+1=2×315

5+1 = 105 Vận tốc nâng v:

v = 𝜋𝑑𝑤1𝑛2

60000 =𝜋×105×144

60000 = 0.23 (m/s) Tra bảng 6.14 tài liệu (1) ta có 𝐾𝐻𝛼= 1 (Chọn cấp chính xác là 9, bánh răng thẳng) Tra bảng 6.15 tài liệu (1) ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

𝛿

Tra bảng 6.16 tài liệu (1) ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 tài liệu (1) ta có v = 0.226 m/s < 5m/s =>

Z

= 1

Với cấp chính xác động học là 9, cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công

độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚, do đó ZR= 0,95; với Với da < 700mm → KxH= 1 Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu (1) ta có:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]𝑍𝑉𝑍𝑅𝑍𝑥𝐻 = 326.75 × 1 × 0,95 × 1 = 310.412 (MPa)

 σH < [𝜎𝐻] => Cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.5.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu (1) điều kiện để đảm bảo độ bền uốn là:

𝜎𝐹1 =2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑏𝑤𝑑𝑤1𝑚 ≤ [𝜎𝐹1]

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 ≤ [𝜎𝐹2] Tra bảng 6.7 tài liệu (1) ta được: KFβ= 1.05

Tra bảng 6.14 tài liệu (1) ta có KFα= 1 (bánh răng thẳng), Với v = 0.226 m/s

Tra bảng 6.15 tài liệu (1) ta có 𝜎𝐹 = 0,016

Tra bảng 6.16 tài liệu (1) ta có:

𝑔

Theo công thức 6.47 tài liệu (1) ta có:

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹𝑔0𝑣√𝑎𝑤⁄ = 0.016 x 82 x 0.226 x √𝑢 315

5 = 2.354 Theo công thức 6.46 tài liệu (1) ta có:

Số răng tương đương:

Zv1 = z1=> YF1 = 4.08 (tra bảng 6.18 tài liệu (1))

Zv2 = z2=> YF2 = 3.6 (tra bảng 6.18 tài liệu (1))

Với m= 5; 𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln(5) = 0.96

YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng, YR=1 (bánh răng phay)

KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 =22.55×3.6

4.08 = 20.29 MPa < [𝜎𝐹2] = 463.90 MPa Vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn

2.5.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải Kqt = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 9.55 𝑥 10

6 𝑥 41.143.2225648.3 = 3.29 Theo công thức 6.48 tài liệu (1) ta có ứng suất tiếp xúc quá tải:

𝜎𝐻1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻√𝐾𝑞𝑡 = 587.1√3.29 = 1064.91 < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 =1260 MPa

Theo công thức 6.49 tài liệu (1) ta có ứng suất uốn quá tải:

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 𝑥 𝐾𝑞𝑡 = 22.55 𝑥 3.29 = 74.19 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 𝑥 𝐾𝑞𝑡 = 20.29 𝑥 3.29 = 66.77 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 360𝑀𝑃𝑎 Vậy bánh răng đảm bảo về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải

2.6 Bảng thông số và kích thước bộ truyền