Đồ án: Trụ 2 cấp có bánh răng giữ

LỜI NÓI ĐẦU Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất lớn và

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ ĐIỆN TỬ

- -ĐỒ ÁN MÔN HỌC

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH THÁNG 5-2007

MỤC LỤC:

Mục lục Trang

Lời nói đầu 3

Phần 1: Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải 1.1 Phân tích nhiệm vụ 4

1.2 Xác định các yêu cầu kỹ thuật 4

1.3 Nhiệm vụ phải làm 5

1.4 Lập kế hoạch thực hiện 5

1.5 Xây dựng các phương án thiết kế 7

Phần 2: Tính toán và thiết kế Chương I: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 8

I.1 Chọn động cơ 8

I.2 Phân phối tỉ số truyền 8

Chương II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động 10

II.1 Thiết kế bộ truyền xích và bộ truyền đai 10

II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng 13

II.3 Thiết kế Trục – Then – Khớp nối 27

II.3.1 Thiết kế Trục – Then 27

A Thiết kế trục 27

B Chọn then 37

II.3.2 Chọn khớp nối 39

II.4 Tính toán và chọn ổ lăn 40

II.5 Chọn các chi tiết phụ 44

II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 46

Bảng dung sai lắp ghép 47

Tài liệu kham khảo 48

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất lớn và việc sản xuất ra các thiết bị này là một công việc tất yếu hiện nay

Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí trong nhà trường là môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống truyền động cụ thể.Ngoài ra môn học này còn giúpsinh viên củng cố các kiến thức các môn học liên quan,vận dụng khả năng sáng tạo,tìm hiểu về các hệ thống,nắm vững các quá trình thiết kế để có thể vận dụng vào thiết kế các hệ thống cơ khí khác và hoàn thành tốt đồ án môn học này sẽ tạo điều kiện cho sinh viên thực hiện tốt luận án tốt nghiệp sau này

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học này,chúng em luôn được sự hướng dẫncủa thầy cô trong các bộ môn trong khoa cơ khí và thầy Trần Thiện, thầy Phan TấnTùng hoàn thành đồ án môn học này.Em xin cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô

Phần 1:Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống băng tải.

1.1 Phân tích nhiệm vụ:

*Gồm các yêu cầu sau:

+Xác định yêu cầu kỹ thuật

+Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế

+Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

+Tính toán thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc)

+Thiết kế kết cấu,vẽ phác

+Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết

+Tổng hợp đồ án và thuyết minh

1.2 Yêu cầu kỹ thuật:

-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:

1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ

2 Hệ thống truyền động cơ khí

*Số liệu ban đầu:

-Lực vòng trên băng tải:F = 7000 (N)

-Vận tốc xích tải :v = 1.15 (m/s)

-Số răng đĩa xích tải: z=11(răng)

1.4.1 Ý tưởng thiết kế:

a Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận công tác:Bộ truyền trong (kín) thường dùng hộp giảm tốc

Ưu điểm:Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi bẩn,hiệu suất làm việc cao

Khuyết điểm:Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền trong Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền

*Nhận xét:Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động

b Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác:Bộ truyền ngoài (hở): dùng bộ truyền xích hoặc bộ truyền đai,bộ truyền động bánh răng rất ít dùng

*Nhận xét:Bộ truyền ngoài truyền chuyển động trực tiếp từ động cơ đến bộ phận công tác nhưng phương án này không phù hợp,bộ truyền ngoài có tuổi thọ kém,tỉ số truyền bị thay đổi khi quá tải.Không nên dùng bộ truyền ngoài trực tiếp

c Phối hợp: Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ truyền trong + bộ phận công tác

Động cơ + bộ truyền trong + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác.

Ưu điểm:Hộp giảm tốc nhỏ gọn vì tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ truyền trong và bộ truyền ngoài

*Nhận xét:Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế

1.4.2 Xây dựng phương án thiết kế:

a Bộ truyền ngoài:

* Bộ truyền đai:

Ưu điểm:Có thể truyền giữa các trục ở khoảng cách xa (> 15m) Tính chất đànhồi cao,có thể trượt khi làm việc quá tải.Độ dẻo dai cao,truyền động êm nên làm việc không gây ồn,thích hợp truyền động lớn.Vận tốc truyền động của đai

lớn.Kết cấu đơn giản,không cần bôi trơn

Khuyết điểm:Phải căng đai trước khi làm việc,kích thước bộ truyền đai lớn.Tỉ số truyền thay đổi được khi bị trượt đai.Tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn (từ 2 đến 3 lần bánh răng).Tuổi thọ kém (từ 1000 đến 1500 giờ)

