Đồ án CTM phân đôi cấp chậm

Nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong cácthiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy tr

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành 0công 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 chúng 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 Chi tiết máy là một môn khoa học

cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và 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 Chi Tiết Máy là công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của chúng em được cô: Nguyễn Thị Hồng Cẩm giao cho là thiết

kế trạm dẫn động dùng cho xích 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 chúng 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 Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của chúng

em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này.

Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ chúng em đặc biệt là cô : Nguyễn Thị Hồng Cẩm

Thái Nguyên, ngày tháng năm 20 Sinh viên

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 4

1.1.Chọn động cơ điện 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền: 8

1.3 Tính toán các thông số trên các trục 10

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 12

A Thiết kế bộ truyền xích 12

B Thiết kế bộ truyền bánh răng 18

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 18

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 30

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 45

3.1 Tính toán thiết kế trục 45

3.2 Tính gần đúng trục 49

3.2.1 Trục I 49

3.2.2 Trục II 53

3.2.3 Trục III 56

PHẦN IV : TÍNH CHỌN Ổ LĂN 66

4.1 Chọn loại ổ lăn 66

4.1.3 Tính ổ trục I 67

4.1.4 Tính chọn ổ trục II 70

4.1.5 Tính chọn ổ trục III 73

PHẦN V : TÍNH CHỌN THEN 78

5.1 Tính chọn then trục I 79

5.2 Tính chọn then trục II 79

5.3 Tính chọn then trục III 81

PHẦN VI : THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 84

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

1.1.Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu, loại động cơ

Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cầnchọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảmbảo yếu tố kỹ thuật Trên thị trường có các loại loại động cơ thường gặp là:

+ Động cơ điện một chiều: Loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi

tỷ số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm

và đảo chiều dễ dàng Nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm

và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong cácthiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…

+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại đồng bộ và không đồng bộ

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng cónhược điểm là thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị để khởiđộng động cơ Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (trên100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

- Động cơ ba pha không đồng bộ: gồm 2 kiểu rô to dây cuốn với rôto lồngsóc

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơngiản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ bapha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc

=>Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc thì chọn

“Động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc”

1.1.2 Chọn công suất động cơ:

- Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo chonhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảm bảo điềukiện đó cần thỏa mãn yêu cầu sau:

P : Công suất đẳng trị trên truc động cơ

Do tải thay đổi nên :

P P





� (kW)Trong đó: P i ct - Công suất phụ tải ở chế độ thứ I trên trục công tác

,

i ck

t t - Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kì

-Là hiệu suất chung của toàn hệ dẫn động.

- Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến xích tải bị giảm khi đi quamột bộ truyền xích, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn

và một khớp nối:

Tra bảng 2.3 Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ ( Trang 19 ,

1.1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Cách xác định số vòng quay đồng bộ như sau:

- Tính số vòng quay của trục công tác:

+Với hệ dẫn động xích tải:

= 199,34 (v/ph)

Trong đó:

: số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)

z: số răng đĩa xích tải

v: vận tốc vòng xích tải (m/s)

p : bước xích tải (mm)

- Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

+Tỉ số truyền nên dùng đối với bộ truyền xích là:

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600

và 500 v/ph Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giáthành của động cơ càng tăng

Vậy chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ 3000 v/ph

Vận tốc quay

dn

T T

k dn

T T

4A132M2Y3 11 2907 0,9 88 2,2 1,6

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

A, Điều kiện mở máy

- Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của

hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

B- Kiểm tra quá tải cho động cơ

Vì sơ đồ tải thay đổi, để tránh động cơ bị quá tải cần kiểm tra quá tải cho động cơ Theo điều kiện sau :

max

dc dc qt

dm dn

1.2 Phân phối tỷ số truyền:

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

c Σ

c t

n

u =n

đ

(3.23) [I]

Trong đó: nđc -Số vòng quay của động cơ đã chọn(v/ph)

nct - Số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Lại có: u = u uΣ ng h (3.24) [I]

Với : ung -Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

uh -Tỷ số truyền bộ truyền trong hộp giảm tốc

nct : Số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Ký hiệu là TST của hộp giảm tốc (HGT); là TST của bộ truyền ngoài hộp.Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:

U∑ = Ung.Uh

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

- TST của bộ truyền ngoài được xác định theo kinh nghiệm như sau:

+ Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài thì: (trị số nhỏ dùng khi lớn)

Theo bài ta có:

Chọn = (1,211,48)

Để giảm sai số do việc quy chuẩn đường kính các bánh đai, lấy giá trị tỉ sốtruyền ngoài hộp giảm tốc là: u ng u x 1, 48

9,85

1.2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Với HGT cấp nhanh tách đôi, để nhận được kích thước tiết diện ngang của hộpnhỏ nhất (cũng chính là để bôi trơn HGT hợp lý nhất), TST của bộ truyền bánhrăng cấp chậm xác định theo công thức :

0,333 C2 ba2

ψ = 0,3÷ 0,4 -Hệ số chiều rộng bánh răng trụ.ba2

ψ / ψ =1,2÷1,3 -Tỉ số giữa hệ số chiều rộng bánh răng cấp chậm vàba2 ba1nhanh

Ta chọn tỉ số : ψ / ψ =1,2ba2 ba1 và KC2=1 Thay số :

9,851,83

u

u

1.3 Tính toán các thông số trên các trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ

P dc=

ct

dc lv lv

P P

Với là tỉ số truyền có khớp nối giữa động cơ và trục I

- Tốc độ quay của trục II: = (v/ph)

- Tốc độ quay của trục III: =(v/ph)

- Tốc độ quay của trục IV: =(v/ph)

- Tốc độ quay của trục công tác: (v/ph)

1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục:

- Công thức tính mô men xoắn trên trục thứ k được xác định:

6 9,55.10 k

dc

k

P n

+ Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

= = 36334,02 (N.mm)+ Mô men xoắn trên trục I:

= = 35972,65(N.mm)+ Mô men xoắn trên trục II:

= =186447,9(N.mm)+ Mô men xoắn trên trục III:

= =327563,99(N.mm)+ Mô men xoắn trên trục công tác:

Mô men T (N.mm) 36334,02 35972,65 186447,9 327563,99 460779,33

PHẦN II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

A Thiết kế bộ truyền xích

2.1 Chọn loại xích: chọn xích con lăn

Xích con lăn được sử dụng khá rộng rãi, chế tạo không quá phức tạp, giá thành hợp

lý, thích hợp với vận tốc làm việc dưới 10 - 15 m/s

2.1.2 Chọn số răng đĩa xích,khoảng cách trục

Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập cànglớn và xích mòn càng nhanh Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo cho số răng nhỏ nhấtcủa đĩa xích lớn hơn zmin (zmin = 17 - 19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình)

Số răng nhỏ nhất của đĩa xích được xác định như sau:

+) Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra F v q v. 2

q : khối lượng 1 mét xích, q = 3,8 (kg) theo 5.2[1]

88500

29,58 (1, 2.2277,9 190, 27 67,35)

f

d = d2- 2r = 404,66 – 2.9,62 = 384,42 (mm)

với : r = 0,5025.d1 + 0,05=0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm) với d1 = 19,05 bảng 5.2[1]

+) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)

kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1

+)Với răng đĩa 2 :

5 2

Theo 5.20[1] : F r k F x. t 1,15.2277,9 2619,58 (N)

Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15

Tải trọng phá hỏng Q,kN

Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Vật liệu đĩa xích Thép C45 H1  600(MPa)

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 273,49(mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 404,66(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d 1 287,51(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn d 2 419,29(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f1 245,25(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 384,66(mm)

B Thiết kế bộ truyền bánh răng

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Trong hộp giảm tốc này, ta chọn loại bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng vìchúng có một số ưu điểm sau:

- Chọn vật liệu chế tạo bánh lớn và nhỏ đều là thép 45 thường hoá :

Loại bánh

răng

Nhãn hiệuthép

Nhiệtluyện

Độ rắn Giới hạn

bền σb

MPa

Giới hạn chảy σch

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 ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng ;

YS _ Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất ;

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

- Với bánh răng 1 có độ cứng là 190HB và bánh 2 là 180HB ta tính ứng suất cho phép của bộ truyền bánh răng cấp nhanh với chu kỳ cơ sở như sau (bảng 6.2) :

HE

N K

FE

N K

N



.Với: N HO_ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO 30H HB2,4;FO

N _ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO 4.106(đối với tất cả

Thời gian phục vụ: 15 năm

Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3

Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 2/3

Tra theo bảng 6.2[1]: Với vật liệu thép 45 tôi cải thiện được:S H 1,1,S F 1,75

T n t lần lượt là momen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i

của bánh răng đang xét

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:

2 2

0 lim

Như vậy thoả mãn điều kiện yêu cầu

- Ứng suất cho phép khi quá tải:

+ Với bánh răng thường hóa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

2 max

[ F ]  0,8 ch  0,8.340 272(  MPa)

2.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

- Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw, nó được xác định theo công thức:

1 3

u1_ Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u1 = 5,4;

T1: Momen xoán trên trục bánh chủ động 1

35972,65

17986,32 2

- Môđun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi tính được khoảng cách trục aw1 có thể dựa theo công thức sau để tínhmôđun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2.2.4.2 Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x:

- Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2, góc nghiêng  của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức:

76

5, 4 14

m

Z u Z

1 5, 4 1

w m

b Sin sin m

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

1

2 1

b H

tw

Cos Z

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: w

2.23

H

cos Z

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H K H.K H.K Hv

Với:K H 1,07_ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng ;

60.10

w t 1H

Trong đó:[σ ]H -Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ:[σ ] = 400(MPa)H

ZR -Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Với cấp chính xác động học là 8, độ nhám đạt được:

=>Vậythỏa mãn điều kiện bền của ứng suất tiếp xúc

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá một giá trị cho phép theo công thức 6.43[1] và 6.44[1]:

Tính số răng tương đương: 1 3 0

F w w Fv

F F

v b d K

F w w Fv

F F

v b d K

Ys_ Hệ số xét đến độ nhảy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

� Thỏa điều kiện bền uốn

2.2.7 Kiểm nghiệm về quá tải:

- Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại:

+ Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại H max

không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức 6.48[1]:

 

ax

max

�Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện quá tải

- Các thông số và kích thước bộ truyền :

Đường kính vòng lăn bánh lớn:dw 2 = u d m w 1  5, 4.33,12 178,84(  mm)

Đường kính vòng chia bánh nhỏ:d1 dw1  33,12(mm)

Đường kính vòng chia bánh lớn:d2 dw 2  178,84(mm)

Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ:d a1 =d1  2.m n  33,12 2.2 37,12(   mm)

Đường kính đỉnh răng bánh lớn:d a2 =d2  2.m n  178,84 2.2 182,84(   mm)

Đường kính đáy răng bánh nhỏ: d f1  d1 2,5m n  33,12 2,5.2 28,12(   mm)

Đường kính đáy răng bánh lớn: 2 2

Đường kính cơ sở bánh nhỏ: db1 = d1.cosα = 33,12.cos20=31,12(mm)

Đường kính cơ sở bánh lớn: db2 = d2.cosα = 178,84.cos20 = 168,05 (mm)

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm răng thẳng

2.3.1 Chọn vật liệu:

- Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ nên ta chọn vật liệu nhóm I có độcứng HB  350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể cắtchính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt vàbánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện

- Chọn vật liệu chế tạo bánh lớn và nhỏ đều là thép 45 thường hoá:

Bảng 2.9 Bảng chọn vật liệu, (Tra bảng 6.1[1]):

Loại bánh

răng

Nhãn hiệuthép Nhiệt luyện Độ rắn

Giới hạnbền b

MPa

Giới hạnchảy ch

F R s xF FC FL

F

Y Y K K K MPa S



 

Trong đó:ZR _ Hệ số xét đến độ nhám của 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 ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng ;

YS _ Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất ;

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

- Với bánh răng 1 có độ cứng là 210HB và bánh 2 là 200 HB ta tính ứng suất cho phép của bộ truyền bánh răng cấp nhanh với chu kỳ cơ sở như sau (bảng 6.2) :

N K

FE

N K

N



Với mH = 6 , mF = 6(Khi HB  350) ) : 6

HO HL

HE

N K

N



.Với: N HO_ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO 30H HB2,4;FO

N _ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO 4.106(đối với tất cả

Thời gian phục vụ: 15 năm

Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3

Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 2/3

, ,

i i i

T n t lần lượt là momen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i

của bánh răng đang xét

133, 2

72, 78.10 1,83

Vậy ta tính ứng suất uốn cho phép là:

Vậy giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép là:[σ ] = 427,27 (MPa)H

- Ứng suất cho phép khi quá tải:

+ Với bánh răng thường hóa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

2.3.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

- Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw2, được xác định theo công thức (Tra mục 6.3[1]):

2 3

Trường hợp: _ Bánh răng ăn khớp ngoài;

_ Bánh răng ăn khớp trong

Trong đó: Ka_ Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo bảng 6.5[1]: Với cặp vật liệu thép – thép:Ka = 49,5 MPa1/3

u2_Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm u2 = 1,83;

K _ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Trị số của K Htra trong bảng 6.7[1]: Tùy thuộc vào vị trí của bánhrăng đối với các ổ và hệ số bd2

H a

- Giữa khoảng cách trục aw2, số răng bánh nhỏ nhất Z3, số răng bánh lớn nhất Z4,

mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức.Tra phần 6.3.2[1]:

Do đó tỉ số truyền thực tế là:

4 3

95 1,83 52

m

Z u Z

u u u

1 1,83 1

w m

2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

3

2 2

tw

Cos Z

Sin







Với: b: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbcos  t tg

Đối với bánh răng thẳng không dịch chỉnh: tw  t  200

Cos Z

KH_ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H K H.K H.K Hv

Với: K H 1,03: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

1

H Hv

H H

v b d K

H Hv

H H

v b d K

Do H  H cxdưới 4% thỏa mãn điều bền tiếp xúc.

2.3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đượcvượt quá một giá trị cho phép theo công thức : (6.43) và (6.44)

K - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khi tính

về uốn, tra bảng (6.7)[I], với ψbd2 = 0,7, sơ đồ 7 => K =1,03Fβ

Fα

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

khớp khi tính về uốn, tra bảng (6.14)[I], với v = 2,76 (m / s), cấp chính xác 8

� Thỏa điều kiện bền uốn.

2.3.7 Kiểm nghiệm về quá tải:

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốncực đại:

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đạimax