Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn dùng cho băng tải

Môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên l

MỤC LỤC

PHẦN I:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 5

I Tính chọn động cơ điện 5

4 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ: 9

4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ: 9

II Phân phối tỉ số truyền 10

III Xác định các thông số trên các trục 12

PHẦN 2:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 14

I Thiết kế bộ truyền đai 14

II Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp 17

II Kiểm tra điều kiện bôi trơn, chạm trục và sai số vận tốc 42

Vậy sai số vận tốc thỏa mãn điều kiện làm việc 45

PHẦN III:THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 45

I Tính toán thiết kế trục 45

2 Tính thiết kế trục 46

2.1 Tải trọng tác dụng lên trục 46

2.2 Tính sơ bộ đường kính trục 49

2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 50

2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 53

3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 62

II TÍNH CHỌN THEN 70

1 Tính then trục I 71

2 Tính then cho trục II 72

3 Tính then cho trục III 73

III Tính chọn ổ lăn 74

1 Tính chọn ổ cho trục I 74

PHẦN 4 : CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỊ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 86

I Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc 86

II Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 89

III Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc 92

Lời Nói Đầu

Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của con người Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là sinh viên khoa: Cơ Khí Chế Tạo Máy em thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thầy cô

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên nắm bắt và đúc kết được những kiến thức cơ bản của môn học Môn học Thiết kế sản phẩm với CAD là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn Học Thiết kế sản phẩm với CAD là công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của nhóm em được thầy:

Ths Lê Xuân Hưng giao cho là thiết kế trạm dẫn động băng tải Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn, nhóm em đã hoàn thành được đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này

Nhóm em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ chúng em đặc biệt là thầy : Ths Lê Xuân Hưng

Thái Nguyên, ngày tháng năm 2015

Sinh viên:

Bế Quốc Chung

Phạm Quang Chung

Tài liệu tham khảo

[I] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2005

[II] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2001

[III] Chi Tiết Máy – Tập 1, 2

Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006

[IV] Tập bản vẽ chi tiết máy

Nguyễn Bá Dương - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

PHẦN I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Tính chọn động cơ điện

1.Chọn kiểu loại động cơ điện:

Việc chọn một loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay rất đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc yêu cầu, phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế… Để chọn được động cơ phù hợp ta phải dựa vào đặc điểm của chúng Hiện nay trên thị trường có các loại động cơ điện sau:

Hình 1.1 : Phân loại các dạng động cơ điện

* Động cơ điện một chiều có đặc điểm:

- Ƣu điểm:

+ Có thể thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng

+ Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng

- Nhƣợc điểm:

+ Giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu

- Phạm vi sử dụng:

+ Được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy,máy trục

* Động cơ điện xoay chiều một pha:

- Đặc điểm: Có công suất nhỏ

- Phạm vi sử dung: Chỉ phù hợp cho các thiết bị gia đình

* Động cơ xoay chiều 3 pha (Được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp):

+ Chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) khi cần đảm

bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

* Động cơ ba pha không đồng bộ roto dây cuốn:

+ Chỉ thích hợp trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây

chuyền công nghệ đã được lắp đặt

*Động cơ bap ha không đồng bộ rôto ngắn mạch:

- Ƣu điểm:

+ Kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể nối trực tiếp vào lưới điện ba pha

không cần biến đổi dòng điện

- Nhƣợc điểm:

+ Hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp so với động cơ bap ha đồng bộ,

không điều chỉnh được vận tốc

 Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta chọn:

Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch (lồng sóc)

2.Tính công suất và số vòng quay của động cơ:

Động cơ được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn điều

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác

Trường hợp tải thay đổi: công suất tính toán là công suát làm việc trên trục máy công tác:

Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đênn bang tải bị hao mòn khi đi qua

khớp nối, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn Do vậy, hiệu

suất chung của hệ thống dẫn động là:

 : Hiệu suất của bộ truyền đai

Tra hiệu suất trong Bảng2.3[I] ta được:



`

Bỏnh răng trụ Ổ lăn Bỏnh răng cụn Khớp nối Đai

Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động

Trong đó: v là vận tốc vòng của băng tải (m/s)

D là đường kính của băng tải (mm)

+Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức:

Ta thấy số vòng quay của động cơ không đồng bộ càng thấp thì kích thước và giá

thành càng cao Tuy nhiên dùng động cơ có vận tốc càng cao thì lại yêu cầu giảm tốc nhiều tức là tỷ số truyền của toàn hệ thống tăng lên dẫn đến kích thước giá thành của các bộ truyền tăng lên Ta chọn sơ bộ vòng quay đồng bộ của động cơ:

nđb=1500(v/ph) tương ứng với số vòng quay kể cả sự trượt 3% là 1445(v/ph)

Khi này tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống được xác định:

1455

17,1384,93

Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay sơ bộ thỏa mãn những điều

kiện trên

Để chọn động cơ ta tra bảng Phụ lục P1.1;P1.2;P1.3[I] Từ đó, ta chọn động cơ:

4A160S4Y3 có các thông số sau:

4 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

4.1 Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức cản của

T K T

 Là hệ số mở máy của động cơ

Kbd là hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)

Từ các công thức trên ta tính được:

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đặt ra

4.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Điều kiện quá tải :

k dn

T T

Pqtdc : công suất đặt lên trục động cơ khi quá tải , chính là công suất trên trục động cơ

có giá trị lớn nhất trong sơ đồ tải

Vậy động cơ đã chọn phù hợp với điều kiện quá tải với động cơ

II Phân phối tỉ số truyền

1 Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)

nlv là số vòng quay của trục công tác (v/ph)

u1, u2 là tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm

2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Hệ dẫn động hộp giảm tốc gồm 2 cấp bánh răng

Hình 1.2 Sơ đồ hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc côn trụ

2.1 Tỉ số truyền của cấp chậm

Với mong muốn nhận được chiều cao của hộp giảm tốc nhỏ nhất vì vậy ta sẽ tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm u2 theoCông Thức 1.24 [VI] Ta có tỉ số truyền

của cấp chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ):

Trong đó: kbe là hệ số chiều rộng vành bánh răng côn (kbe = 0,25 ÷ 0,3)

ψba2 là hệ số chiều rộng bánh răng trụ ( ψba2= 0,3 ÷ 0,4)

Nhằm đạt được mục đích trên ta tiến hành chọn kbe và ψba2theo các giá trị tối ưu, ta

được:

kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4

Khi đó Công thức 1.24[VI] trở thành Công thức 1.25[VI]:

3 3

4

3

2 3







III Xác định các thông số trên các trục

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục (KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

3 Tính mômen xoắn trên các trục (N.mm)

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

6 6

9, 55.10 9, 55.10 13,1

85688, 36( )1460

dc dc

Các kết quả tính toán trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta

lập bảng thống kê các kết quả tính toán đó như trong bảng 1.1 sau đây:

PHẦN 2:

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

I Thiết kế bộ truyền đai

Đường kính bánh đai nhỏ d1, (mm)

Chiều dài giới hạn l, (mm)

Đối với đai thang hẹp v < vmax=40 (m/s)

Thỏa mãn điều kiện

Tỉ số truyền thực tế

2 1

355

1, 62.(1 ) 224.(1 0, 02)

t

d u

.(224 355) (355 224)2.355

1631,1(mm)

a l

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1800 (mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

max 10 17,1

Vậy đai được chọn thỏa mãn điều kiện làm việc

Dựa vào công thức [4.6] , ta xác định lại khoảng cách trục a theo chiều dài l

2 2

8 4

Vậy ta có a = 440 (mm)

Xác định số đai z

 1

P C C C C



Trong đó :

P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động (kw)

P0 : công suất cho phép (kw), được xác định bằng thực nghiệm bảng [4.20]

Với v = 17,1 (m/s), d1 = 224 (mm), loại đai YA => P0 = 10,3

Chiều rộng của đai : B = (z -1).t +2e =35 (mm)

Đường kính ngoài của đai : da = d + 2h0 = 224 + 2.3 =230 (mm)

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

- Lực căng trên một đai

1 0

780 .

d

P k F

II Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp

1 Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu

Cặp bánh răng trụ:

Loại bánh Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền

(MPa)

Giới hạn chảy (MPa)

H R V XH HL

H

Z V K K S

F R S XF FC FL

F

Y Y K K K S



Trong đó: ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc

ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền

H

K S

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I] Vì ta chọn vật liệu bánh răng là

thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên:

0 lim1 2 1 70

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)

 KFC = 1

 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:

(5) ; (6) Với: mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động thay đổi, nên theo [I] thì:

Với: c, n, t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong

1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Ta có: c=1

211.0,8.365.24 (1.0, 4 0, 4 0,3 0,5 0,3) 23126, 4( )

3

Trong bộ truyền bánh răng côn:

H HO m HL

HE

N K

= 15,67.107>1,71.107

Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KHL = 1

Trong bộ truyền bánh răng trụ:

Vậy NHE> NHO do vậy ta lấy NHE = NHO để tính

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KHL = 1

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2, [I] ta có ứng với vật liệu đã chọn thì: SH = 1,1; SF = 1,75

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Với bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ rằng nghiêng thì :

Ứng suất tiếp xúc cho phép là :

3 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)

a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, đƣợc xác định theo độ bền tiếp xúc)

Công thức thiết kế có dạng :

(7) Trong đó:

 

1 2

3

1

1.

- KR = 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Vì bộ truyền cấp nhanh là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên:

Trong các bước tính ở trên ta đã chọn Kbe = 0,3 (vì ta mong muốn nhận được

chiều cao của hộp giảm tốc là nhỏ nhất )

Từ đó => 1 0,3.5, 04

0,9.

be be

R

m tm

d m

Z

 (10)

1 1

81,9

2, 73( ) 30

m tm

 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia

- Số răng bánh lớn: Z2= u1.Z1 = 3,69.32,11 = 118,48 Lấy Z2 = 119 răng

=> Tỷ số truyền thực tế: 2

1

119

3, 7 32

Z u Z

  

- Góc côn chia: 1 0 '

1

2

32 arctan( ) arctan( ) 15 3

119

Z Z

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

(11) Trong đó:

- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Tra bảng 6.5, [I],)

Vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

Vì ở đây thiết kế bánh răng côn răng thẳng, nên theo công thức 6.59a [I], ta có

Với: εα Là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau:

+ KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng, tra bảng 6.21, [I]

Theo phần trên :KHβ = 1,3

+KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng:KHα= 1

+) KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức

Theo bảng 6.13, [I], do v=3,91 (m/s) < 8 (m/s), nên ta chọn cấp chính xác 7

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng Theo bảng 6.16, [I],

1 2

H m HV

H H

v bd K

 

 

1 1 1

1 m

1

2

H m HV

0,85 0,85.58, 06.81,9 3, 7 468,5

Như vậy > với chênh lệch không nhiều (3,65 %<4%) nên có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng b theo công thức sau (suy từ 11):

2

2

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn được viết như sau:

(12)

(13) Trong đó:

- b: chiều rộng vành răng (mm)

- mtm: môđun trung bình (mm)

- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)

- : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

be e

b K R

Với bánh răng côn răng thẳng: KFα =1,16

+) : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1

2

F m FV

F F

v bd K

T K K 

 

1 1 m

1 1

2 2.129356, 71.1, 47.1,16

F m FV

F F

v b d K

 

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với

hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có: Kqt = Kbđ = 1,3

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Mà:  H max  1624Mpanên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất

uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Lập bảng thông số bánh răng côn

4.Tính toán truyền động bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w

1 Chiều dài côn ngoài Re 193,54 mm

2 Chiều dài côn trung bình Rm 165,29 mm

9 Chiều cao răng ngoài he he = 6,6 mm

10 Chiều cao đầu răng ngoài hae

Giá trị của K H phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số bd,

được tra trong bảng 6.7, [I]:

Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])

Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc nghiêng

 của răng và môđun trong bộ truyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức 6.18(I)

108 2,92 37

Z u Z

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau (Theo công thưc 6.33 (I)):

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

b H

t





Ở đây: b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Theo công thức 6.35 (I)

os

tg c  tg

Với t và tw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài liệu [I]

(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc  = 200)

0

0 w

o t

o t





K  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên K H được tra trong bảng

w w3

d n

(m/s) Dựa vào bảng 6.13, [I],

do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9

Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: K H 1,13 và K F  1,37

- Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau:

w w3

12

H HV

v b d K

 

go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

H

 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng

nên theo bảng 6.15 (I): H  0, 002

2

225 0, 002.73.1, 49 1,91

H H

v b d K

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Trong đó:

bw- chiều rộng vành răng bw = 55 mm

mn- môđun pháp , mn = 3 mm

dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 115,38 mm

T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 454927,41Nmm

KF- hệ số tải trọng khi tính về uốn KF  KF KF KFV

Với: KF  1,37 (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

1,13

F

K   (đã tra ở phần đầu)

w w3 2

12

F FV

F F

v b d K

Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 3 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

F

 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: F 0, 006

v = 1,49 m/s

2

225 0, 006.73.1, 49 5, 75

5, 75.55.115,38

2 2.454927, 41.1,13.1,37

F FV

F F

v b d K

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với

hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại