THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải CHỌN ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỷ số TRUYỀN

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Đề số: 2A
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
a.Công suất cần thiết Pct:
P ct = KW
Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác
β

: hệ số tải trọng tương đương

η

: hiệu suất truyền động

Công suất trên trục công tác :

P lv =

F .v
1000

KW

F=3250N : Lực kéo băng tải
v=1,6m/s : Vận tốc băng tải

P lv =

3250.1,6

= 5,2KW
1000

Hệ số tải trọng tương đương : β


2

β =

P  t
12.4 + (0,6) 2 .4
∑ i ÷ . i =
= 0,8246
P
t
8
 1  ck

Hiệu suất truyền động : η
η = ηđηbrη³olηk
ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở

( Tra bảng 2-3)

ηbr= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3)
ηol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

( Tra bảng 2-3)

ηx = 0.92 : Hiệu suất bộ truyền xích

( Tra bảng 2-3)

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :
η = 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227
Công suất cần thiết Pct bằng :
Plv .β

P ct =

η

=

5,2.0,8246
= 5,212KW
0,8227

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht

Trong đó

nlv : là số vòng quay của trục công tác
uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Số vòng quay của trục công tác : nlv

nlv =

6000v
π .D

=

6000.1,6
= 80 ,42
π .380

vòng/phút

với D=380mm : đường kính băng tải
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht
uht = uđubrux
Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3.
Suy ra :

uht = 4.3.3=36

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút
3. Chọn động cơ :
Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên động cơ phải
có Pđm ≥ Pct= 5,212KW
Nđc~ nsb= 2895,12
-Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2 có thông số

kỹ thuật
+ Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW)
+ Tốc độ quay

: nđc= 2900(v/p)

+ Khối lượng

: m = 73kg

+ Hệ số quá tải

: Tk/Tdn =2,2

+ Đường kính trục động cơ: D = 32mm.

II. Phân phối tỷ số truyền :

- Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW)


nđc = 2900 v/p
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : = =
Mà ta có :
Trong đó :

uht = uđubrux
uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang
ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

=>

ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005

6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :

- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p)
=
- Tốc độ quay trên trục I là:

2900
= 725(v / ph)
4

=

- Tốc độ quay trên trục II là:

725
= 241,67 (v / ph)
3
=

- Tốc độ quay trên trục công tác là:

241,67
= 80 ,42 (v / ph)
3,005

- Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW

: PI = Pđcηđηol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW

- Công suất trên trục I là
- Công suất trên trục II là

:

PII= PIηbrηol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW

- Công suất trên trục công tác : Plv= PIIηxηol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW

7. Xác định momen xoắn trên các trục :


Momen xoắn trên trục động cơ là:
.
Momen xoắn trên trục I là :
TI = 9,55.10 6.

PI
4,95
= 9,55.10 6.
= 65203,45N .mm
n1
725

Momen xoắn trên trục II là :
TII = 9,55.10 6.

PII

4,70
= 9,55.10 6.
= 185728 ,47N .mm
n2
241,67

Momen xoắn trên trục công tác là :
Tlv = 9,55.10 6.

Plv
4,28
= 9,55.10 6
= 508256 ,65 N .mm
nlv
80 ,42

♦ Ta có bảng thông số sau :
Thông số/Trục

Động cơ

I
uđ=4

II
ubr=3

Công tác
ux=3,005

P (KW)

5,212

4,95

4,70

4,28

n (v/ph)

2900

725

241,67

80,42

T (N.mm)

17163,66

65203,45

185728,47

508256,65

PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

I .Bộ truyền đai thang
1.Chọn loại đai :
a.Các thông số đầu vào :
Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW
Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P


o

h

t

Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm
Tỷ số truyền : u1= uđ = 4
Số ca làm việc : 2 ca
Đặc tính làm việc : Va đập vừa
b.Chọn loại đat
Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước :
– Chọn loại đai.
– Xác định kích thước và thông số các bộ truyền .
– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai.
– Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục.


Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra :
đai răng.

Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và

Với :
Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW
Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P

– Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A.
Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó , thông số kích
thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau :
Loại đai

A

Kích thước tiết diện đai (mm)
bt

b

h

y0

11

13

8

2,8

2.Xác định đường kính bánh đai :
a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ :
Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định :
3

d1= ( 5,2...6,4).

T1

3

17163,66

= (5,2....6,4).

= 134,13....165,09 mm
Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm theo tiêu
chuẩn .
π.d1n1 π .160.2900
=
= 24,3m / s
60000
60000
Vận tốc đai : v =


v < v

max

= 25 (m/s) ( thỏa mãn )

b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2
Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn :
ε

d2=uđ.d1.(1- )
Trong đó :

uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai
ε:

Hệ số trượt bộ truyền đai ε = 0,02

d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm
Chọn theo tiêu chuẩn :

d2=630 mm

Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :
udt =

d2
630
=
= 4,02
d1.(1 − ε ) 160.(1 − 0,02)

Sai số của tỷ số truyền :
∆u =

udt − udt 4,02 − 4
=
= 0,5 0 0 < 4 0 0
ud
4

(thoả mãn)

3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
–Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có
Vậy ta có : a = 0,95. =0,95.630=598,5 mm
Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 :
l = 2a+0,5.(
= 2.598,5 + 0,5.(630+160) + (630-160)²/(4.598.5)
= 2345,66 mm
Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm


– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta
có :

i=

v 24,3.103
=
= 9,72
l
2500

Vậy ta có : i = 9,72 < =10
–Tính lại khoảng cách trục a:

λ + λ 2 − 8∆ 2
a=
4

λ = l −π
Trong đó :

(mm)

( d 2 − d1 )
(630 − 160)
= 2500 − π
= 1259
2
2

∆=

Vậy khoảng cách trục thực : a =

mm

d 2 − d1 630 − 160
=
= 235mm
2
2

1259 + 12592 − 8.2352
= 582
4

mm

4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn:
Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :
d −d
630 − 160 0
α1 = 1800 − 2 1 .570 = 1800 −
.57 = 1340
a
582
d −d
630 − 160 0
α 2 = 1800 + 2 1 .570 = 1800 +
.57 = 2260
a
582
Góc ôm
Kiểm tra
0
0
α1 = 134 > α min = 120
điều kiện :
( thỏa mãn )
5.Xác định số đai cần thiết z :
Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z=

: hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được =1,1
]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được ]=4KW (với v=24,3m/s
và .
=>=, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Ta có :

: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai.
Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có
=>= ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u=4>3 =>
Vậy ta có sồ đai cần thiết là :

=
Z

5,212.1,1
= 1.34
4.0,885.1,08.1,14.0,98

đai.

Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B ,
Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :
Chiều rộng bánh đai :

B= (z –1).t + 2.e

Đường kính ngoài của bánh đai :
Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : =3,3 , t=15 ,e =10
Vậy :

B = (2

160 +2.3,3 =166,6 mm
7.Xác định lực tác dụng lên trục :


– Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63:
+
: Lực căng do lực li tâm sinh ra
Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có :
Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được :=>
Vậy ta có :

–Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó :
= 2. = 2.166.2.sin = 611,22 N

0

.cosα = 611,22.cos80 =106,14 N
0

.sinα = 611,22.sin80 = 601,93 N
với α =là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
8.Bảng kết quả tính toán :

Thông số

Đai thang thường

Đường kính bánh đai nhỏ :

160mm

Đường kính bánh đai nhỏ :

630mm

Chiều rộng bánh đai

35mm

:B

Chiều dài đai

:l

2500mm

Số đai

:z

2 đai

Tiết diện đai

:A

81

Khoảng cách trục

:a

Góc ôm

:

Lực căng ban đầu
Lực tác
dụng lên trục

:

582,06mm

166N
106,14N
601,93N


II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
1.Các thông số đầu vào :

– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa
– Số ca làm việc : 2 ca
– Công suất trên trục chủ động :
– Số vòng quay trên trục chủ động : =
– Momen xoắn trên trục chủ động : =65203,45 Nmm
– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng :
2.X ác định ứng suất cho phép :
a. Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau :
+ Bánh nhỏ :
÷

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241 285,


có =850(MPa); =580(MPa)
+ Bánh lớn :
÷

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192 240,
có =750(MPa); = 450(MPa)
b. Xác định ứng suất cho phép :
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức
6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:

H

[σ ] =

σ H0 lim.k Hl

sH

σ F0 lim .k Fc .k Fl
sF

F

[σ ] =
Trong đó :
σ

o
F lim

;σ

0
H lim

:lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu

kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
F

H

s ; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2
/t94/q1 .Ta có:
σ

0
H lim

= 2.HB + 70

;

H

s =1,1


σ

o
F lim

=1,8.HB

F

;

s =1,75

1

2

Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB =260 ; độ rắn bánh lớn : HB =250

Khi đó :
=2.260+70=590 MPa
=1,8.260=468 MPa
=2.250+70=570 MPa
=1,8.250=450 MPa
Fc

Fc

k : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k =1( tải trọng đặt một phía )
Hl

Fl

k ;k : Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1
;
ở đây:
H

F

m ; m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :

với HB <350 lấy
N

FO

;N

HO

m H = 6

m F = 6

:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
có . N

FO

6

=4.10 với tất cả các loại thép


.N
.N

HO

HE

=30.H

2, 4
HB

 N HO1 = 1,88 .10 7


7
⇒  N HO2 = 1,63.10

FE

;N : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương .

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các
Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có:
3

N

HE

=60.c.

T 
∑  Ti  .ni .t i

6

FE

N =60.c.

T 
∑  Ti  .ni .ti

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1

i

i

n , t :Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ta có:
3

3

= 60 .1.(1 .0,5+0,6 .0,5) .725.24000=63,5>

3

3

= 60 .1.(1 .0,5+0,6 .0,5)..24000=21,16.107 >

6

6

7

= 60 .1.(1 .0,5+0,6 .0,5).725.24000 = 54,64.10 >



Vậy:

H

1

[σ ] =

H

590.1
= 536,36
1,1

2

[σ ] =

MPa

570.1
= 518,18
1,1

MPa

Với bánh răng côn răng thẳng ta có:
H

H

1

H

2

[σ ]=min([σ ] ;[σ ] )=518,18 MPa

F

1

468.1
.1
1,75

2

450.1
.1 = 257,14
1,75

[σ ] =

F

[σ ] =

= 267,43MPa

MPa

- Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có:
[σH]max=2,8. σch ⇒ [σH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ;
[σH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[σF]max= 0,8.σch ⇒ [σF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ;
[σF]max2=0,8.450 = 360
3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
a. Chiều dài côn ngoài :

Mpa ;


Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức
6.52a/t112/q1 ta có:
u 2 + 1.3 T1.k Hβ [(1 − kbe ).kbe .u.[σ H ]2 ]

R e = k R.
Trong đó:
Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động
bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3
→

kr=0,5.100=50(MPa)1/3

u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5
T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N.
kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm
kHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng,

với:

k be .u
0,25.3
=
= 0,43
2 − k be 2 − 0,25

tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là
Ta được kHβ= 1,09
50. 32 + 1.3 65203,45.1,09 /[(1 − 0,25).0,25.3.( 509,09 ) = 124,44

R e=
b.đường kính chia ngoài :

mm


Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức
6.52b/t 112/q1 :
k d .3 T1 .k Hβ /[(1 − k be ).k be .u.[σ H ]2 ] =

de1=

2.Re
u +1
2

2.124,44

=

3 +1
2

= 78,70

mm

4.Xác định các thông số ăn khớp :
Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19
Với HB <350

⇒

z1=1,6.z1p=1,6.19= 30,04

⇒

chọn 31 răng .

Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ :
dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5.0,25).78,70 = 68,86 mm
mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm
Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 :

mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =

2,22
= 2,54
1 − 0,5.0,25

mm

Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó:
mtm= mte.(1- 0,5.kbe) =

z1 = dm1/mtm =
⇒

2,5.(1 − 0,5.0,25)

68,86
= 31,3
2,20

=2,20 mm

lÊy z1=31răng

z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lÊy z2 = 93 răng


Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3
Góc côn chia :
δ1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) =
δ2=90-δ1=
Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
x1= 0,31

;

x2= - 0,31

Chiều dài côn ngoài :

R e=

0,5.mte z12 + z 22 = 0,5.2,5. 312 + 93 2 = 122,54

mm

Chiều rộng vành răng :
b == 122,54.0,25 =30,64 mm
lấy b = 31mm
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có :

σH = zM.zε.zH.

2.T1 .k H . u 2 + 1 /( 0,85 .b.d m21 .u ) ≤

[σH]

Trong đó:
ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có
zM= 274 (MPA)1/3


zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức

zε =

4 − εα
3

ở đây:
α

ε :Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức :
α

ε =[ 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2)].cosβm

(víi βm= 0)

=[1,88-3,2.(1/31+1/93)].cos(0) =1,74

⇒ zε=

4 − 1,74
= 0,87
3

zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có zH=1,76
T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm
kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức
6.61/t116 /q1 :

kH =kHα.kHβ.kHV

kHβ:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng ,
kHβ=1,09
kHα:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng
kHα=1
kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức


6.63/t116/q1
kHV = 1 + νH.b.dm1/(2.T1.kHβ.kHα)
Trong đó:

νH = δH.g0.v.

Với

v=

d m1 .( u + 1) / u

π .d m1 .n π .68,20.725
=
= 2,60
60000
60000

m/s

δH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng
6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì δH=0,006
g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng

6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56

νH= 0,006.56.2,60.

68,2.( 3 + 1)
3

= 8,33<230 thoả mãn

Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12
Do đó

kH = 1.1,09.1,12 = 1,22

Với các trị số vừa tìm được , ta có :

σH =

2.65203,45.1,22. 3 2 + 1
274.1,76.0,87 .
= 490,77
0,85 .31.68,2 2.3

Theo CT 6.1[1] th×
Trong đó:

MPa
[σH] = [σH]sb.zR.zv.kxH

zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ,
với v = 2,60 m/s

⇒ zv=1
÷

zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,5 1,25

µm

⇒ zR= 0,95
kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ,
với da <7000(mm)

⇒ kxH = 1

⇒[σH] = 518,18.0,95.1.1=492,27MPa
Ta thấy σH <[σH]
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.65/t116/q1 ta có :
σF1= 2.T1.kF.Yε.Yβ.YF/(0,85.b.mtm.dm1)
Trong đó :
kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/q1
kF=kFβ.kFα.kFv
Với kFβ: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng
Vành răng ,theo bảng 6.21[1] ta được kFβ=1,17
kFα: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸

kFα=1

kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo công thức :
kFv=1+νF.b.dm1/(2.T1.kFβ.kFα)

với νF=δF.g0.v.

d m1 .( u + 1) / u

theo bảng 6.15và 6.16/t 107/q1 ta có:
δF = 0.016

; g0 = 56

⇒ νF = 0.016.56.2,60.

68,2.( 3 + 1)
3

= 22,21

⇒ kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31
Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53
Yε =1/εα=1/1,74=0,57
0
n

Yβ=1-β /140 = 1
ο

Với zv1=z1/cos(δ1) = 31/ cos(18,43 ) =32,68
ο

zv2=z2/cos(δ2) = 74/cos(71,57 ) = 294,17
x1= 0,31

;

x2=-0,31

Tra bảng 6.18/t109/q1ta có :
YF1 = 3,78 ;

YF2 = 3,60


Vậy σF1 =

2.65203,45.1,73.0,59.1.3,39
= 108,74
0,85 .54.108,49.5,71

MPa

σF2 = σF1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa

Ta thấy

σ F 1 < [σ F 1 ]


σ F 2 < [σ F 2 ]

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo .
7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có :

σHmax= σH.

k qt

≤

[σH]max

Với σH = 490,77 MPa

kqt =

Tmax
= 1,5
T

⇒ σHmax = 490,77.

1,5

= 601,07 MPa <[σH]max= 1264 MPa

Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có:
σFmax= σF .kqt ≤ [σF]max

⇒ σFmax1=σF1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < [σF1]max
σFmax2=σF2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < [σF2]maxs
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn .