Tóm Tắt Công Thức Bài Giảng Chi Tiết Máy PGS.TS Bùi Trọng Hiếu

Bài giảng Chi tiết máy TS. Bùi Trọng Hiếu gồm 10 chương nghiên cứu kết cấu và tính toán các chi tiết máy, cụm chi tiết máy theo các chỉ tiêu khả năng làm việc, nghiên cứu nguyên lý làm việc, phương pháp tính cho sự phối hợp làm việc của các chi tiết máy.

Chương 1

CÁC CHỈ TIÊU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

CHI TIẾT MÁY

W

T 

 Khi uốn + xoắn: td  F2 3x2  [] (Thuyết bền 4)

 Khi tiếp xúc : H  [H]

trong đó: A: diện tích mặt cắt ngang; F: lực kéo (nén, dập); M : moment uốn;

T: moment xoắn; W x: moment chống uốn; W0 : moment chống xoắn

- Theo độ bền, ta có ba bài toán cơ bản sau (ví dụ thanh tròn đường kính d chịu kéo với lực

F , ứng suất kéo cho phép []):

 Bài toán kiểm tra bền (chọn vật liệu để đủ bền): 4 2 []



d F

 Bài toán thiết kế:

][

Ứng suất cho phép đối với vật liệu dẻo:

][

.][

s



  (1.6) Ứng suất cho phép đối với vật liệu giòn:

[

.][  (1.7)

trong đó: b,ch: giới hạn bền và giới hạn chảy (khi kéo) của vật liệu,

[s] : hệ số an toàn cho phép, [s]1,52,5

 : hệ số kích thước (hình 2.6 hoặc bảng 10.3, tài liệu [1]),

K S: hệ số tập trung ứng suất khi tải trọng tĩnh (bảng 10.5 ÷10.8, tài liệu [1])

1.2.2 ĐỘ BỀN MỎI

r : ứng suất giới hạn dài hạn (MPa)

N : số chu kỳ cơ sở.0

Thép: ứng suất uốn: 6

0 5.10

N ứùng suất tiếp xúc: 2 , 4

0 30 HB

N 

Hình 1.11 Đường cong mỏi

- Quan hệ giữa  và N theo phương trình của đường cong mỏi như sau:

const N

 (1.8)

trong đó m là bậc của đường cong mỏi, phụ thuộc vào vật liệu mẫu thử

- Từ đồ thị, ta tìm điểm chuyển tiếp (r, N0) Nếu biết ứng suất N, ta sẽ tính được tuổi thọ

N của chi tiết và ngược lại

const N

  (1.11) với ứng suất cho phép ứng với giới hạn mỏi được tính như sau:

Điểm chuyển tiếp

N N

]

[

]

[  (1.12)

trong đó  là hệ số tăng bền bề mặt (hình 2.7, tài liệu [1])

Thay (1.10) vào (1.12), ta được:

L r

K

s] .[

]

K  0 là hệ số tuổi thọ (công thức 2.13, trang 43, tài liệu [1]) (1.14)

Lưu ý: Đối với vật liệu là thép, khi N LE  N0 thì ta chọn N LE N0 Do đó K L 1

b Số chu kỳ tương đương

 Trường hợp tải trọng tĩnh:

T

t T

Hình 1.12 Tải trọng tĩnh

Số chu kỳ tương đương được tính bởi công thức sau:

L K

K n

N60 ng.24 n.365 (1.15)

Hay:

h

L n

N 60 (1.16)

trong đó, n : số vòng quay của chi tiết trong một phút,

L : thời gian làm việc tính bằng năm,

L h : thời gian làm việc tính bằng giờ L h K ng.24.K n.365.L

K ng: hệ số làm việc trong ngày (K ng 1),

K n : hệ số làm việc trong năm (K n 1)

 Trường hợp tải trọng thay đổi theo bậc:

Hình 1.13 Tải trọng thay đổi theo bậc

Số chu kỳ tương đương được tính theo Tmax :

i i

m i

trong đó, n : số vòng quay của chi tiết ở chế độ thứ i , i

t : thời gian làm việc tính bằng giờ ở chế độ thứ i , i

T i : moment xoắn ở chế độ thứ i ,

Tmax: moment xoắn lớn nhất

3506

'

HB khi

HB khi

m khi tính độ bền uốn, m'3 khi tính độ bền tiếp xúc

 Trường hợp tải trọng thay đổi liên tục:

T

t ck

t T

Hình 1.14 Tải trọng thay đổi liên tục

Số chu kỳ tương đương được tính theo công thức:

Chương 2

BỘ TRUYỀN ĐAI

2.3 THÔNG SỐ HÌNH HỌC BỘ TRUYỀN ĐAI

Hình 2.5 Các thông số hình học bộ truyền đai

- Các thông số hình học chủ yếu:

a : khoảng cách trục (mm),

1,2: góc ôm bánh đai nhỏ và bánh đai lớn (rad)

- Góc ôm của các bánh đai:

4

)(

22

2 1 2 1 2

Đối với đai dẹt thì L không cần chọn theo tiêu chuẩn Đối với đai thang thì L phải chọn lại

theo tiêu chuẩn (L tc L tinh), sau đó tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn:

1 2 1

2 2

)(

28

22

2 1 2 1

2

)(

Hình 2.6 Vận tốc bộ truyền đai

- Vận tốc vòng trên các bánh đai (m/s):

+ Trên bánh dẫn:

60000

1 1 1

n d

v   (2.17)

+ Trên bánh bị dẫn:

60000

2 2 2

n d

v   (2.18)

trong đó, d1, d2: đường kính bánh dẫn và bánh bị dẫn, mm

n1, n2: số vòng quay bánh dẫn và bánh bị dẫn, vòng/phút

2.4.2 Tỉ số truyền

a Nếu đai không trượt (trường hợp lý tưởng)

Tỉ số truyền là:

1 2 2

1

d

d n

n

u  (2.19)

b Nếu đai bị trượt (trường hợp thực tế)

Tỉ số truyền là:

1 2 2

1

)1

d n

n u







 (2.20)

2.5 LỰC TÁC DỤNG LÊN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.5.1 Lực tác dụng lên dây đai

Hình 2.7 Lực tác dụng lên bộ truyền đai

- Khi căng đai, trên hai nhánh dây đai xuất hiện lực căng ban đầu F0:

A

F0 0 (2.21) trong đó, A là tiết diện dây đai và 0 là ứng suất căng ban đầu, 0 1,8MPa đối với đai dẹt, 0 1,5MPa đối với đai thang

- Khi bộ truyền đai làm việc (khi tác động moment xoắn T lên bánh 1): 1

 Trên nhánh căng : : lực trên nhánh căng

 Trên nhánh chùng: : lực trên nhánh chùng

Ta có:

t

F F

0

F F1 0

F F2

2

0 2

0 1

t

t

F F F

F F F

F1 2 (2.26)

- Từ các phương trình (2.25) và (2.26) ta xác định được giá trị các lực tác dụng lên dây đai:

11

)1(

)1(

2

2 1 0

f t f

f t

e

F F

e

e F F

e

e F F

(2.27)

2.5.2 Lực tác dụng lên trục và ổ

- Lực tác dụng lên trục và ổ:

2sin

trong đó: v là vận tốc đai, m/s; L là chiều dài đai, m

Giá trị i càng lớn thì tuổi thọ của đai càng thấp, nên người ta giới hạn giá trị của i như sau:

đối với đai dẹt thường 1

i

2.9 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.9.1 Tính theo khả năng kéo

- Điều kiện bền:

0



F t



 t  200

với [t] 200 : ứng suất có ích cho phép

- Xét đến sự khác biệt giữa điều kiện thực và điều kiện thí nghiệm thì:

C

t

trong đó, [t]0: ứng suất có ích cho phép của bộ truyền làm việc trong điều kiện thí nghiệm:

bộ truyền nằm ngang, u1, v10(m/s) [t]0 được tra theo bảng 4.7, trang 147, tài liệu [1]

C : hệ số hiệu chỉnh

a Tính toán đai dẹt:



Hình 2.15 Kích thước tiết diện đai dẹt

Lực vòng được tính theo công thức:

1 1

1000

v

P

F t  với P là công suất của bộ truyền, KW 1

Sử dụng điều kiện bền (2.45):

][ t

t t

F b

t

t

.].[ 0



 (2.49)

Hay

C v

P b

bảng trang 148, tài liệu [1]),

C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm,  C 10,003.(18001),

C v: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc,

C v 1c v.(0,01v121) với c v 0,04 khi (10m/sv120m/s)

c v 0,010,03 khi (v1 20m/s)

C : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (tra r

bảng 4.8, trang 148, tài liệu [1])

b Tính toán đai thang:

Hình 2.16 Đai thang

Gọi z là số dây đai và A là diện tích mặt cắt ngang của một dây đai Sử dụng điều kiện bền (2.45), ta có:

C A

z

F

t t

.][



C A

F z

t

t

.].[ 0

C v

A

P z

.]

0

t

v A

P   : công suất có ích cho phép của bộ truyền làm việc trong điều kiện thí

180,

1,

z (m/s), chiều dài đai L0, tải trọng không

va đập [P0] được tra theo đồ thị hình 4.21, trang 151, tài liệu [1]

Suy ra số đai z được tính như sau (z được làm tròn thành số nguyên và z6):

C P

P z

.][ 0

1

với CC.C v.C r.C u.C L.C z (2.56) trong đó, C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm,  1,24(1  1/110)

C v: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, C v 10,05(0,01v121),

C : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (tra r

bảng 4.8, trang 148, tài liệu [1])

C u : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền đai, (tra bảng 4.9, trang 152, tài liệu [1])

C : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai, L 6

0

L

L

C L  với L0 là chiều dài đai

thí nghiệm, tra theo đồ thị hình 4.21, trang 151, tài liệu [1]

C : hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai (tra z

bảng trang 152, tài liệu [1])

2.9.2 Tính theo tuổi thọ

- Số chu kỳ làm việc tương đương N liên hệ với tuổi thọ E L như sau: H

i L

m r

h

.3600.2

10 7

trong đó, r : giới hạn mỏi của đai (tra bảng trang 146, tài liệu [1])

max: ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai,   F v

1 1

N : số chu kỳ làm việc cơ sở,

m : chỉ số mũ của đường cong mỏi, m5 đối với đai dẹt, m8 đối với đai thang

Chương 3

BỘ TRUYỀN XÍCH

3.3 THÔNG SỐ HÌNH HỌC BỘ TRUYỀN XÍCH

Các thông số hình học chủ yếu: p c : bước xích (mm),

d : đường kính vòng chia bánh xích, c

z1, z2 : số răng bánh xích,

a : khoảng cách trục,

3.3.3 Số răng bánh xích

- Trong tính toán thiết kế, có thể chọn z1 292u

- Số răng bánh xích nên lấy số lẻ vì khi đó mỗi răng của bánh xích sẽ ăn khớp lần lượt với tất

cả mắt xích, do đó răng bánh xích sẽ mòn đều hơn

3.3.4 Khoảng cách trục và số mắt xích

- Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo công thức:

a p

L

c c

.22

Giá trị X được làm tròn và nên chọn số chẵn để thuận tiện cho việc nối xích

3.4 VẬN TỐC VÀ TỈ SỐ TRUYỀN

3.4.1 Vận tốc và tỉ số truyền trung bình

Hình 3.6 Vận tốc bộ truyền xích

- Vận tốc trung bình trên các bánh xích (m/s):

+ Trên bánh dẫn:

6000060000

1 1 1

1 1

n z p n d

v    c (3.11)

+ Trên bánh bị dẫn:

6000060000

2 2 2

2 2

n z p n d

v    c (3.12)

Vì không có trượt nên: v1 v2

- Tỉ số truyền trung bình:

1 2 2

1

z

z n

n

u  (3.13)

3.5 LỰC TÁC DỤNG TRONG BỘ TRUYỀN XÍCH

3.5.1 Lực tác dụng lên xích

Hình 3.8 Lực tác dụng lên bộ truyền xích

- Lực căng ban đầu F0 của xích bằng trọng lượng của nhánh xích tự do:

g q a K

F0  f m (3.19)

trong đó, a : chiều dài của đoạn xích tự do gần bằng khoảng cách trục, m,

q m : khối lượng của một mét xích, kg/m (tra bảng 5.1, trang 168, tài liệu [1]),

g : gia tốc trọng trường, m/s 2,

K f : hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích, K f 6 khi bộ truyền nằm ngang,

3



f

K khi góc nghiêng <40 0 , K f 1 khi bộ truyền thẳng đứng

- Khi bộ truyền xích làm việc (khi tác động moment xoắn T lên bánh 1): 1

 Trên nhánh căng : : lực trên nhánh căng

 Trên nhánh chùng: : lực trên nhánh chùng

 Lực quán tính ly tâm 2

v q

3.5.2 Lực tác dụng lên trục và ổ

- Lực tác dụng lên trục và ổ:

1

F K

F r  m (3.21) trong đó K m là hệ số trọng lượng xích, K m1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc khi góc

nghiêng <40 0 , K m 1 khi bộ truyền thẳng đứng

3.7 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH (Xích ống con lăn)

3.7.1 Tính theo độ bền mòn

- Điều kiện bền:

t

p

F b

d

F A

F p

28,0

0 0

p x

][][  0

Nên:

K

K p p

c

t

][28

,

0  0 (3.23) trong đó, d0 : đường kính chốt, mm,

b0 : chiều rộng ống, mm,

Ad0b0: diện tích của bản lề xích một dãy, mm 2 ,

[p0]: áp suất cho phép của bộ truyền làm việc trong điều kiện thí nghiệm, tra bảng

5.3, trang 180, tài liệu [1]

0

F F1 0

F F2

K : hệ số hiệu chỉnh xét đến số dãy xích x x , nếu x1; 2; 3; 4 thì tương ứng

3

;5,2

;7,1

;1

Tải trọng êm Tải trọng va đập Tải trọng va đập mạnh

K0: hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

Góc nghiêng < 60 0 Góc nghiêng > 60 0

0

K dc: hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích

Trục điều chỉnh được

Điều chỉnh bằng bánh hoặc con lăn căng xích

Trục không điều chỉnh được hoặc không có bộ phận căng xích

dc

K b: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

Bôi trơn liên tục Bôi trơn nhỏ giọt Bôi trơn định kỳ (gián đoạn)

b

K lv: hệ số xét đến chế độ làm việc

Làm việc 1 ca Làm việc 2 ca Làm việc 3 ca

c

t

][28

T F

c c t





 (3.25) Thay (3.25) vào (3.23), ta được:

K p z

p

c

][28

,0

2

0 1

1

][82,2

x c

K p z

KT

p  (3.27) Tra bảng chọn p c theo tiêu chuẩn (tra bảng 5.5, trang 182, tài liệu [1])

 Nếu cho trước công suất P và số vòng quay 1 n , ta tiến hành tính moment xoắn 1 T trước: 1

1

1 6

1 9,55.10

n

P

T  (3.28) Công thức (3.27) trở thành:

3

0 1 1

1

][

600

x c

K p z n

KP

p  (3.29) Nên chọn z1 292u

Tra bảng chọn p c theo tiêu chuẩn (tra bảng 5.5, trang 182, tài liệu [1])

b Tính bước xích bằng cách tra bảng: (dùng phổ biến)

Từ công thức điều kiện bền (3.23):

K

K p A

F t x

][ 0

60000

1000

].[

1000

1

n z p K

K p A v

F

P  t  x c (3.30)



01 1 01

1 01

01 0 1

60000.1000

].[

n

n z

z K

K n z p p A

P  c  x  (3.31) với z01: số răng bánh xích dẫn của bộ truyền thí nghiệm, z0125,

n01: số vòng quay trục dẫn của bộ truyền thí nghiệm, (tra bảng 5.4, trang 181, tài liệu [1])

Đặt

60000.1000

].[

]

[ A p0 p z01n01

P  c : công suất cho phép của bộ truyền thí nghiệm, (tra bảng 5.4,

trang 181, tài liệu [1])

1 1

z z

K n  : hệ số vòng quay trục dẫn

Do đó, (3.31) trở thành:

n z

x

K K K

K P P

]

[

1  (3.32)

Công suất tính toán sẽ là:

][

P K

K K K P

x

n z

t   (3.33)

Theo giá trị P vừa tính, tra bảng 5.4, trang 181, tài liệu [1] ta chọn bước xích t p c theo cột giá trị n 01

3.7.2 Tính theo động năng va đập

- Điều kiện bền:

][.15

i X

n z

trong đói : số lần va đập của xích trong một giây Khi xích quay một vòng sẽ xảy ra 4 lần va

đập: 2 lần khi vào khớp và 2 lần khi chuẩn bị vào khớp (mắt xích nhận chấn động từ mắt xích trước nó mới vào khớp truyền sang) với răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn, nên

X

n z X p

n z p L

v i

c

c

.15

.60000

1000 4

[i]: số lần va đập cho phép của xích trong một giây (tra bảng 5.6, trang 182, tài liệu [1])

3.7.3 Tính theo hệ số an toàn

- Điều kiện bền:

][

0 1

s F F F

Q s

trong đó, Q : tải trọng phá hủy cho phép của xích (tra bảng 5.1, trang 168, tài liệu [1]),

[s]: hệ số an toàn cho phép (tra bảng 5.7, trang 183, tài liệu [1])

Chương 4

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 Đường kính vòng chia d: d m.z

4.2.2 Thông số hình học bánh răng nghiêng

 Góc nghiêng của răng so với đường sinh mặt trụ: gọi là góc nghiêng của bánh răng 

 Bước pháp p n : bước đo trong tiết diện vuông góc với mặt răng

 Bước ngang p : bước đo trong tiết diện vuông góc trục bánh răng t

n t

m

 Đường kính vòng chia:

z m z m

)(

)(

2

2 1 2

1

z z m z z

m

a t   n  (4.8)

4.3 PHÂN TÍCH LỰC ĂN KHỚP

4.3.1 Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

2

2 1

d

T F

- Lực hướng tâm:



tg F F

1 2

- Lực ăn khớp:

cos

1 2 1

t n n

F F

2

2 1

d

T F

- Lực dọc trục:



tg F F

F a a t

1 2

- Lực hướng tâm:



cos

1 2 1

tg F F

- Lực ăn khớp:



.coscos

1 2

1

t n

n

F F

Qui tắc xác định phương, chiều của lực tác dụng lên bộ truyền BR thẳng và BR nghiêng:

- Lực vòng trên bánh răng chủ động thì ngược chiều chuyển động, trên bánh bị động thì cùng

chiều chuyển động

- Lực dọc trục trên bánh chủ động luôn hướng vào mặt răng làm việc, trên bánh bị động thì có

chiều ngược lại so với chiều của lực dọc trục trên bánh chủ động

- Lực hướng tâm trên cả hai bánh chủ động và bị động đều hướng vào tâm bánh răng

- Độ bền của răng phụ thuộc vào nhiều yếu tố độc lập với nhau Khi tính toán độ bền bánh

răng, ta bắt đầu bằng việc xác định tải trọng tính theo công thức sau:

dn

trong đó F dn là tải trọng danh nghĩa (cho trước) và K là hệ số tải trọng tính

- Hệ số tải trọng tính xác định như sau:



K

K  v (4.17) trong đó, K: hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tra bảng 6.4, trang 209,

tài liệu [1]),

K v : hệ số tải trọng động (tra bảng 6.5 và 6.6, trang 211, tài liệu [1]),

K: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng (tra bảng 6.11,

trang 213, tài liệu [1]),

4.6 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

4.6.1 Tính theo độ bền tiếp xúc

Hình 4.6 Ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt răng

- Điều kiện bền:

][ H

q Z

trong đó, q n : cường độ tải trọng pháp tuyến,

 : bán kính cong tương đương của bề mặt tiếp xúc,

Z M : hệ số xét đến cơ tính của vật liệu

Các hệ số trên được xác định như sau:

a Hệ số xét đến cơ tính vật liệu

)]

1()1([

2

2 2 1 2 1 2

2 1

E E

E 1 , E 2 : modun đàn hồi vật liệu chế tạo bánh chủ động và bánh bị động,

1 , 2 : hệ số Poisson của vật liệu chế tạo cặp bánh răng,

Nếu bánh răng bằng thép thì:

E 1 = E 2 = 2,1.10 5 Mpa và 1 = 2 = 0,3  Z M = 275 Mpa 1/2

b Bán kính cong tương đương

2 1

111





1 , 2 : bán kính cong các bề mặt thân khai tại điểm ăn khớp,

Dấu “+” khi ăn khớp ngoài, dấu “-“ khi ăn khớp trong

2 2

1 1

l

K F

F

F  : lực ăn khớp,

K H : hệ số tải trọng tính,

l H : tổng chiều dài tiếp xúc của các đôi răng, xác định theo công thức thực nghiệm

 : hệ số trùng khớp ngang, có giá trị  = 1,2÷1,9

cos

2

1

2 1

bd

Z K T

Thay (4.20), (4.22) và (4.24) vào (4.19), ta có công thức kiểm tra bền theo độ bền tiếp xúc:

][)1(

2 1

1

H H

H M H

bu

u K T d

Z Z

với Z H là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

2sin

1

][

)1(

u

u K T K d

H bd

H



K d : hệ số phụ thuộc vào góc ăn khớp, hệ số trùng khớp và vật liệu bánh răng,

K d = 75,6 nếu các điều kiện sau thỏa:

+ Cặp bánh răng không dịch chỉnh hay dịch chỉnh đều (=20 0 ) Khi đó Z H = 1,76

+ Nếu  = 1,2 thì Z = 0,96

+ Vật liệu thép Z M = 275 Mpa 1/2

2 1

1

][

)1(6

,75

u

u K T d

H bd

][)1(50

u

K T u

a

H ba

 ba u bd

Giá trị ba cho theo dãy tiêu chuẩn: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5;

0,63 … Có thể chọn ba theo bảng (6.15), trang 231, tài liệu [1]

Giá trị khoảng cách trục a cho theo tiêu chuẩn (đối với hộp giảm tốc tiêu chuẩn):

a

z ; z2 u z1

Số răng z 1 , z 2 tối thiểu phải bằng 17 để tránh hiện tượng cắt chân răng Sau khi có z 1 , z 2 ta tiến

hành tính lại khoảng cách trục a và d 1 , d 2

4.6.2 Tính theo độ bền uốn

- Tính theo ứng suất uốn khi tính cho bộ truyền hở, bôi trơn kém

- Các giả thiết chấp nhận:

+ Tất cả tải trọng chỉ tác động trên một đôi răng Điểm đặt lực tại đỉnh răng

+ Răng được khảo sát như một dầm công xôn

- Góc áp lực ', thường có giá trị 280÷300

với  là ứng suất danh nghĩa và K là hệ số tập trung ứng suất lý thuyết

- Lực pháp tuyến F n đặt tại đỉnh răng được phân ra hai thành phần:

cos

n t

F F

sin

n r

F F

- Ứng suất danh nghĩa tại chân răng:

A

F W

l

F t r

n u

''

trong đó, u , n : ứng suất uốn và ứng suất nén sinh ra trong chân răng,

W : moment cản uốn tiết diện nguy hiểm,

A = b : diện tích tiết diện nguy hiểm,

b,  : chiều rộng và chiều dày răng tại tiết diện nguy hiểm,

l : cánh tay đòn lực uốn

Vì l và  tỉ lệ bậc nhất với modun m, nên ta có thể biểu diễn chúng theo các hệ số:

'sincos

'cos)'(

'6

'sincos

'cos)'(

'6

2 (4.34)

Đối với bộ truyền ăn khớp ngoài: Y F = 3÷4,6

Đối với bộ truyền ăn khớp trong : Y F = 3,5÷4

Hệ số dạng răng Y có thể xác định bằng thực nghiệm: F

2

092,09,272,1347,

z

x z

với x là hệ số dịch chỉnh

- Công thức kiểm nghiệm độ bền uốn:

][ F

F t F F

bm

K F

1 1

22

mz

T d

T

F   , ta có công thức thiết kế bánh răng theo độ bền uốn (tính modun) như sau:

3 2 1

1 3

1

1

][

2][

2

F bd

F F F

bm

F F

z

Y K T z

Y K T m