* Bộ truyền xích:

Ưu điểm:Không trượt,hiệu suất làm việc cao.Làm việc không phải căng xích,kích thước nhỏ hơn bộ truyền đai.Truyền động được nhờ sự ăn khớp giữa dâyxích và bánh xích,có thể cùng lúc truyền chuyển động và công suất cho nhiều bánh xích bị dẫn.Có thể dùng bộ truyền xích để thay đổi tốc độ(tăng hoặc giảm tốc độ).Khả năng tải và hiệu suất làm việc cao hơn truyền động đai

Khuyết điểm:Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tải trọng phụ.Phải kiểm tra hệ thống bôi trơn thường xiêng.Khi bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm việc nhiều bụi bẩn thì xích nhanh bị hư.Dễ bị mòn bánh xích,răng và bản lề,dễ đức xích khi làm việc quá tải

b Hộp giảm tốc:

* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển:

Ưu điểm:Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản

Khuyết điểm:Bánh răng bố trí không đều trên các trục nên lực phân bố không đều.Kích thước hộp giảm tốc lớn

*Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:

Ưu điểm:Kích thước hộp giảm tốc theo chiều dài nhỏ nên hộp giảm tốc này nhỏ hơn các loại khác.Làm việc chắc chắn

Khuyết điểm:Hạn chế khả năng chọn phương án vì bố trí chiều ngang rộng Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp,khó bôi trơn các ổ trong vỏ hộp.Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết

*Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi:

Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục Sử dụng tối đa khả năng tải hai cặp bánh răng.Mô men xoắn trên các trục trung gian nhỏ chỉ bằng một nửa mô men xoắn cần truyền.Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển do bánh răng và ổ bố trí đối xứng

Khuyết điểm:Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn

Bề rộng hộp giảm tốc lớn.

*Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ:

Ưu điểm:Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các hộp giảm tốc khác

Khuyết điểm:Aùp lực phân bố không đều trên các răng.Hiệu suất truyền động kém (so với bộ truyền bánh răng trụ chỉ bằng 0,85).Kích thước bánh răng

lớn.Bánh răng côn khó chế tạo

1.5 Chọn phương án thiết kế:

* Chọn bộ truyền ngoài: Chọn bộ truyền xích làm phương án thiết kế bộ truyền ngoài.Vì kết cấu bộ truyền xích có kết cấu nhỏ gọn,vận tốc băng tải nhỏ nhưng lực kéo lớn thích hợp dùng bộ truyền xích

* Chọn hộp giảm tốc:Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục làm phương án thiết kế hộp giảm tốc.hộp giảm tốc này mục đính hạn chế về chiều dài

 Phương án thiết kế:Động cơ + hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục+ bộ truyền xích

*Sơ đồ động hệ dẫn động xích tải :

Phần 2: Tính toán và thiết kế:

Chương I.Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

I.1 Chọn động cơ:

Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc,ta có:Pt = Ptđ

t T

10 55 , 9

t

t T

T T

n

2

6 10 55 , 9

t

t T

T v

F

2

1000

Số vòng quay sơ bộ:nsb = nlv.ut = nlv.uh.un

Với nlv số vòng quay làm việc,nlv = 57 vòng/phút

uh- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,uh = 8  40

un- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,un= ux = 2  5

 nsb = = 2042,88 vòng/phút

* Chọn số vòng quay sơ bộ: nđc = nsb =3000 vòng/phút

* Điều kiện chọn động cơ: 







sb đc

sb đc

n n

P P

Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB Giáo dục chọn động cơ 4A132M2Y3 với Pđc = 11 kW và nđc = 2907 vòng/phút,

I.2 Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của hệ:ut =

lv

đc n

n

= 51Công suất làm việc: Plv = Ptđ = 8,05kW

P3 = Plv \ nol nbr =8,21 kW

P = P \ n n =8,465 kW

P1 = P2 \ nol nbr =8,725 kW

Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh,chọn sơ bộ uh = 12,75

Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3.57

Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm

Số vòng quay các trục:

nΙ =nđc \ nbđ =2907 \ 2 = 1453,5 vòng/phút

nΙΙ =nΙ \ u1 =1453,5 \ 2 = 407,14 vòng/phút

nΙΙΙ = nΙΙ \ u2 =407,14 \ 2 = 114,04 vòng/phút Mô men xoắn động cơ và các trục:

i

i i

Số vòng quay n,vòng/phút 2907 1453,5 407,14 114,04

Mô men xoắn T,Nmm 72273,8 57326,28 168547,62 627526,3

Chương II Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động.

II.1 Thiết kế bộ truyền xích:

1 Chọn xích tải:

Lực vòng xích tải F = 7000 N

Vận tốc băng tải v = 1,15 m/s

=> Chọn xích con lăn 2 dãy.Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé.Độ bền mỏi cao,chế tạo ít phức tạp hơn xích ống

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:

a Chọn số răng đĩa xích:

Với ux = 2,02

Số răng đĩa nhỏ : Z1 = 29 – 2.u  19

 Z1 = 29 – 2.2,02 = 25 răngSố răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1= 4.25 = 51 răng

b Xác định bước xích:

Công suất tính toán:P P k k k k  P

d z n

t  Trong đó:

kz = Z01/Z1 = 25/Z1 = 1 hệ số răng.

kn = n01/n1 hệ số vòng quay

n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]

n1 = nIII =114,03 (vòng/phút)

 kn = 200/114,03 = 1,75

k = k0.ka.kđc.kđ.kcđ ,tra bảng 5.6[1] ta được:

k0 = 1 đường nối hai tâm đĩa xích so với phương ngang nghiêng đến 600

ka = 1 hệ số khoảng cách trục a= (30 50).p

kđc = 1 vị trí được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

kđ = 1,2 tải trọng tĩnh

kc = 1,25 băng tải làm việc hai ca

kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi,bôi trơn đạt yêu cầu

 k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95

kd hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì kd = 1,7

P = PIII = 8,21 (kW) công suất cần truyền

Công suất tính toán: Pt = 8,21.1,95.1,75.1 =28,05 kW

Pd=pt /1,7=16,47

Tra bảng 5.5[1] với n01= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 2 dãy có bước xích p = 31,75 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt <  P = 19,3 đồng thời tra bảng 5.8[1] ta có p < pmax

c Khoảng cách trục và số mắt xích:

Khoảng cách trục: a = (30 50).p

Chọn a = 40.p = 40.31,75 = 1270 mm

a Z

Z p

a

4

1 ) (

2

1

1 2 2 2

1 2 1

5 ,

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z1.n1/(15.x)   i

Trong đó:  i số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có  i = 35 1/s

i = 25.114,13/(15.120) = 1,58/s <  i

3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

a Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:

S = Q/(kđ .Ft + F0 +Fv)   S

Trong đó:

Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 177 kN

Khối lượng 1 mét xích: q1 =7,3 kg

kđ = 1,2 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc nặng

Tra bảng 5.10[1]với n = 200 vòng/phút thì  S = 8,5

Vậy S > S nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền

b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

 H

d vđ

đ t r

 1  0 , 47 (  ) /( ) 

Trong đó:Hứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1] H = 600 Mpa

E = 2,1.105 Mpa

A = 446 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn

kd =1,2 dùng cho xích 2 dãy

II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng:

1 Chọn vật liệu:

Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọnHB260),tra bảng 6.1[1] ta có бb1 = 850MPa, бch1 = 580MPa.

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọnHB255),tra bảng 6.1[1]ta có бb2 = 850MPa, бch2 = 580MPa

2 Xác định ứng suất cho phép:

Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:

Flim ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

б0

HLim= 2HB + 70(Mpa); SH =1,1; б0

Flim =1,8.HB(Mpa); SF =1,75Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: б0

Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:

i n t T

T

.

3

max

mF:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,mF =6 khi HB < 350

c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1

n:số vòng quay trong một phút

t :tổng số thời gian làm việc, t = 7.300.8.2 = 33600giờ (làm việc 2 ca) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:

Ta có:NFE 1 > NFO1 do đó KFL1 =1 =>NFE1 > NFO1 do đó KFL1 =1

Sơ bộ ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:[бH] = б 0

=>bánh răngï trụ răng thẳng:[бH] =21 ([бH]1+ [бH]2 ) = 495,4 Mpa

Sơ bộ ta xác định được ứng suất uốn cho phép:[бF]= б 0

[бF2]MAX=0,8.бch2 =0,8.450=360 MPa

3 Tính toán cấp nhanh:

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw1=Ka.(u1

1)

3

2 2

2

] [

.

ba H

H u

K T







(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

Bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài:aw1 = Ka.(u1+1)

3

2 2 2

] [

.

ba H

H u

K T







T1 mômen xoắn trên trục chủ động.T1 = 57326,28 Nmm

Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 49,5 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng và loại răng

Chọn tiêu chuẩn aw1 = 200 mm

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m = (0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).200 = 2…4 mm

Theo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm

 = 0 vì bánh răng thẳng răng trụ

Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos /[m.(u1+1)]=29,1  Chọn z1 = 29

Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 =104

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 102/29 = 3,58

c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng

đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông sốnếu cần thiết.

Hệ số dịch chỉnh tâm y và hệ số ky là :

Aw={3.(29+104)}/2=199,5Cần phải dịch chuyển 1 khỏang la :y=0,5

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

Trong đó:

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

ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = tw

b



 2 sin

cos 2

Đường kính vòng lăn bánh: dw1 = 2.aw2/(um+1) = 2.200/(3,58+1) = 87,33 mm

Vận tốc vòng:v =.dw1 n1 = 6,64 m/s

Tra bảng 6.13[1],cấp chính xác 7 vì bánh răng trụ thẳng v> 6 m/s.Tra bảng6.14[1] chọn K H = 1,07

 H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1] H = 0.004Tra bảng phụ lục p2.3 và nội suy kv= 1,235 Khα=1

Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=K H K HV.K H= 1,07.1.1,235 = 1,322

Ưùng suất tiếp xúc: H = ZM.ZH Zε ( . . )

)1.(

2

2 1 1

1 2

w m w

H

d u b

u K

 ] =495,4 MPa do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Để đảm bảo uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá mộtgiá trị cho phép

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

2

1

1 2

1

F F F

Y:hệ số trùng khớp của răng:Y = 1/ = 1/1,738 = 0,575

Y:hệ số kể đến độ nghiêng của răng thẳng : Y =1

KF=KFB.KF.KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.

KFB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,16

KF:hệ số sự ïphân bố không đều tải trọng bánh răng thẳng,KF=1,22

KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp

Tra bảng phụ lục p2.3 ta có KFv=1.55

Do đó KF = 1,16.1,22.1,55= 2,19

YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2

Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos3 = 29

e Kiểm nghiệm quá tải:

Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệmquá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại Max

không vượt quá một giá trị cho phép:

Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,8

T: momen xoắn danh nghiõa

Tmax: momen xoắn quá tải

Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì Hmax = H K qt <[H]max

Hmax = H K qt = 392,36 1.8 =526,4 MPa < [Hmax ]

=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép.

g Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp nhanh :

Khoảng cách trục:aw1 = 200 mm Tỷ số truyền:u1 = 3,57

Môđun:m = 3 Góc nghiêng:  = 0

Chiều rộng vành răng: bw1 = 40 mm

Số răng bánh răng: z1 = 29 ; z2 = 104 Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0,116

x2 = 0,399 Đường kính vòng chia: d1 = 87 mm; d2 = 312 mm

Đường kính đỉnh răng: da1 = 93,606 mm; da2 =315,766 mm

Đường kính đáy răng : df1 = 81,202 mm; df2 = 305,494mm

Đường kính vòng cơ sở bánh: db1 = 86 mm; db2 = 307,4699 mm

4 Tính toán cấp chậm :

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

aw2 =Ka.(u2

1)

3

1 2 1

] [

.

ba H

H u

K T







(+): ứng với tiếp xúc ngoài

(-): Ứng với tiếp xúc trong

Bánh răng trụ răng thẳng ăn khớp ngoài:aw2 = Ka.(u2+1)

3

1 2

1

] [

.

ba H

H u

K T

b Xác định thông số ăn khớp:

Chọn m=(0,01…0,02)aw1 = (0,01…0,02).200 = 2…4 mm

Theo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm

:  = 00

Số răng bánh nhỏ:z1=2aw1.cos /[m.(u1+1)]=29,1  Chọn z1 = 29

Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 104

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 104/29 = 3,58

c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việt của bộ truyền Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết

Ưùng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:бH=ZM.ZH.Zε 1 21

1

)1.(

.2

w m w

m H

d u b

u K

Trong đó:

ZM:hệsố cơ tính của vật liệu bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => ZM=274Mpa1/3

ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH= tw

b



 2 sin

cos 2

08 , 10 cos 2



 :hệ số trùng khớp dọc với   = bw.sin /( m)

Tra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ răng thẳng

v < 2 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn K H = 1,13

Hệ số dịch chỉnh tâm y và hệ số ky là :

Aw={3.(29+104)}/2=199,5Cần phải dịch chuyển 1 khoảng là :y=0,5

Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH=K H K HV.K H= 1,11.1,13.1 = 1,254

Ưùng suất tiếp xúc: H = ZM.ZH Z ( . . )

)1.(

2

2 1 1 1

1 1

w w

H

d u b

u K

[H]

=>H = 287,3 MPa

So sánh: H < [ H],do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm độ bền uốn: