Thuyết minh đồ án chi tiết máy

PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Ι . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện :
Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn
loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đẩm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tó
kỹ thuật ... Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp :
- Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị 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 các thiết bị vận
chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ...
- Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
+ Động cơxoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng
là chủ yếu.
+ Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng
- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có
nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi
động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn
(>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc .
- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc .
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc
trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá
thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận
tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ .
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản,
giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosϕ thấp) so với động cơ ba pha đồng
bộ, không điều chỉnh được vận tốc .
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc.

1.2. Chọn công suất động cơ:
Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm
việc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy :
dc
Pdmdc ≥ Pdtdc
: công suất định mức của động cơ
Pdm
Pdtdc : công suất đẳng trị trên trục động cơ
1


2

⎛ P ct ⎞ t
dc
Pdt = plv Σ ⎜⎜ i ct ⎟⎟ i
Vì tải thay đổi nên :
∑ t ck
i =1
⎝ Plv ⎠
Plvct : công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác
Pi ct : công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i
Plvdc : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ
t , t ck : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ
dc

3

i

dc
lv

P =

Pdtct

ηΣ

η ∑ : Hiệu suất chung của trạm dẫn động
2
η ∑ = η k .η brt
.η o4 .η x

η x : Hiệu suất bộ truyền xích

Trong đó :

ηbrt : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp
η o : Hiệu suất của một cặp ổ lăn
η k : Hiệu suất của nối trục đàn hồi

Tra bảng 2.3 [I]/19 ta có
Bộ truyền xích
0,97

η

2

Bánh răng trụ
0,98

ổ lăn
0,995

Nối trục đàn hồi
1

4

η ∑ = 1.0,98 .0,995 .0,97 = 0,91

=>

Plvct : công suất làm việc trên trục công tác, giá trị :
Plvct =

=>

dc
lv

P =

Ft .v
4600.1,05
=
= 4.83 (kW)
1000

1000

Plvct

ηΣ

=

4,83
= 5,3 (kW)
0,91
2

dc
Vậy Pdt = 5,3.

2

2

⎛T ⎞
⎛ 0,8T ⎞
⎛ 0,5T ⎞
⎜ ⎟ .0,2 t ck + ⎜
⎟ .0,5 t ck + ⎜
⎟ .0,3 t ck
⎝T ⎠
⎝ T ⎠
⎝ T ⎠
= 4.08 (kW)

0,2 t ck + 0,5 t ck + 0,3 t ck

Vậy động cơ phải có công suất thoả mãn điều kiện:

Pdmdc ≥ 4,08 (kW)
2


1.3 . Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb
Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khối lượng và giá
thành giảm ( vì số đôi cực giảm ), trong khi đó hiệu suất và hệ số công suất (cos ϕ )
càng tăng. Vì vậy người sử dụng muốn có số vòng quay cao.
Tuy nhiên, dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức là
phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn. Do đó kích thước, khối lượng
bộ truyền lớn. Vì vậy khi thiết kế phải phối hợp cả 2 yếu tố trên, đồng thời căn cứ vào
sơ đồ hệ thống dẫn động cần thiết để chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ. Theo
tiêu chuẩn có các số vòng quay : 3000 v/p;1500 v/p;1000 v/p; 750 v/p;600 v/p và 500
v/p
Với hệ dẫn động băng tải nên: nct =

60.10 3.v 60.10 3.0,3
=
= 66,85 (v/ph)
πD
π .300

Trong đó
D: Đường kính tang dẫn của băng tải(mm).
v: Vận tốc vòng của băng tải(m/s).
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500(v/p) vì trên các ổ hay sự

truyền giữa các bánh răng có ma sát và trừ đi sự trượt 3%
Vậy tốc độ vòng quay của trục công tác :
ndb=1450(v/p)
Tỷ số truyền sơ bộ của toàn hệ thống.
Xác định theo công thức

u sb =

n db 1450
=
= 21,69
nct 66,85

ndb: Số vòng quay của động cơ.
nct: Số vòng quay của trục công tác.
Mặt khác tỉ số truyền của hệ dẫn động là:

u ∑ = u br .u x
Trong đó:

ubr: Tỉ số truyền bánh răng trụ 2 cấp
ux: Tỉ số truyền của bộ truyền xích

Tra bảng 2.4 [I]/21 ta có
ubr = 8 ÷ 40
ux = 1,5 ÷ 5
3


=> u Σ = 12 ÷ 200

Ta thấy usb = 21,69 ∈ (12÷200 ) thỏa mãn điều kiện. Vậy chọn số vòng quay đồng
bộ của động cơ là ndb=1450(v/p)
1.4 . Chọn động cơ:
dc
Từ bảng P1.3[I]/236 căn cứ vào điều kiện Pdm ≥ 4,08 (kW), và ndb=1450(v/ph) ta
chọn loại động cơ 4A112M4Y3

Loại động cơ

Vận tốc
quay
(v/ph)

Công
suất
(kW)

Cosϕ

η%

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

4A112M4Y3

1425

5,5

0,85

85,5

2,2

2,0

1. 5 . Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
a . Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống
dc
dc
tức là: Pmm ≥ Pcbd (kW )
TK dc
dc
dc
dc
Pdm
Pmm
: Công suất mở máy. Pmm = K mm .Pdm =
Tdn
dc

=> Pmm =2,0.5,5 = 11 (kW)
Pbddc : Công suất của lực cản ban đầu
dc
dc
Pcbd

= Plv .K bd =5,3.1,3 = 6,89 (kw) < 11 (kW)

=> Động cơ được chọn thoả điều kiện mở máy.
b . Kiểm tra điều kiện quá tải:
Đối với trường hợp tải thay đổi quay một chiều vì công suất định mức của động cơ
chọn theo công suất đẳng trị, do đó có những giai đoạn công suất làm việc sẽ vượt quá
công suất định mức của động cơ. Để tránh hiện tượng này cần kiểm tra quá tải cho
động cơ:
dc
Pmax
≥ Pqtdc

4


dc
Pmax
= K qt Pdmdc =

Tmax dc
Pdm = 2,2.5,5 = 12,1( kW )
Tdn

dc
pqtdc = T = plvct = 4,83 < Pmax
Vậy điều kiện quá tải của động cơ được thoả mãn.

II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
Tỉ số truyền của toàn hệ thống:
UΣ =

ndc 1425
=
= 21,32
nct 66,85

1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp :
Vì hệ dẫn động gồm bộ truyền bánh răng 2 cấp nối với 1 bộ truyền ngoài hộp
=> U ng = (0,15 ÷ 0,1)U Σ = (0,15 ÷ 0,1)21,32 = 1,78 ÷ 1,46
Chọn Ung = 1,6
U Σ 21,32
=
= 13,325
1,6
U ng
2 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp :

=> U h =

Uh = U1.U2
Với hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp khai triển ta có:
2
- Tỷ số truyền cấp nhanh: U 1 = 0,825.3 U h = 0,825.3 13,325 2 = 4,63
U h 13,325
=
= 2,88
- Tỷ số truyền cấp chập : U 2 =
U1
4,63

III . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC

5


1 . Tính tốc độ quay của trục :
nI =

ndc
= nđc = 1425 (v/ph) (vì uk = 1)
uk

n I 1425
=
= 307,77(v / ph)
u1 4,63
n
307,77
= II =
= 106,86(v / ph)
u2
2,88
n
106,86
= III =
= 66.79(v / ph)
un
1,6

n II =

n III
n IV

. Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
Pi = Pi-1.η ∑ i
I
dc
P = P lv .ηk.ηo = 5,3.1 . 0,995 = 5,27(kW)
PII = PI.ηbr.ηo = 5,27 . 0,98 . 0,995 = 5,13 (kW)
PIII = PII. ηbr.ηo = 5,13. 0,98 . 0,995 = 5,00 (kW)
PIV = PIII.ηx.ηo = 5,00. 0,97 . 0,995 = 4,82 (kW)
3 . Tính momen xoắn trên các trục :
6


9,55.10 6.Pi
Áp dụng công thức : Ti =
ni

9,55.106.5,27
= 35318,24( Nmm)
=> TI =
1425
9,55.10 6.5,13
TII =
= 159182,18( Nmm)
307,77
9,55.10 6.5,00
TIII =

= 446846 ,34( Nmm )
106,86
T IV =

9,55 .10 6 .4,82
= 689189 ,99 ( Nmm )
66 ,79

9 ,55 .10 6 .5,3
= 35519 , 29 ( Nmm )
1425
4. Bảng số liệu tính toán:
T dc =

Trục đc
Trục I

Tốc độ quay
n (v/ph)
1425

Tỷ số truyền
1

Công suất
(kW)
5,3

Momen xoắn
(N.mm)

35519,29

5,27

35318,24

5,13

159182,18

5,00

446846,34

4,82

689189,99

1425
4,63

Trục II

307,77
2,88

Trục III

106,86

Trục IV

66,79

1,6

PHẦN II
7


THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
I/- CHỌN LOẠI XÍCH:

Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích
con lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là :
- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế
- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng
- Phù hợp với vận tốc yêu cầu
- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống
Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy .
II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền:
1/- Chọn số răng đĩa xích:

Từ phần I ta đã tính toán và xác định được:
Ux =Ung = 1,6
nx = nIII = 106,86(v/ph); Px = PIII = 15,782(kW)
Tra bảng 5.4 [I]/80 với Ux = 1,6. Ta chọn:
Z1 = 27 (Z1 là số răng đĩa xích nhỏ).
Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z2 là:
Z2 = Ux.Z1≤ Zmax.

Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một
thời gian làm việc.
Zmax = 120 đối với xích ống con lăn.
Z2 = Ux.Z1 = 1,6.27 = 43,2. Chọn Z2 = 45 < Zmax= 120.
Tỉ số truyền thực: Uxt =

45
= 1,66
27

2/- Xác định bước xích p:

Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền
mòn.
8


Ptx = P.k.kZ.kn ≤[P]. (1)
Trong đó:

Ptx, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=PIII), công
suất cho phép.
kZ: Hệ số số răng.
kZ =

Z 01
,
Z1

Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z01= 25.

→ kZ =

25
= 0,926
27

kn: Hệ số số vòng quay. kn =

n01
n1

Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=106,86(v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph).
→ kn =

200
= 1,87
106,86

Ta có: Hệ số sử dụng
k = k0. ka. kdc. kbt. kd. kc
Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có:
k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1.
(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang < 400).
ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách
trục a=(30...50)p ).
kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1 (ứng
với vị trí trục không điều chỉnh được).
kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbtr = 1,3 ( vì môi trường có bụi,
bôi trơn loại II).
kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,25 (vì tải trọng

động )
9


Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc
2ca/ngày).
Vậy:
k = 1.1.1,3.1.1,25.1,25 = 2,03.
Vậy ta xác định được Ptx từ công thức trên:
Ptx = P.k.kZ.kn = 5,00.2,03.0,926.1,87 = 17,58(kW).
Ptx = 17,58(kW) ≤ [P].
Với n01 = 200(v/phut). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích:
bước xích p = 31,75(mm).
[P] = 19,3 (kw)
dc=9,55(mm) ( Đường kính chốt xích)
B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích
Ptx = 17,58 (KW) < [P] = 19,3 (KW).
Thoả mãn điều kiện (1)
Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 106,86 < 300(v/phut).
p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép.
Ù Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền
3/. Khoảng cách truc và số mắt xích:

Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa
xích a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng
cách trục không nên quá lớn a ≤ amax = 80.p.
Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm).
Từ khoảng cách trục a = 1270.(mm). Ta xác định được số mắt xích x:
2

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) . p 2.1170 27 + 45 (45 − 27 ) .50,8
x=
+
+
=
+
+
= 116,01
2
31,75
2
p
4Π 2 a
4.3,14 2.1270
2

Lấy số mắt xích: x = 116.
10


Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 116.

a* =

[x − 0,5(z 2 + z1 )]2 − 2[(z 2 − z1 ) / π ]2 }

0,25.p {x- 0,5.(z2 + z1) +

= 0,25.31,75. {116- 0,5.(45+27) +

[116

− 0 , 5 (45 + 27

)]2

− 2 [(45 − 27 ) / 3 ,14

]2 }

= 1266 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng Δa.
Δa = (0,002..0,004)a.
Chọn Δa = 0,004.a = 0,004.1266 ≈ 5.
Do đó: a = 1266 – 5 = 1261 (mm).
Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số
lần va đập i của bản lề xích trong một giây:
i=

z1 .n1 27.106,86
=
= 1,65 .(lần/s)
15.x
15.116

Điều kiện : i ≤ [i].
[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây.
Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 31,75mm. ta có: [i] = 25.
Vậy i = 1,65 < [i] = 25.

=> thoả mãn

4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số
an toàn:
Theo công thức :

s=

Q
≥ [S ] .
k d .Ft + F0 + FV

Trong đó:
Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=31,75mm)
Q = 88,5kN = 88,5.103(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8
Kd : hệ số tải trọng động

Kd = 1,7( Chế độ tải trọng trung bình)
11


Ft: Lực vòng, Ft = 1000.

Px
.
V

z1 p.n1 27.31,75.106,86
=
= 1,53(m / s )
Trong đó: v =
60.10 3
60.10 3
→ Ft =

1000.5
= 3267,97( N )
1,53

FV: Lực căng do lực li tâm sinh ra.
FV = q.V2 = 3,8.(1,53)2 = 8,89 (N).
F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.kf.q.a(N).
Trong đó:
a: khoảng cách trục; a=1261 mm =1261.10-3 m
kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷0,02)a
Lấy kf = 6 ( Bộ truyền nghiêng một góc < 400).
→ F0 = 9,81.6.3,8.1261.10-3 = 282,04(N).
Vậy ta tính được s

Q
226,8.103
s=
=
= 23,29 .
kd .Ft + F0 + FV 1,2.7523,8 + 668,8 + 42,7
Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =31,75 mm và n1=nx=106,86 ta tìm được

[S] = 8,5
Vậy S = 15,13 > [S] = 8,5 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
5/. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:

a/. Xác định thông số của đĩa xích:
- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:
d1 =

P
P
và d2 =
⎛π ⎞
⎛π ⎞
Sin⎜⎜ ⎟⎟
Sin⎜⎜ ⎟⎟
⎝ z1 ⎠
⎝ z2 ⎠

12


→ d1 =

31, 75
= 273 , 48 ( mm )
⎛ 180 ⎞
Sin ⎜
⎟
⎝ 27 ⎠

→ d2 =

31,75
= 455 ,15 ( mm )
⎛ 180 ⎞
Sin ⎜
⎟
⎝ 45 ⎠

- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:
⎡
⎛ π ⎞⎤
⎡
⎛ 180 ⎞⎤
⎟⎥ = 287,51(mm)
da1 = p. ⎢0,5 + cotg⎜⎜ ⎟⎟⎥ = 31,75.⎢0,5 + cotg⎜
z
27
⎝
⎠⎦
⎣
1
⎠
⎝
⎣
⎦
⎡
⎛ π ⎞⎤
⎡
⎛ 180 ⎞⎤

⎜⎜ ⎟⎟⎥ = 31,75.⎢0,5 + cot g ⎜
+
0,5
cotg
⎟⎥ = 469,92(mm)
da2 = p. ⎢
z
45
⎝
⎠⎦
⎣
⎝ 2 ⎠⎦
⎣

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:
df1 = d1 - 2r. Tra bảng 5.2[I]/78 với p=31,75=> d1 = 19,05 (mm)
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm).
→ df1 = d1 - 2r = 273,48 - 2.9,62 = 254,24(mm).
df2 = d2 - 2r = 455,15 - 2.9,62 = 435,91(mm)
b/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Đĩa xích 1
ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:

σ H 1 = 0,47.

k r1 (Ft .k d + Fvd ).E
≤ [σ H 1 ]
A.k kd

Trong đó: [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86
=>[σH] =500…600 MPa
Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được
độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →[σH] = 600MPa.
kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z.
Với Z1 = 27

=> kr1 = 0,42
13


FVd1: Lực va đập trên m dây xích
FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m
n1 = 106,86(v/phut)

Với

P = 31,75 mm
m:số dãy xích m = 1
→ FVd1 = 13.10-7. 106,86. 31,753.1 = 4,45 (N)
Ft: Lực vòng = 3267,97 (N).
kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2.
A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được
A = 262 (mm2).
Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy.
E=

2 E1 E 2
, Môđun đàn hồi MPa.
E1 + E 2

E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.

E = 2,1.105 MPa.
Vậy ứng suất tiếp xúc σH:
δ H 1 = 0,47.

0,42.(3267,97.1,2 + 4,45).2,1.10 5
= 540,32( MPa)
262.1

σH1 = 540,32 Mpa.
Mà theo trên ta tra bảng được [σH1] = 500…600 MPa.
Thoả mãn điều kiện σH1<[σH1].

Đĩa xích 2:
Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện:

δ H 2 = 0,47.

k r 2 (Ft 2 .k d + Fvd ).E
≤ [δ H 2 ]
k kd . A

Với z2 =45 => kr 2 = 0,26 và FVd2 = FVd1 = 4,45(N), Kkd= 1,2, Ft= 3267,97 (N)
=262(mm2). E = 2,1.105 MPa
14

A

δH2

0,26.(3267,97.1,2 + 4,45).2,1.10 5
= 0,47.
= 425,12( MPa)
262.1

Ta thấy δH2=425,12< [δH2]=500MPa => Thoả mãn điều kiện.
6/- Xác định lực tác dụng lên trục:

Xác định theo công thức 5.20[I]/92:
Fr = kx.Ft =

6.10 7.k x .P
Z . p.n

Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,15. Vì đây là bộ truyền nghiêng
một góc < 400.
→ Fr = 1,15.3267,97 = 3758,16 (N).
7/- Thông số kích thước bộ truyền xích:

- Số răng đĩa xích 1 và 2: Z1 = 27, Z2 = 45 (răng).
- Tỉ số truyền thực: Ux = 1,66.
- Bước răng: p=31,75(mm).
- Khoảng cách hai trục a = 1261 (mm).
- Số mắt xích x = 116 (mắt).
- Đường kính vòng chia của đĩa xích 1 và 2: d1 = 273,48(mm),
d2 = 445,15(mm).
- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1 và 2: da1 = 287,51(mm),
da2 = 469,92(mm).

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1 và 2: df1 = 254,24(mm),
df2 = 435,91(mm).

PHẦN III
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
1.Chọn vật liệu:

15


Vì hộp giảm tốc chịu công suất,vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm I là loại
vật liệu có HB ≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp
nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện. Đồng thời bộ truyền có khả năng
chạy mòn.Chọn vật liệu có ký hiệu và cơ tính sau :
Loại
bánh
răng
Nhỏ

Nhãn
hiệu thép

Nhiệt
luyện

Độ rắn

45

Lớn

45

Tôi cải
thiện
Thường
hoá

HB241...285

Giới hạn
bền σ b
Mpa
750

Giới hạn
chảy σ ch
MPa
450

HB192...240

600

340

2.Ứng suất cho phép:
σ H0 lim
.Z R .Z V .K xH .K HL

SH
σ0
: [σ F ] = F lim .YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF

* ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] =
* ứng suất uốn cho phép

trong đó :
Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K xH : 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 đối với tập trung ứng suất
K xF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính
thiết kế sơ bộ lấy : Z R . Z v . K xH =1 YR . Ys . K xF =1
do đó : [σ H ] =

σ H0 lim

σ F0 lim

.K HL và [σ F ] =
.K FC .K FL
SH
SF
Tra bảng 6.2[I]/94 ta chọn :
• ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : σ H0 lim =2.HB+70
• hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
: S H =1,1

• ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
: σ F0 lim =1,8.HB
• hệ số an toàn khi tính về uốn
: S F =1,75
• chọn độ rắn bánh răng nhỏ
: HB1 =220
• chọn độ rắn bánh răng lớn
: HB2 =210

Như vậy : σ H0 lim1 = 2. HB1 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa)
16


σ H0 lim 2 = 2. HB2 + 70 = 2.210 + 70 = 490 (Mpa)
σ F0 lim1 = 1,8. HB1 = 1,8.220 = 396 (MPa)
σ F0 lim 2 = 1,8. HB2 = 1,8.210 = 378 (MPa)

+) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một
phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt
KFC = 1;
+) KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ.
KHL =

mF

N HO
N HE

và KFL =

mF

N FO
N FE

m H , mF : Bậc đường cong mỏi.
mH = mF = 6
N HO , N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn.
2, 4
* N HO = 30.H HB
2, 4
2, 4
=> N HO1 = 30.H HB
=1,25.107
1 = 30.220

2, 4
2, 4
N HO 2 = 30.H HB
=1,12.106
2 = 30 .210

* N FO1 = N FO 2 = 4.10 6 .(với tất cả mọi loại thép)
• Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương :
vì tải trọng thay đổi nên:

N

HE

= 60 .c .∑

⎡⎛ T
⎢ ⎜⎜ i
⎢⎣ ⎝ T max

3
⎤
⎞
⎟⎟ . n i .t i ⎥
⎥⎦
⎠

Trong đó :
Ti : mômen xoắn
ni : số vòng quay trong một phút
t i : số giờ làm việc ở chế độ ứng với mô men xoắn Ti
i : chỉ số chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét
Tmax : mômen xoắn lớn nhất của bộ truyền
c : số lần ăn khớp trong một vòng quay
t : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
∑
t

∑

2
3

2

3

= .24. .365.6 = 23360 (giờ)

N HE 2

⎡⎛ T
= 60.c.ni .t .∑ ⎢⎜⎜ i
∑
⎢⎣⎝ Tmax

=9,85.108 > N HO 2 =1,25.107
lấy NHE1 = NHO1
NHE2 = NHO2

[

]

3
⎞ ti ⎤
13.0,2 + 0,8 3.0,5 + 0,5 3.0,3
⎟⎟ .
⎥ = 60.1.1425.23360.
N HE 2
0,2 + 0,5 + 0,3
⎠ ∑ t i ⎥⎦

• KHL = KHL1 = KHL2 = 6

N HO
= 6 1 =1
N HE

• Số chu kì thay đổi ứng suất uốn tương đương :
17


N FE
N FE 2

⎡⎛ T
= 60.c.n i .t .∑ ⎢⎜⎜ i
∑
⎢⎣⎝ Tmax

⎡⎛ T
= 60.c.∑ ⎢⎜⎜ i
⎢⎣⎝ Tmax

6
⎤
⎞
⎟⎟ .ni .t i ⎥
⎥⎦
⎠

[

]

6
⎞ ti ⎤
16.0,2 + 0,8 6.0,5 + 0,5 6.0,3
⎟⎟ .
⎥ = 60.1.1425.23360.
0,2 + 0,5 + 0,3
⎠ ∑ t i ⎥⎦

=> N FE 2 = 67,06.108 > N FO =4.106
lấy NFE1 = NFO1
NFE2 = NFO2

=>KFl = KFL1 = KFL2 = 6

N FO
=1
N FE

Thay vào công thức : [σ H ] =
Vậy [σ H 1 ] =

σ H0 lim
SH

.K HL

510
.1 = 463,63( MPa)
1,1

[σ H 2 ] = 490 .1 = 445,45( MPa)

1,1
[σ F1 ] = 396 .1.1 = 226,28(MPa)
1,75
[σ F 2 ] = 378 .1.1 = 216(MPa)
1,75

Vì bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất cho phép lấy bằng giá trị trung
bình cộng của hai ứng suất, điều kiện là [σ H ] không vượt quá 1,25 [σ H ]min :
[σ H ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 454,54(MPa) < 1,25[σ H ]min = 556,81(MPa)
2

thoả mãn điều kiện
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
[σ H ]max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[σ F1 ]max = 0,8σ ch1 = 0,8.450 = 360(MPa)
[σ F 2 ]max = 0,8σ ch2 = 0,8.340 = 272(MPa)
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
a w1 = K a (u1 ± 1).3

T1 .K Hβ
[σ H ] 2 .u1 .ψ ba

Vì cặp bánh răng ăn khớp ngoài => lấy dấu “+”

trong đó :

18


ψ ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw.Tra bảng
6.6[I]/97 chọn ψ ba = 0,3 => ψbd = 0,5.ψ ba .( u1 + 1 ) = 0,5.0,3.(4,96+1) = 0.895 .Chọn
ψbd = 1
K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[I]/96 ta
được K a = 43.
K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc.Tra bảng 6.7[I]/98 với ψbd=1 : KHβ = 1,12 (sơ đồ 3)
35318,24.1,12
aw1 = 43.(4,63 + 1).3
= 125,05(mm)
454,54 2.4,63.0,3
lấy a w1 =130(mm)
b) Xác định các thông số ăn khớp:
- Môđun m=(0,01 ÷ 0,02). aW1 =(0,01 ÷ 0,02).130=1,3 ÷ 2,6(mm).
Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5.
- Số răng bánh nhỏ :
Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng β = 10 0 => cos β = 0,9848
2.a w1 . cos β 2.130.0,9848
z1 =
=
= 18,19 => lấy z1 = 18
m(u1 + 1)

2,5.( 4,63 + 1)

- Số răng bánh lớn z 2 = u1 .z1 = 4,63.18 = 83,34 => lấy z 2 = 83. => tỉ số
z 2 83

=
= 4,61
z1 18
m.z t m( z1 + z 2 ) 2,5(18 + 83)
cos β =
=
=
= 0,9711 => β = 13,80 0 ∈ (8 0....20 0 )
2a w1
2.a w1
2.130

truyền thực sẽ là : u m =

: α = 200 (theo TCVN 1065-71).
⎛ tg 20 0 ⎞
⎛ tgα ⎞
⎜⎜
⎟⎟ = 20,54 0
⎜
⎟
=
arctg
=
arctg
α
- Góc prôfin răng
: t
⎜ cos β ⎟
⎝

⎠
⎝ 0,9711 ⎠
0,5.m.( z 2 + z1 ) 0,5.2,5.(83 + 18)
=
= 170,007(mm)
- Khoảng cách trục chia : a =
cos β
0,9711
- Góc ăn khớp
: α tw = α t = 20,54 0
z
18
= 46,33(mm)
- Đường kính vòng chia : d1 = m. 1 = 2,5.
cos β
0,9711

- Góc prôfin gốc

z2
83
= 2,5.
= 213,67(mm)
cos β
0,9711
2a w1
2.130
=
=
= 46,18(mm)

u m + 1 4,63 + 1

d 2 = m.

- Đường kính vòng lăn

: d w1

d w 2 = d w1 .u m = 46,18.4,63 = 212,88(mm)

19


- Đường kính vòng đỉnh răng : d a1 = d1 + 2.m = 46,33 + 2.2,5 = 51,33(mm)
d a 2 = d 2 + 2.m = 213,67 + 2.2,5 = 218,67(mm)

- Đường kính vòng chân răng : d f 1 = d1 − 2,5.m = 46,33 − 2,5.2,5 = 40,08(mm)
d f 2 = d 2 − 2,5.m = 213,67 − 2,5.2,5 = 207,42(mm)
- Chiều rộng vành răng : bw = ψ ba .aw1 = 0,3.130 = 39(mm)
- Hệ số trùng khớp ngang:
⎡

⎛ 1 1 ⎞⎤
⎡
⎛ 1 1 ⎞⎤
+ ⎟⎟⎥ cos β = ⎢1,88 − 3,2⎜ + ⎟⎥.0,9711 = 1,62
⎝ 18 83 ⎠⎦
⎣
⎝ z1 z 2 ⎠⎦

ε α = ⎢1,88 − 3,2⎜⎜
⎣

bw . sin β 39. sin 13,80
=
= 1,19
2,5.π
m.π
c).kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện
sau
- Hệ số trùng khớp dọc : ε β =

σ H = Z M .Z H .Z ε

2T1. K H .(u m + 1)
bW .u m .d w21

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5 ta được:
ZM = 274 MPa1/3
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

ZH =

2 cos β b
sin(2α tw )

Bánh răng không dịch chỉnh nên α tw = α t = 20,54 0
Góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở :

tgβ b = cos α t .tgβ = cos 20,54 0.tg13,80 0 = 0,2300 => β b =12,950
2.0,9711
= 1,72
sin(2.20,54)
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
1
1
Zε =
=
= 0,78 (Do ε β = 1,19 > 1)
1,62
εα

=> Z H =

KH :Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH=KHβ.KHα.KHv
Trong đó :
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
K HV = 1 +

VH . .bW .d w1
2.T1.K Hβ .K Hα

20


aw
um

Vận tốc vòng của bánh răng :

+/

VH = δ H .g 0 .v.

v=

π .d w1.n1
60.10

3

=

π .46,18.1425
60.10 3

= 3,44(m / s )

Tra bảng 6.13[I]/106 => cấp chính xác của bánh răng là 9
Tra bảng 6.14[I]/107 => K Hα = 1,16
Tra bảng 6.15[I]/107 => δ H = 0,002
Tra bảng 6.16[I]/107 Với m=2,5 cấp chính xác 9 => g0 = 73
130
= 2,66
=> VH = 0,002.73.3,44.
4,63
+/ Tra bảng 6.7[I]/98 => hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng

vành răng : K Hβ = 1,12
Thay các giá trị =>Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
K HV = 1 +

VH . .bW .d w1
2,66.39.46,18
= 1+
= 1,05
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.35318,24.1,12.1,16

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
KH = KHβ.KH α.KHV = 1,12.1,16.1,05 = 1,36

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
σ H = Z M .Z H .Z ε

2T1. K H .(u m + 1)
2.35318,24.1,36.(4,63 + 1)
= 274.1,72.0,78.
2
bW .u m .d w1
39.4,63.46,18 2

⇒ σ H = 435,65( MPa) < [σ H 1 ] = 463,63( MPa)

Tính

[σ H ] :
cx

[σ H ]cx = [σ H ].Z R .ZV .K xH

Vì v = 3,44 < 5 (m/s) => ZV = 1
Cấp chính xác động học là 9=> chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8
=> Ra = 2,5 ÷ 1,25( μm) ; ZR = 0,95 ; KxH = 1.

=> [σ H ]cx = 454,54.0,95.1.1 = 431,81( MPa )
Ta thấy σ H >

[σ H ] nhưng chênh lệch này nhỏ do đó có tăng chiều rộng vành răng
cx

bw
Tính lại bề rộng bánh răng :

21


2

moi
W

b

2

⎛ σ
⎞

⎛ 435,65 ⎞
= b ⎜⎜ H ⎟⎟ = 39.⎜
⎟ = 39,69(mm) chọn bWmoi1 = 45 mm, bWmoi2 = 40 mm
⎝ 431,81 ⎠
⎝ [σ H ]cx ⎠
cu
W

d) Kiểm tra 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 : σ F 1 =
σ F2 =

σ F 1.YF 2
YF 1

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [ σ F1]

≤ [ σ F2]

Trong đó:
Yε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε =
Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

1

εα

: Yβ = 1 −

=

1
= 0,62 .
1,62

β0
140

=1−

13,80
= 0,90 .
140

YF 1 , YF 2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

z1
18
=
= 20
3
cos β 0,97113
z2
83
=
= 100

zv 2 =
3
cos β 0,97113

Số răng tương đương : zv1 =

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra bảng 6.18[I]/109 : YF 1 = 4,08
YF 2 = 3,60
KF Hệ số kể đến tải trọng khi tính về uốn
KF= K Fβ . K Fα . K Fv
+ K Fβ : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn, Tra bảng 6.7[I]/98 : K Fβ = 1,24 .
+ K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không đồng thời
ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/98 : K Fα = 1,40 .
+ K Fv : Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp :
V .b .d
K Fv = 1 + F W W 1
2T1 .K Fβ .K Fα
VF = σ F .g 0 .v

=> K Fv = 1 +

aw1
130
= 0,006.73.3,44.
= 7,98
um
4,63

7,98.40.46,18
= 1,12
2.35318,24.1,24.1,40

22


- Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,24.1,40.1,12 = 1,94

=> Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

=

2.35318,24.1,94.0,62.0,90.4,08
40.46,18.2,5

= 17,95( MPa) < [σ F 1 ] = 226,28( MPa )

=> Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
σ .Y
17,95.3,60
σ F 2 = F1 F 2 =
= 15,83( MPa) < [σ F 2 ] = 216( MPa)
YF 1
4,08

⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
e. Kiểm nghiệm răng về qua tải:
Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở
máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải :
K qt =

Tmax Tmm
=
= K bd = 1,3
T
T1

ứng suất tiếp xúc cực đại :
σ H max = σ H . K qt = 435,65. 1,3 = 496,71 (MPa) < [σH]max= 1260 MPa (Tính ở phần ứng
suất cho phép (2)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại :
σ F 1max = σ F 1 .K qt = 17,95.1,3 = 23,335 (MPa) < [σF1] = 360 (MPa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 15,83.1,3 = 20,58 (MPa) < [σF2] = 272 (MPa)
Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
4. Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

Thông số
aw
ψba
bw1
bw2
Z1
Z2
um

Giá trị
130
0,3
45
40
18
83
4,63

đơn vị
mm
mm
mm
Răng
Răng

Thông số
β1
α
αt = αtw
εα
εβ
v
σH
23

Giá trị
13,80
20

20,54
1,62
1,19
3,44
435,65

đơn vị
độ
độ
độ

m/s
MPa


m
d1
d2
dw1
dw2
da1
da2
df1
df2

2,5
46,33
213,67
46,18
212,88

51,33
218,67
40,08
207,42

mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm

σF1
σF2
σHmax
σF1max
σF2max

17,95
15,83
496,18
23,335
20,58

MPa
MPa
MPa

MPa
MPa

II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
1.Chọn vật liệu
Vì hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chỉ cần chọn vật liệu nhóm I là loại vật
liệu có HB ≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có
thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện. Đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Ta chọn loại vật liệu có nhãn hiệu và cơ tính như sau :

Loại
bánh
răng
Nhỏ

Nhãn
hiệu thép

Nhiệt
luyện

Độ rắn

Giới hạn bền
σ b Mpa

Giới hạn chảy
σ ch MPa

45

HB241...285

850

580

Lớn

45

Tôi cải
thiện
Tôi cải
thiện

HB192...240

750

450

24


2. Ứng suất cho phép:
σ H0 lim
Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] =
.Z R .Z V .K xH .K HL
SH

σ F0 lim
Ứng suất uốn cho phép
: [σ F ] =
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL
SF

Trong đó :
Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K xH : 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 đối với tập trung ứng suất
K xF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính
thiết kế sơ bộ lấy : Z R . Z v . K xH =1 YR . Ys . K xF =1
do đó : [σ H ] =

σ H0 lim

.K HL và [σ F ] =

σ F0 lim

.K FC .K FL
SH
SF
Tra bảng 6.2 ta chọn :
•
ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : σ H0 lim =2.HB+70
•
hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

: S H =1,1
•
ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
: σ F0 lim =1,8.HB
•
hệ số an toàn khi tính về uốn
: S F =1,75
•
chọn độ rắn bánh răng nhỏ
: HB3 =245
•
chọn độ rắn bánh răng lớn
: HB4 =230
0
Như vậy : σ H lim 3 = 2. HB3 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)
σ H0 lim 4 = 2. HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)
σ F0 lim 3 = 1,8. HB3 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ F0 lim 4 = 1,8. HB4 = 1,8.230 = 414 (MPa)
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt
tải K FC =1.
2, 4
•
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO = 30.H HB
2, 4
2, 4
= 16259974 = 16,26.10 6
=> N HO 3 = 30.H HB
3 = 30.245
2, 4
2, 4

N HO 4 = 30.H HB
= 13972305 = 13,97.10 6
4 = 30.230
•
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : N FO 3 = N FO 4 = 4.10 6 .
•
Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương:
⎡⎛ T ⎞ 3
⎤
N HE = 60.c.∑ ⎢⎜⎜ i ⎟⎟ .ni .t i ⎥ Trong đó :
⎢⎣⎝ Tmax ⎠
⎥⎦

25