ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
độc lập tự do hạnh phúc
ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6
Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự
nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Số liệu cho trước:
Lực vòng trên băng tải:F
t
=4250
N
Thời hạn phục vụ: 7 năm
Đường king tang băng
tải:D=350mm
Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày:
3
1
Vânj tốc vòng băng
tải:v=0,77m/s
Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5
T/chất tải trọng:quay đều,làm
việc êm
p.k
bd
p
5
6
3
2

+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo
cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt
độ cho phép.Muốn vậy cần có:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
trong đó
dc
dm
P
: công suất định mức của động cơ
dc
dt
P
:công suát đẳng trị của động cơ
+)Do tải trọng không đổi nên ta có:
dc
lv
dc
dt
PP
=
dc
lv
P
: công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
Σ

1000
77,0.4250
==
ct
l
P
kw
Σ
η
:hiệu suất truyền động(toàn hệ thống)
với hệ thống đã cho:
xbrkhol
ηηηηη
...
=
Σ
ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích
Tra bảng 2.3(HD) ta có:
97,0
=
br
η
,
1
=
kh
η
,
99,0
=

Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ:
895,3
==
dc
lv
dc
dt
PP
kw
3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:n
db
3.1)Số vòng quay trên trục công tác: n
ct
:n
ct
=
D
v
.
.10.60
3
π
v/ph
+) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s
+)D: dường kính tang băng tải: D=350mm
→
01,42
350.
77,0.1000.60
==

động cơ ta chọn động cơ sao cho:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
. Tra bảng P1.3 phụ
lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:
Bảng thông số:
kiểu động
cơ
Công
suất
Vòng
quay
cos
ϕ
η
%
dn
T
T
max
dn
K
T
T
4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0
4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ

T
=2,0 →
dc
mm
P
=2,0.4=8 kw
-)
dc
cbd
P
công suất cản banđầu trên trục động cơ

bd
dc
lv
dc
cbd
KPP .
=
K
bd
=1,5;hệ số cản ban đầu
895,3
=
dc
lv
P
→
84,55,1.895,3
==

=42,01 :số vòng quay trên trục công tác
→
8,33
01,42
1420
==
Σ
U
, Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối
tiếp
hng
UUU .
=
Σ
4
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
U
ng
tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
U
h
= U
1
. U
2
, tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U
1
tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh)

U
h
=U
1
.U
2
U
1
=0,85
3
2
47,18
=5,76 →U
2
=
2,3
76,5
47,18
1
==
U
U
h
III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph)

ii
i
i
U

U
n
I
v/ph
+) Tốc độ quay trên trục III; n
III
=
03,77
2,3
52,246
2
==
U
n
II
v/ph
+) tốc độ quay trên trục IV : n
IV
=
1,42
83,1
03,77
==
ng
III
U
n
v/ph
2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw)
+)trục I : P

ηη
.
= 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw
+)Trục IV: P
IV
= P
III
.
olx
ηη
.
=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw
5
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm)
T
i
=
i
i
n
P.10.55,9
6
-)P
i
công suất trên trục i
-)n
i
số vòng quay trên trục i

6,741769
1,42
27,3.10.55,9
6
=
N.mm
4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán:
Tốc độ
quay
v/ph
Tỉ số truyền Công suất
Kw
Mômen
xoắn(N.mm)
Trục đông
cơ
1420 1 4,0 26195,25
TrụcI 1420 3,85 25892,6
5,76
TrụcII 246,52 3,7 143335,22
3,2
TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73
1,83
TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6
PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1)Chọn loại xích
6
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149

= 27 (răng)
-từ số răng đĩa xích nhỏ : Z
1
=27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là:
Z
2
= u.Z
1

Z
≤
max
Z
max
=120 đối với xích con lăn
→Z
2
=1,83.27 = 56,25
→chọn Z
2
=49 ≤Z
max
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
U
x
=
27
49
1
2

=
925,0
27
25
1
01
==
Z
Z
(Z
01
số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)
K
n
=
1
01
n
n
:hệ số vồng quay
+n
01
tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n
1
→k
n
=
03,77
50
=0,65

+k
dc
=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được
+k
bt
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
+k
bt
=1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)
+k
d
hệ số tải trọng động
+k
d
=1:tải trọng làm việc êm
+k
c
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
+ k
c
=1 làm việc 1 ca
→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625
Vậy :P
t
=3,55..1,625.1.0,.65 =3,05(kw)
Tra bảng 5.5(hd) với n
01
=50 (v/ph)
Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :
p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:

5,952..4
75,31.)2749(
2
4927
75,31
5,952.2
2
2
π
−
+
+
+
=98,4 (mắt xích)
chọn x = 98 mắt xích
+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:
: a = 0,25p{x
c
-0,5(Z
2
+Z
1
) +
[ ] [ ]
2
12
2
12
/)(2)(5,0
π

[ ]
s
FFFk
Q
vtd
≥
++
0
.
Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5
3
N
k
d
:hệ số tải trọng động
k
d
= 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)
F
t
lực vòng:F
t
=
v
P1000
(v=
1,1
60000
..
11

ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
→s=
02,22
6,463,14027,3227.2,1
10.5,88
3
=
++
theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph
→[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền
e) Đường kính đĩa xích
+) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
: d
1
=
)sin(
1
Z
p
π
=
48,273
27
180
sin
75,31
=
mm
:d

-2r
với r =0,5025.d
1
+0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm
d
1
=15,88 tra bảng 5.2(hd)
→d
f1
=273,48-2.9,62 =254,2 mm
→ d
f2
=d
2
-2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm
Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd)
f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền
+) ứng suất tiếp xúc:
H
σ
trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều
kiện :
[ ]
σσ
≤
+
=
d
vddtr
H

H
] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa
*)với đĩa xích nhỏ k
d
= 1: hệ số phân bố không đều tải cho các
dãy(xích một dãy)
*)k
d
= 1 hệ số tải trọng động
*)k
r
: hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào Z
Z
1
= 27→k = 0,42
10
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
*) E = 2,1.10
5
MPa
*)A = 180 mm
2
tra bảng 5.12(hd)
→
1.262
10.1,2).2,31.27,3227(396,0
.47,0
5
+

F
vd
=13.10
-7
.n
ct
.p
3
.m
+)với n
ct
=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4
→F
vd
=13.10
-7
.42,1.31,75
3
.1 = 1,75
1.262
10.1,2).75,11.27,3227.(23,0
.47,0
5
2
+
=
H
σ
=362,62 MPa
Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1

,
MPa
ch
580
1
=
σ
, chọn HB
1
=250
+) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có:
MPa
b
750
2
=
σ
,
MPa
ch
450
2
=
σ
, chọn HB
2
=230
2)T ính ứng suất cho phép :
11
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149

H
53070230.2702
2
0
2lim
=+=+=
σ

MPaHB
MPaHB
F
F
414230.8,1.8,1
450250.8,18,1
22lim
11lim
===
===
σ
σ
Ứng suât tiếp xúc cho phép: [
σ
]
Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[ ]
HLXHVR
H
H
H
KKZZ

N
+) N
HO
là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO1
=30.H
HB
2,4
→N
HO1
=30.250
2,4
=1,7.10
7

→N
HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
=60 .c.n.t
Σ
trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t

1H
σ
] =
MPa
S
H
H
18,518
1,1
570
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
81,481
1,1
530
0
lim
==
σ
Ta sử dụng bánh răng ngiêng có:

σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]
F
SR
0
.lim
S
..... YYKKK
FLXFFCF
F
σ
σ
=
với : +)
0
limF
σ
Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+)
0
1limF
σ
= 1,8.HB
1
=1,8.250 =450 MPa
+)
0
2limF

HE2
=24,18.10
7
Ta thấy :N
FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N
Fo
→K
Fl
=1
+)Y
S
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng
suất :<
_)K
XF
hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền
uốn
Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
13

0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa
S
F
F
F
57,236
75,1
1.1.414
0
lim2
2
===
σ
σ
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285<350 nên:
[ ]
MPa
chF
464580.8,0.8,0
max
1
===
σσ

=500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
+) Tra bảng 6.6(hd)chọn
ba
Ψ
=0,3
+) Tra bảng 6.5(hd)chọn K
α
=43 (MPa
1/3
)
+)Với hệ số:
bd
Ψ
=0,53
07,1)176,5.(53,0.3,0)1(
=+=+Ψ
u
ba
Tra bảng(hd), chọn
17,1
=
β
H
K

-)Xác định số răng Z
1
, Z
2
, chọn sơ bộ
9848,0cos10
0
=→=
ββ
14
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
+) số răng bánh nhỏ: Z
1=
97,27
)176,5.(25,1
9848,0.120.2
)1.(
cos..2
=
+
=
+
um
a
w
β
, chọn
Z
1

03822,0
1000
.
==∆
ty
Zk
y
Góc ngiêng :
β
: cos
β
=
w
a
ZZm
.2
)(
21
+
=
947,0
120.2
)15527(25,1
=
+
→18,57thuộc khoảng:8÷20
0
(với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)
4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn

H
hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+)
b
β
góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
+) tg
βαβ
tg
tb
.cos
=
, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh:
ttw
αα
=
=arctg(tg
α
/cos
β
)=27,03

14,3.25,1
57,18sin.36
sin.
==
π
β
m
b
w
>1→Z
ε
=
α
ε
1
+)
β
ε
hệ số trùng khớp dọc:
15
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
6,1cos..)
96
1
32
1
(2,388,1
=


=1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3
K
H
α
hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng
+) vận tốc vòng của bánh răng:v=
60000
..
1
nd
w
π
+) d
1w
đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

=
+
=
+
=
176,5
120.25,1
1
.25,1
1
u
a
d

)176,5.(36,1.6,25892.2
2
=
+
Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
XHRv
cx
H
KZZ ..
σσ
=
Trong đó
[ ]
MPa500
=
σ
,;- Với v=2,55<5m/s , lấy Z
v
=1
Đường kính vòng đỉnh d
a
<700→lấy K
XH
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5÷1,5

[email protected]
Có:
[ ]
%5%88,2100.
475
3,461475
<=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
Như vậybộ truyền thỏa mãn
điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng dược tiết
kiệm tối ưu
d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép :
][
.
][
..
...2
2
F1
F21
2
1

: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw

=
34,4mm)
Y
ε
=
α
ε
1
: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
α
ε
là hệ số
trùng khớp ngang

625,0
6,1
1
==
ε
Y
:
140
1
β
β
−=
Y
hệ số kể đến độ ngiêng của răng :

57,18cos
155
3
=181,96
Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5
Tra bảng 6.18 (hd) ta có:
,
F1
Y
=3,4, Y
F2
=3,52
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=K
F
β

. K
F
α
. K
Fv
tra bảng
6.10(hd)
: K
F
α

0
==
u
a
vg
w
H
σ
→K
Fv
=1+
07,1
37,1.2,.1.6,25892.2
4,34.5,34.6
=
→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=1,.2.1,37.1,07 =2
Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động
5,95
5,1.2,38.5,34
39,3.91,0.59,0.2.957,25932.2
1
==
F
σ
+)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động
16,99
39,3
52,3.5,95

σ
]
cx
= [
2F
σ
].Y
R
.Y
s
.K
XF
=236,57.1.1,06.1=250,76>
2F
σ
Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn
2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số quá
tải :
K
qt
= 1,5
+) ứng suất tiếp xúc cực đại :
48,5755,1.88,469.
max
===
qtHH
K
σσ
<[

]
max
=101,41.1,5 =152,11 <464 MPa
Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt
lượn chân răng
18
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11
(hd) ta có :
+) Khoảng cách trục : a
w
=120 mm
+)chiều rộng vành răng : b
1w
=40 mm, b
2w
=34 mm
+) góc prôfin gốc
α
= 20
0

+)Góc ngiêng răng :
0
57,18
=
β
+)Góc frôfin răng:
4,20)cos/(

mm
Z
4,204
cos
2
=
β
+)Đường kính vòng lăn:
5,206
15527
4,204.96,0.2
4,204
366,35.
15527
96,0.2
6,35
2
1
=
+
+=
=
+
+=
w
w
d
mmd
Đường kính đỉnh răng:d
a1

=600MPa
2)T ính ứng suất cho phép :
a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [
σ
]
tra bảng 6.2(hd) ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH
o
σ
=
2HB+70
19
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF
σ
=1,8.HB
Hệ số an toàn khi tinh về uốn S
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ :HB
1
= 275
Chọn độ rắn bánh răng lớn HB

→N
HO1
=30.275
2,4
=2,145.10
7

→N
HO2
=30.260
2,4
=1,875.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
=60 .c.n.t
Σ
trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t
Σ
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
+) t
Σ
=
16352
3.5
7.24.4.365

R
.Z
V
.K
XH
= 1
+) Bánh nhỏ: [
1H
σ
] =
MPa
S
H
H
64,563
1,1
620
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
36,536

MPa
chH
1260450.8,2.8,2
1
max
1
===
σσ
[ ]
MPa
chH
952340.8,2.8,2
2
max
2
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]
F
SR
0
.lim
S
..... YYKKK

FO1
=N
FO2
=4.10
6
(mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:N
FE
= N
HE
:
N
FE1
=N
HE1
=27,7519.10
7
N
FE2
= N
HE2
=92,813.10
6
Ta thấy :N
FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N

→
[ ]






===
MPa
s
F
F
F
714,205
75,1
.360
0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa
S
F
F
F
143,185

=K
α
.(u+1).
[ ]
baH
H
u
KT
Ψ
..
.
2
1
σ
β
21
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
Trong đó +)K
α
hệ số vật liu của ặpp bánh răng:
+)T
1
mô men xoắn trên trục chủ động:trục II
+)
[ ]
H
σ
ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền

w
=43.(3,2+1).
=
3
2
38,0.2,3.550
13,1.22,143335
137,4:chọn bằng 140mm
b)Xác định các thông số ăn khớp :
-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a
w
=(1,4÷2,8)
Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5
-Chiều rộng vành răng:b
mma
baww
2,5338,0.140.
==Ψ=
Chọn b
mm
w
53
2
=
và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b
1w
=60mm>b
2w
-)Xác định số răng Z
1

1
=3,2.43=137,6 chọn Z
2
=137răng
→tỉ số truyền thực:u
t
=
3
32
96
1
2
==
Z
Z
Góc ngiêng :
β
: cos
β
=
w
a
ZZm
.2
)(
21
+
=
=
+

=
ε
σ
[ ]
H
σ
≤
Trong đó :
+)Z
m
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp ,
tra bảng 6.5(hd) được: Z
m
=274 (MPa
1/3)
+)Z
H
hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+)
b
β
góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin

b
β
=14,4
0
.Vậy Z
H
=
71,1
68,20.2sin
4,14cos.2
=
+)Z
ε
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Ta có :
β
ε
=
98,2
14,3.5,1
36,15sin.53
sin.
==
π
β
m
b
w
>1→Z
ε

=
+)K
H
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :K
H
=K
H
β
.K
H
α
.K
HV
TRONG ĐÓ: K
H
β
=.1,12, tra bảng 6.7(hd) .ứngvới sơ đồ 3
K
H
α
hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng
+) vận tốc vòng của bánh răng:v=
60000
..
1
nd
w
π
+) d

+) tra bảng 6.14(hd)ta được K
α
H
=1,13
+) K
HV
hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùngăn khớp:
K
.
...2
..
1
1
1
αβ
HH
wwH
HV
KKT
dbv
+=
Với:
Ta cóv
H
=
92,0
99,2
130
.96,0.73.002,0...
00

vậy
.274
=
H
σ
1,71.0,78.
MPa55,519
16,66.2,3.53
)12,3.(265,1.22,143335.2
2
=
+
Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
XHRv
cx
H
KZZ ..
σσ
=
Trong đó
[ ]
MPa550
=
σ
,;- Với v=0,92<5m/s , lấy Z
v
=1
Đường kính vòng đỉnh d

[ ]
cx
H
σ
:
Có:
[ ]
[ ]
%56,0
5,522
55,5195,522
=
−
=
−
cx
H
H
cx
H
σ
σσ
thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
5)Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn
+)Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân
răng không đwowcj vượt quá một giá trị cho phép:
24
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
][

Trong đó T
1
=143335,22 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm
M: mô đun pháp mm
bw
:
chiều rộng vành răng
: dw
1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw

=
66,66mm)
Y
ε
=
α
ε
1
: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
α
ε
là hệ số
trùng khớp ngang

6,0
65,1
1
==
ε

1
==
β
Z
tương tự ta có
:
Z
v2
=
36,15cos
137
3
=152,79
Vì dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh : x=0
Tra bảng 6.18 (hd) ta có:
,
F1
Y
=3,7, Y
F2
=3,6
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=K
F
β

. K

Trong đó:v
H =
72,27
99,2
130
.96,0.73.06,0...
0
==
u
a
vg
w
H
σ
→K
Fv
=1+
02,1
37,1.17,1.22,143335.2
66,66.53.49,2
=
25