ĐỀ TÀI " THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI "

Tham khảo luận văn - đề án ''đề tài thiết kế hệ thống dẫn động xích tải '', luận văn - báo cáo phục vụ nhu cầu học tập, nghiên cứu và làm việc hiệu quả

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN.

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC

PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6

PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 7

1 Chọn động cơ 7

2 Phân phối tỉ số truyền 8

PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1 Chọn dạng đai 10

2 Tính đường kính bánh đai nhỏ 10

3 Tính đường kính bánh đai lớn 10

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .11

5 Tính góc ôm đai nhỏ 12

6 Tính số đai z 12

7 Kích thước chủ yếu của bánh đai 13

8 Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo 13

9 Xác định các thông số của bộ truyền đai bằng Inventor………14

PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19 1 Tính toán cấp chậm 19

2 tính toán cấp nhanh 34

PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 44

1 Thiết kế trục 44

2 tính then 86

PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC 105

1 Chọn ổ lăn 105

2 Khớp nối trục 116

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP……… 118

1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 118

PHẦN VIII : BÔI TRƠN BÁNH RĂNG .119

TÀI LIỆU THAM KHẢO ……….120

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khíchế tạo máy Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắpghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học

và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơkhí nói riêng và công nghiệp nói chung

Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động xích tảisao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng

Được sự phân công của Thầy Nguyễn Mạnh Tiến , nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết

kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơkhí hoàn chỉnh

Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mongnhận được những nhận xét quý báu của các thầy

Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoànthành đồ án này!

SVTH:

Phan Văn Thắng

2 Bộ truyền đai thang

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục

4 Nối trục đàn hồi

5 Xích tải

Số liệu thiết kế:

Lực vòng trên xích tải: F = 9000NVận tốc xích tải: v = 0.9 m/s

Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 11Bước xích tải: p = 110 mmThời gian phục vụ: L = 6 nămQuay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T;

t1= 36s ; t2 = 15s

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI

Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

1 Chọn động cơ

1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất ứng với tải lớn nhất:

P =

.1000

F v

=

9000.0,9

1000 = 8,1 (kw) 3.4 1Công suất tương đương:

36 15





 = 7,87 (kw)

1.2 Xác định công suất cần thiết

Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3

Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): ηd = 0,95

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín):  br 0,96

- Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol = 0,993

- Hiệu suất của khớp nối trục: ηkn=1

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η :

η = ηd.ηbr2.ηol6.ηkn = 0,84 = 84%

Công suất cần thiết:

7,87

9,370,84

td ct

P P

z p

vòng/phút 5.10 1

Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao.

Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K Ta chọn được động cơ với các thông số sau:

I I

k dn

T

Khối lượng(Kg)

dc t lv

n u n

7,949

8,364( W) 0.99.0.96

2 1

8,346

8,782( W) 0.99.0.96

dc d

734140( / )5,23

140

46( / )3,06

Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.

Thông số cơ bản của bánh đai

Loại đai Kích thước mặt cắt, (mm) Diện tích

Với dmin = 140 mm cho trong bảng 4.3[1]

Theo tiêu chuẩn chọn d1 =160mm

Vận tốc dài của đai:

1 1

d u

d

Không có sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa mãn

4 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l

4.1 Chiều dài đai L

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 630mm, theo công thức (4.4) chiều dài đai

= 2589mm

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 2700

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo 4.15 i = v/l = 24,59/2,7 = 9,1/s < 10/s

5 Tính góc ôm đai nhỏ

Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc

ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thõa

dc d

p k Z

Thay các thông số vào ta có:

11.1, 25

3,654.0,87.1.1,14.0,95

8 Lực tác dụng lên trục F r , và lực căng ban đầu F o

Lực căng trên 1 đai:

0 1

780

dc d

v α

Lực tác dụng lên trục: trục được tính như sau:

9 Xác định các thông số của bộ truyền đai bằng inventor:

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design V-Belts Component Generator

Chuyển sang tab Calculation để tính toán các thông số của bộ truyền đai Chọn Design number

of belts để tính số đai Nhập các thông số P = 11kw và v = 2935 vg/ph cho kết quả tính toán số đai là z =8

Sau khi tính được số đai ta quay lại Tab Design để thiết kế pully.

Nhập đường kính pully D = 160mm, số đai Các thông số khác của pully được cập nhật từ thư viện khi ta chọn loại đai Pully số 2 thiết kế dựa vào tỉ số truyền Nhập tỉ số truyền u=4 các thông

số của pully số 2 được cập nhật

Sau khi tính toán sơ bộ xong ta kiểm bền bộ truyền đai Chuyển Tab Calculation ta chọn StrengthCheck Máy tính thông báo bộ truyền đai đạt yêu cầu Ta thu được các kết quả như sau:

Bảng 2.1: các thông số bộ truyền đai thang

Project Info

Belt Properties

Minimum recommended pulley datum diameter Dwmin 76.200 mm

Grooved Pulley 1 Properties

Display name Grooved Pulley

Distance from edge Se 12.500 mm

Distance between grooves Sg 19.000 mm

Force on input F1 1278.497 N

Force on output F2 848.206 N

Resultant axle load Fr 2057.596 N

Static tensioning force Fv 2054.595 N

Friction factor fg 0.350 ul

Grooved Pulley 2 Properties

Distance from edge Se 12.500 mm

Distance between grooves Sg 19.000 mm

Resultant axle load Fr 2057.596 N

Static tensioning force Fv 2054.595 N

Friction factor fg 0.350 ul

Strength check

Resultant service factor cPR 4.486 ul

Length correction factor c3 1.150 ul

Number of belts correction factor c4 0.900 ul

Number of pulleys correction factor c5 1.000 ul

Modify friction with speed factor fmod 0.012 s/m

Belt flex frequency fb 15.568 Hz

Number of belts required zer 2.496 ul

Belt installation tension Ft 132.919 N

Maximum tension in belt span Ftmax 159.812 N

Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.

1 Tính toán cấp nhanh (bánh răng nghiêng)

1.1 Chọn vật liệu:

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất tương đối lớn (P dm dc =11kW

),nên cần chọn vật liệu nhóm II.Bánh răng được tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon,thấmnitơ.Do độ rắn cao nên phải cắt răng trước khi nhiệt luyện, sau khi nhiệt luyện phải dùng cácnguyên công tu sửa đắt tiền như mài, mài nghiền v.v Răng chạy mòn rất kém nên phải nâng cao

độ chính xác chế tạo, nâng cao độ của trục và ổ.Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:

1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Sơ bộ chọn  

0 lim

H

H

K S

H

 = 23.HRC = 23.55 = 1265(Mpa) ứng tiếp xúc cho phép tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

0 lim 2

H

 = 23.HRC = 23.55 = 1265 (MPa)

SH - Hệ số an toàn tra bảng 6.2

SH = 1,2

KHL – hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE

NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc

NHE =

3 '

c – số lần ăn khớp ở trường hợp này c = 1

T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti

Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i

t'i - thời gian làm việc tính bằng giờ

lv

t t

lv

t t

Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ

Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1

NHE2 < NHO2 NFE2 > NFO2

1, 2

H

N/mm2 ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :

 2

1265.1, 02 1075

1, 2

H

N/mm2

1 2

[H] (H H ) / 2 (1054 1075) / 2 1064, 5   MPa

Do bánh lớn có ứng suất tiếp xúc cho phép bé hơn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều kiện tiếp xúc

1.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính theo công thức sau:

K : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi Ở đây

quay một chiều nên K = 1 FC

Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn ψ = 0,25 theo 6.6 ba

Với ψ - hệ số chiều rộng vành răng. ba

( 1 1)

0, 7792

Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn

1

3 3

1.3.3 Số răng của bánh răng.

Chọn sơ bộ β = 10° , do đó cosβ = 0,9848, theo (6.31) số răng bánh nhỏ

Z1 =

W

2 os( 1)

3.(26 136)2.250

 = 0,972

d 1 = dw1 + 2.m = 80,26 + 2.3 = 86,26 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 419,76 + 2.3 = 425,76 mmĐường kính vòng chân răng :

2 1

H

M H H

250 0, 004.73.3, 08 6, 218

2.114262.1,16.1, 28



= 1,092

KH = 1,16.1,28.1,092 = 1,621

Theo (6.35) tgβb = cos∝t.tgβ = cos(20,529).tg(13,59) = 0,2264 suy ra βb = 12,76°

với ∝t = ∝tw = arctg(tg∝/cosβ) = arctg(tg20/0,972) = 20,529

ZH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2 os 2 os(12, 76)

1, 723 sin 2 s in41,058

b tw



Z - Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúcTheo (6.37) 

KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

Với da < 700mm KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a)

H 1064,5.1.0,95.1 1011,3

N/mm2

Như vậy σH < [σH] do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

1.5 tính toán kiểm tra độ bền uốn

Theo (6.43)  F

2

250 0, 006.73.3, 08 9, 327

Với εα = 1,685, Yε = 1/εα = 1/1,685 = 0,593

β = 13,59, Yβ = 1 – 13,59/140 = 0,9

Số răng tương đương ZV1 = Z1/cos3β = 26/(0,972)3 = 28,31

ZV2 = Z2/cos3β = 136/(0,972)3 = 148,09

Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,85 YF2 = 3,60

Với m = 3mm YS = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,017 ; YR = 1 (bánh răng phay);

KxF = 1 (da < 400mm) , do đó theo (6.2) và (6.2a)

[σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1] = [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPa

[σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2] = [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :

σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1 = 2.114262.2,2.0,593.0.9.3,85/(62,5.80,26.3) = 68,65 < [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1]

σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2 = σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1.YF2/YF1 = 68,65.3,6/3,85 = 64,19 < [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2]

Vậy độ bền uốn đươc thỏa mãn

1.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính bằng inventor như sau

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates spur gears (thiết kế và tính toán bánh răng), ta có dao diện làm việc như sau:

Trong phần Design Guide (hướng dẫn thiết kế) chọn Module và nhập tỷ số truyền trong mục Desired Gear Ratio (tỷ số truyền) unh = 5,23, nhập góc nghiêng răng ở mục Helix Angle β = 13,590 Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn 250 (mm); trong mục Number of Teeth chọn số răng Z1 = 26; trong mục Facewidth (Chiều rộng vànhrăng) chọn 62,5 (mm); trong mục Unit Correction (dich chỉnh răng) chọn X1 = 0; trong mục Pressure Angle (góc áp lực) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn α = 200; các thông số khác giữ nguyên theo tiêu chuẩn.

Chuyển sang tab calculation chọn Geometry Design (thiết kế hình học) và nhập các thông số của

bộ truyền trong phần Loads: Power (công suất) trên trục I: P1 = 8,782 (KW); Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 734 (vg/ph); Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng η = 0,96.Nhập các thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng 1: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 H1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 H2lim = 1265 (Mpa); ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 F1lim = 750 (Mpa), 2: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 F1lim = 750 (Mpa); số giờ làm việc: Lh = 6 300 16 = 28800 (hr)

Chọn Accuracy (Độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế Ở đây ta chọn cấp chính xác là 9 và tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328:1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328 năm 1997)

Nhấn OK

Chọn Factors (Các thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền, ta chọn KA= 1,25 ul (hệ

số va đập nhẹ), các hệ số khác mặc định theo tiêu chuẩn

Nhấn OK

Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cần thiết cho bộ truyền bên Tab Calculation nhấn chọnCalculate

Sau đó quay lại tab Design chọn Preview… để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền.

Cuối cùng chọn OK ta được bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh Kết quả như sau:

Bảng 1.7 thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Common Parameters

Desired Gear Ratio iin 5.2300 ul

Product Center Distance a 249.999 mm

Total Unit Correction Σxx 0.0002 ul

Base Circular Pitch ptb 9.081 mm

Operating Pressure Angle αw 20.0003 deg

Tangential Pressure Angle αt 20.5286 deg

Tangential Operating Pressure Angle αtw 20.5289 deg

Base Helix Angle βb 12.7561 deg

Limit Deviation of Axis Parallelity fx 0.0390 mm

Limit Deviation of Axis Parallelity fy 0.0190 mm

Base Circle Diameter db 75.151 mm 393.097 mm

Work Pitch Diameter dw 80.247 mm 419.753 mm

Facewidth Ratio br 0.7788 ul 0.1489 ul

Chordal Dimension Teeth zw 4.000 ul 17.000 ul

Dimension Over (Between) Wires M 90.231 mm 430.187 mm

Limit Deviation of Helix Angle Fβ 0.0390 mm 0.0440 mm

Limit Circumferential Run-out Fr 0.0610 mm 0.1050 mm

Limit Deviation of Axial Pitch fpt 0.0230 mm 0.0290 mm

Limit Deviation of Basic Pitch fpb 0.0220 mm 0.0270 mm

Virtual Number of Teeth zv 28.120 ul 147.088 ul

Virtual Pitch Diameter dn 84.360 mm 441.265 mm

Virtual Outside Diameter dan 90.360 mm 447.266 mm

Virtual Base Circle Diameter dbn 79.272 mm 414.654 mm

Unit Correction without Tapering xz 0.2489 ul -3.1763 ul

Unit Correction without Undercut xp -0.6250 ul -7.5833 ul

Unit Correction Allowed Undercut xd -0.7949 ul -7.7533 ul

Addendum Truncation k 0.0000 ul 0.0000 ul

Unit Outside Tooth Thickness sa 0.7266 ul 0.8169 ul

Tip Pressure Angle αa 29.0354 deg 22.1123 deg

Modulus of Elasticity E 206000 MPa 206000 MPa

Bending Fatigue Limit σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaFlim 750.0 MPa 750.0 MPa

Contact Fatigue Limit σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaHlim 1265.0 MPa 1265.0 MPa

Base Number of Load Cycles in Bending NFlim 3000000 ul 3000000 ul

Base Number of Load Cycles in Contact NHlim 100000000 ul 100000000 ul

W?hler Curve Exponent for Bending qF 9.0 ul 9.0 ul

W?hler Curve Exponent for Contact qH 10.0 ul 10.0 ul

Strength Calculation

Factors of Additional Load

Application Factor KA 1.250 ul

Dynamic Factor KHv 1.377 ul 1.377 ul

Face Load Factor KHβ 2.447 ul 2.072 ul

Transverse Load Factor KHα 2.016 ul 2.016 ul

One-time Overloading Factor KAS 1.000 ul

Factors for Contact

Elasticity Factor ZE 189.812 ul

Contact Ratio Factor Zε 0.772 ul

Single Pair Tooth Contact Factor ZB 1.000 ul 1.000 ul

Size Factor ZX 1.000 ul 1.000 ul

Work Hardening Factor ZW 1.000 ul

Factors for Bending

Stress Correction Factor YSa 1.627 ul 1.871 ul

Teeth with Grinding Notches Factor YSag 1.000 ul 1.000 ul

Contact Ratio Factor Yε 0.675 ul

Alternating Load Factor YA 1.000 ul 1.000 ul

Production Technology Factor YT 1.000 ul 1.000 ul

Factor of Safety from Pitting SH 1.409 ul 1.409 ul

Factor of Safety from Tooth Breakage SF 3.641 ul 3.604 ul

Static Safety in Contact SHst 3.039 ul 2.630 ul

Static Safety in Bending SFst 7.386 ul 4.557 ul

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 280 mm

Trong đó theo bảng 6.6, chọn ψba = 0,3 ; với răng thẳng Ka = 49,5 ; theo (6.16)

ψbd = 0,5.0,3(3,06 + 1) = 0,609, do đó theo bảng 6.7, KHβ = 1,08

1.3.2 Môđun bánh răng.

m = 0,01 0, 02 a w 2,8 5,6Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 3 mm

1.3.3 Số răng của bánh răng

Z1 =

W22( 1)

d 1 = dw1 + 2.m = 137,93 + 2.3 = 143,93 mm

d 2 = dw2 + 2.m = 422,07 + 2.3 = 428,07 mmĐường kính vòng chân răng :

df = dw – 2,5m

df1 = dw1 – 2,5m = 137,93 – 2,5.3 = 130,43 mm

df1 = dw2 – 2,5m = 422,07 – 2,5.3 = 414,57 mm

vận tốc bánh răng:

2 1 .

H

M H H

280 0, 004.73.1, 01 2,821

b tw

Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3

2.570544.1, 245 3, 06 1 274.1, 745.0,859

KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

Với da < 700mm KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a)

H 1064,5.1.0,95.1 1011,3

N/mm2

Như vậy σH < [σH] do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn

1.5 tính toán kiểm tra độ bền uốn

Theo (6.43) F 

2

280 0, 006.73.1.01 4, 232

Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,65 YF2 = 3,6

Với m = 3mm YS = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 ; YR = 1 (bánh răng phay);

KxF = 1 (da < 400mm) , do đó theo (6.2) và (6.2a)

[σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1] = [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,004.1 = 485,8 MPa

[σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2] = [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,004.1 = 485,8 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :

σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1 = 2.570544.1,557.0,559.1.3,65/(84.137,93.3) = 104,29 < [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1]

σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2 = σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF1.YF2/YF1 = 104,29.3,6/3,65 = 102,86 < [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPaF2]

Vậy độ bền uốn đươc thỏa mãn

1.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính bằng inventor như sau

Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates spur gears (thiết kế và tính toán bánh răng), ta có dao diện làm việc như sau: