THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

MỤC LỤC

Cơ sở thiết kế máy II
Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải
Đề 11. Động cơ- đai- bộ truyền bánh răng trụ 1 cấp - khớp nối - xích tải

Sv :Lê Đình Hùng

trang 1


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

Hệ thống băng tải gồm:
1.
2.
3.
4.
5.

Sơ đồ tải trọng

Động cơ điện 3 pha
Bộ truyền đai
Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp

Nối trục đàn hồi
Xích tải

Số liệu thiết kế :
3
1800
2.8
31
44.45
4.8
5.0
1,2T1
T1=T
t1=4 (h)
T2=0,9T
t2=4 (h)
7
200
2
8 (h)

Lực trên băng tải
Vận tốc xích tải
Số răng đĩa xích tải
Bước xích tải
Tỉ số truyền hộp giảm tốc
Tỉ số truyền sơ bộ bộ truyền ngoài
Mômen mở máy (Tmm)
Chế độ tải
Thời gian phục vụ (năm)

1 năm làm việc (ngày)
Số ca làm việc (ca)
Chiều dài 01 ca làm việc
Đặc tính tải trọng

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ LẬP BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT
1.1.
Chọn động cơ
1.1.1. Xác định công suất của động cơ.

Công suất tương đương được tính như sau:
Pct =

Pt
(k W)
η

Trong đó:

Pct

là công suất cần thiết trên trục động cơ (

Sv :Lê Đình Hùng

trang 2

kW

)

Đồ án chi tiết máy

Pct
η

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

là công suất tính toán trên trục máy công tác (

kW

)

hiệu suất hệ dẫn động.

Trường hợp này tải trọng thay đổi, vì vậy ta có công suất tương đương.
Pi

∑( P )

2

1

ti
∑ ti

Ptd = P1.

Hay.
Ptd = P1.

P12 .t1 + P22 .t2
t1 + t2

Với:
T1
T
= 1; 2 = 0.9
T
T

Pi =

Mà :

Tiω
106

=>

P=

Trong đó:

P1 = P; P2 = 0,9 P

Fv 1800.2,8

=
= 5, 04( kW)
1000
1000

Ptd =

P12 .t1 + P22 .t 2
5, 042.4 + 4,5362.4
=
= 4, 794(kW)
t1 + t2
4+4

Thay số vào ta có công suất tại trục tải:
Hiệu suất hệ dẫn động theo bảng 2.3. Ta chọn.

Sv :Lê Đình Hùng

trang 3


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

Hiệu suất của bộ truyền đai

ηd = 0,96

( để hở)

Hiệu suất cặp bánh răng trụ răng nghiêng:

Hiệu suất của cặp khớp nối trục

Hiệu suất của cặp ổ lăn

ηbr = 0,97

ηkn = 0,99

ηol = 0,995

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống:
η = ηd .ηbr .η kn .ηol3 = 0,96.0,97.0,99.0,9953
η = 91%

Pct =

Công suất cần thiết:

Ptd 4, 794
=
= 5, 268(kW)
η
0,91

1.1.2. Xác định số vòng quay đồng bộ

Số vòng quay của trục máy công tác.
6.104.v 6.104.2,8
nlv =
=
= 121,92(v/ ph)
Zt
31.44, 45

Trong đó:

v−

v = 2,8m / s

vân tốc băng tải;

Z : Bước xích của xích tải .
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động.
ut = usb = un ( sb).uh ( sb)

Sv :Lê Đình Hùng

trang 4

(để kín)


Đồ án chi tiết máy

Trong đó:

uh ( sb)

un ( sb)

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

tỉ số truyền ngoài, ở đây là bộ truyền đai;

un ( sb)

= 4,8

tỉ số truyền trong, ở đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng,

Vậy ta có:

uh ( sb)

=5,0.

usb ( sb) = 4,8.5 = 24

Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
nsb = nlv .usb = 121,92.24 = 2926, 08(v / ph)
1.1.3. Chọn động cơ.

Pdc ≥ Pct

Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện:

ndc ≈ nsb

Ta chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Theo bảng tra phụ lục với

Pct = 5,04(kW)

và

ndc = 3000(v / ph)

ndc = 3000(v / ph)

4A100L2Y3 với các thông số kỹ thuật sau:
P=5,5(
n

kW

)

=2880(v/ph)

Tk
T
T
T
= 2; MM = 1, 2; => mm < k (TM )
Tdn

T
T
Tdn
1.2.
Lập bảng thông số kỹ thuật
1.2.1. Phân phối tỷ số truyền.

Theo công thức 3.24 ta có.
Sv :Lê Đình Hùng

trang 5

. Ta chọn được động cơ:


Đồ án chi tiết máy

ut =

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

ndc
3000
=
= 24, 6
nlv 121, 92

Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền.

Trong đó:

un −

ut = un .uh

tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: chọn

uh = ubr =

un = ud = 5, 0

ut 24, 6
=
= 4,921
un
5



uk = 1

: tỉ số truyền qua khớp nối.

1.2.2. Xác định công suất, số vòng quay trên các trục.

Công suất trên trục công tác:
PII =

Trục II:
PI =

Trục I:

Pct = 4, 794(kW)

Pct
4, 794
=
= 4,867( kW)
ηol .ηkn 0,995.0, 99

PII
4,867
=
= 5, 04( kW)
ηol .ηbr 0,995.0,97

Pdc =

Trục động cơ:

PI
5, 04
=
= 5, 28( kW)
ηol .η d 0, 995.0,96

Số vòng quay trên các trục:

Trên trục động cơ:

Sv :Lê Đình Hùng

ndc = 2880v / ph

trang 6


Đồ án chi tiết máy

nI =

Trên trục I:
nII =

Trục II:

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

ndc 2880
=
= 576(v / ph )
ud
5

nI
576
=
= 117, 05(v / ph)
uh 4,921

nct =

Trục công tác:

nII 117, 05
=
= 117, 05(v / ph)
uk
1

Xác định mô men trên các trục:
Tdc = 9,55.106.

Trục động cơ:
TI = 9,55.106.

Trục I:

PI
5, 04
= 9,55.106.
= 84225, 69( N .mm)
nI
576

TII = 9, 55.106.

Trục II:

PII

4,867
= 9,55.106.
= 397093,9( N .mm)
nII
117, 05

Tct = 9, 55.106.

Trục công tác:

Pdc
5, 28
= 9,55.10 6.
= 17508,3( N .mm)
ndc
2880

Pct
4, 794
= 9,55.10 6.
= 391137,9( N .mm)
nct
117, 05

Ta có bảng thông số động học như sau:

Sv :Lê Đình Hùng

trang 7

Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Các thông số của động cơ và tỉ số bộ truyền đai.
ndc = 2880(v / ph)
P = 5,5(kW)
ud = 5
T = 17508,3( N .mm)

Dựa vào các thông số đầu vào , kết hợp hình 4.1.Ta chọn được đai thang loại(kí hiệu ).
Với các thông số sau:
Loại đai
Sv :Lê Đình Hùng

Kích thước tiết diện (mm)
trang 8

Diện tích


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

bt

Kí hiệu

11

b

h

y0

13

8

2,8

Theo bảng 4.13 ta có đường kính bánh đai nhỏ

d1 = 100 ÷ 200(mm)

l = 560 ÷ 4000( mm)

Tra bảng 4.21. ta chọn đường kính bánh đai nhỏ

d1 = 140(mm)

Vận tốc dài của đai.
v=

π .d1nd 3,14.140.2880
=

= 1 = 21,1(m / s) < vmax = 25(m/ s)
6.10 4
6.104

Đường kính bánh đai lớn.[1]
d 2 = ud .d1 (1 − ε )

ε = 0,015

là hệ số trượt tương đối.

d 2 = 5.140.(1 − 0, 015) = 689(mm)


Theo tiêu chuẩn và bảng 4.21. Chọn
ut =

Tỉ số truyền thực tế:

d 2 = 600(mm)

d2
600
=
= 4, 35
d1 (1 − ε ) 140(1 − 0, 015)

∆u =

ut − u

4,35 − 5
=
= 0,13 < 4%(TM)
u
5

Sai lệch tỉ số truyền:
Sv :Lê Đình Hùng

trang 9

81

; chiều dài giới hạn


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

Chọn khoảng cách trục a sơ bộ.
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau [4.14]
2(d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d 2 ) + h
h = 10,5

là chiều cao tiết diện.

2(140 + 600) ≥ a ≥ 0.55(140 + 600) + 10,5


1480 ≥ a ≥ 417,5


Từ bảng 4.14 và tỉ số truyền 4,35. Nội suy tuyến tính ta có.
a
= 0.85
d2

=> a=0,85.600= 510(mm)

Chọn chiều dài đai.
d1 + d 2 (d 2 − d1 )2
+
2
4a
140 + 600 (140 − 600) 2
L = 2.510 + π
+
2
4.510
L = 2201,99( mm)
L = 2a + π

Theo bảng 4.13. Ta chọn L=2240(mm)
Nghiệm số vòng quay của đai trong 1s. Theo 4.15[1]
i=

v 21,1
=
= 9, 41(m / s) < 10(m/ s) TM

l 2, 24

Tính lại khoảng cách trục . Công thức 4.6[1]

Sv :Lê Đình Hùng

trang 10


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

λ + λ 2 − 8∆ 4
4

a=

λ = L−

Với.
∆=

π ( d1 + d 2 )
π (200 + 710)
= 2800 −
= 1371,3
2
2

d 2 − d1 600 − 140
=
= 230
2
2

a=

1078, 2 + 1078, 2 2 − 8.230 2
= 538,83(mm)
4



Vậy a=510(mm)
Tính góc ôm đai.
Công thức 4.7[1]
α1 = 180 −

57(d 2 − d1 )
57.(600 − 140)
= 180 −
= 128, 60 > α min = 120 0
a
510

Tính số đai Z.
Số đai Z được tính theo công thức 4.16[1]
Z=

P1.k d
[ P0 ] .Cα .CL .Cu .CZ

Trong đó:
P1 = 5,5(kW)

[ P0 ] = 3,5(kW)

. Công suất cho phép. Tra bảng 4.19 kết hợp nội suy tuyến tính ta được kết

quả.
Sv :Lê Đình Hùng

trang 11


Đồ án chi tiết máy

Cα = 1 − 0, 025.(180 − α1 ) = 0,87

α1

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

. Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

α1

. Tra bảng 4.15 với

=128,6, nội suy tuyến tính ta được kết quả.

Cu = 1,14

: hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền. tra 4.17 với

ud = 5 > 3.

ta thu được kết

quả.

CL = 1,0475

. Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

L 2240
=
= 1, 6
l0 1700

, tra bảng 4.16 nội suy

tuyến tính ta thu được kết quả.
Cz .

hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho đai.

Xét tỉ số :

P1
5,5
=
= 1,57
[ P0 ] 3,5

Tra bảng 4.18 kết hợp nội suy ta thu được
kd

C z = 0,95

hệ số tải trọng động. tra bảng 4.7 với tải trọng va đập nhẹ , số ca làm việc là 2. Ta có:

kd = 1,35

Do đó:
Z=

5,5.1,35
= 2, 046
3,5.0,87.1,14.1,1.0,95

Chọn số đai Z=3(đai)
Chiều rộng bánh đai.
Sv :Lê Đình Hùng

trang 12


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17[1]
B=(Z-1)t+2e
h0 = 4, 2
t = 19
e = 12,5

Tra bảng 4.21[1]:

=> B=(2-1)19+2.12,5=44(mm)

Đường kính ngoài của bánh đai 4.18[1]
d a1 = d1 + 2h0 = 140 + 2.4, 2 = 608, 4(mm)
d a 2 = d2 + 2h0 = 600 + 2.4, 2 = 148, 4( mm)

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau. 4.19[1]
F0 =

780.P1 .kd
+ Fv
v.Cα .z

FV = qm .v 2

( lực căng do lực li tâm sinh ra )

qm = 0,178(kg / m)

. Tra 4.22.

Fv = 0,178.(21,1) 2 = 79, 25(N)
kd = 1,35
P1 = 5, 5(kW)
Cα = 0,87
Z =3
v = 10, 048( m / s )

F0 =

780.5, 025.1, 2
+ 17,97 = 286, 63( N )
10, 048.0,87245.2

=>

Lực tác dụng lên trục.
Sv :Lê Đình Hùng

trang 13


Đồ án chi tiết máy

Fr = 2.F0 .Z.sin(

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

α1
128, 6
) = 2.3.184, 4.sin(
) = 997, 02( N )
2
2

Sv :Lê Đình Hùng

trang 14


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = 5, 04(kW)
n = 576(v / ph)
ubr = 4,926
T = 84225, 69( N .mm)
Lh = 7.200.8.2 = 22400( h)

3.1. Chọn vật liệu bánh răng.
Vật liệu bánh nhỏ(bánh dẫn)
Chọn thép C45, tôi cải thiện.

Có độ rắn:HB=

Giới hạn bền:

241 ÷ 285

, chọn

HB1 = 245

σ b1 = 850(MPa)

Giới hạn chảy:

σ ch1 = 580(MPa)

Vật liệu bánh lớn(bánh bị dẫn)
Thép C45, tôi cải thiện.

Độ rắn

HB2 = 230

Giới hạn bền:

σ b 2 = 750(MPa)

Sv :Lê Đình Hùng

trang 15

Đồ án chi tiết máy

Giới hạn chảy:

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

σ ch 2 = 450(MPa)

3.2. Xác định ưng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH ]

σ H0 lim
=
.ZR .ZV .K XH .K HL
SH

Ứng suất uốn cho phép.

[σF ]

0
σ Flim
=
.YR .YS .K XF .K FC .K FL
SF

Z R .ZV .K XH = 1

YR .YS .K XF = 1

Lấy sơ bộ:

;

[σH ]

K FC = 1

( bộ truyền quay 1 chiều)

σ H0 lim .K HL
=
SH

[σF ] =

0
σ Flim
.K FC .K FL
SF



SH , SF

là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra 6.2[1]

Với bánh 1:

Với bánh 2:
σ H0 lim , σ F0 lim

S H 1 = 1,1; S F 1 = 1, 75

S H 2 = 1,1; S F 2 = 1, 75

là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở.

Sv :Lê Đình Hùng

trang 16


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

σ H0 lim = 2 HB + 70
σ F0 lim = 1,8 HB

σ H0 lim = 2.245 + 70 = 560( MPa )

Với bánh 1:

σ F0 lim = 1,8.245 = 441( MPa)

σ H0 lim = 530( MPa )

Với bánh 2:

σ F0 lim = 414( MPa )

mH

K HL =
mF

K HL , K FL

K FL =

N FO
N FE

là hệ số tuổi thọ.

Do HB<350 nên
N HO , N FO

N HO
N HE

mF = mH = 6

số chu kì thay đổi ứng suất..

N FO1 = N FO2 = 4.106
N HO1 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 16259974,39

N HO2 = 30 HB22,4 = 30.230 2,4 = 13972305,13

N HE , N FE

số chu kì thay đổi ứng suất tương đương do bộ truyền làm việc với tải trọng thay

đổi nhiều bậc:

Sv :Lê Đình Hùng

trang 17


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

N HE = 60.c.∑ (
aw = K a .(u + 1).3

c =1

n

T .K HB

[σH ]

2

.u .Ψ ba

N FE = 60.c.∑ (

Ti 2
) .ni .ti
Tmax

Ti mF
) .ni .ti
Tmax

: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.

: số vòng quay bánh răng trong 1 phút.

n1 = 316(v / ph)
n2 = 88(v / ph)

Ti

: mo men xoắn.

L=22400(h)
mF = 6

Ta tính bánh xe chủ động 1.
4
4
N HE1 = 60.1.316, 66.22400.(12. + 0,92. ) = 384357120

8
8
4
4
N FE1 = 60.1.316, 66.22400.(16. + 0,96. ) = 325204,559
8
8

N HE1 > N HO1

Có:

N FE1 > N FO1

Sv :Lê Đình Hùng

=>

K HL1 = K FL1 = 1

trang 18


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

σ H lim1 560
=
= 509,1( MPa)

SH 1
1,1
σ
441
= F lim1 =
= 252( MPa )
SF1
1, 75

[ σ H1 ] =
[ σ F1 ]


Ta tính cho bánh bị dẫn 1.
4
4
N HE 2 = 60.1.88,5.22400.(12. + 0,9 2. ) = 107036160
8
8
4
4
N FE 2 = 60.1.88,5.22400.(16. + 0,96. ) = 90563, 249
8
8

N HE 2 > N HO 2
N FE 2 > N FO 2

=>

K HL 2 = K FL 2 = 1

530
= 481,8( MPa)
1,1
414
=
= 236, 6( MPa)
1, 75

[σH2] =
[σF2 ]


[ σ H ] CP =
Vậy :

Có :

[ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] = 495,5( MPa)
2

1, 25 [ σ H ] min = 1, 25.481,8 = 602, 25(MPa)

[ σ H ] CP ≤ 1, 25 [ σ H ] min (TM )


Ứng suất quá tải cho phép.

Sv :Lê Đình Hùng

trang 19


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

[ σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260MP(a)
[ σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)
[ σ F 2 ] max = 0.8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa)
Xác định khoảng cách trục.
T .K HB

aw = K a .(u + 1).3

K a = 43( MPa)3

Ψ ba = 0,35

[σH ]

2

.u .Ψ ba

(tra bảng 6.5[1])

(tra bảng 6.6[1])

T = 84225, 69( N .mm)

u = 4,8

[ σ H ] = 495, 45( MPa)

Tính :

Với

Ψ bd = 0,5.Ψ ba .(u + 1) = 0,5.0, 4.(4,8 + 1) = 1, 2296

Ψ bd = 1, 2296

. Tra 6.7[1] sơ đồ bố trí là 6. Nội suy tuyến tính ta có.

K H β = 1, 073

.
aw = 43.(4,8 + 1)3

84225, 69.1, 073
= 146, 72( mm) ≈ 150(mm)
(481,8) 2 .4,8.0, 4


Chọn aw=155(mm).

Sv :Lê Đình Hùng

trang 20


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

Xác định các thông số ăn khớp.

Mô đun:

mn = (0, 01 ÷ 0, 02).aw = 1,55 ÷ 3,1

Chọn theo tiêu chuẩn: m=2.
Xác định số răng của bánh.

Chọn trước :

β = 150

Z1 =

Ta có số răng bánh dẫn :

Lấy

Z1 = 27

2.aw .cos β 2.165.cos15
=

= 27, 47 ≈ 27
m(u + 1)
2(4,8 + 1)

(răng). => số răng bánh bị dẫn :

Z 2 = Z1.u = 27.4,8 = 129

Tỉ số truyền thực tế:
∆u =

um − u 4, 778 − 4,8
=
= 0, 00462 < 4%(TM)
u
4,8

Sai lệch tỉ số truyền:

Tính lại góc

β

β = arccos(

Trong đó:

m.Z t
2.156
) = arccos(

) = 19, 010
2.aw
2.165

Z t = Z1 + Z 2

=27+129=156(răng)

Các thông số kích thước bộ truyền:
Đường kính vòng chia:

Sv :Lê Đình Hùng

trang 21

(răng)


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

m.Z1
2.27
=
= 57,11( mm)
cos β cos(19, 01)
m.Z 2
2.129
d2 =

=
= 272,88( mm)
cos β cos(19, 01)
d1 =

Đường kính vòng đỉnh:
d a1 = d1 + 2m = 61,11( mm)
d a 2 = d 2 + 2m = 267,88(mm)

Đường kính vòng đáy:
d f 1 = d1 − 2,5m = 52,11(mm)
d f 2 = d 2 − 2, 5m = 267,88(mm)

Chiều rộng vành răng:

Bánh bị dẫn:

Bánh dẫn:

b2 = ψ ba .a = 0,35.155 = 54( mm)

b2 = b1 + 5 = 59( mm)

Đường kính vòng lăn:
d w1 =

2aw
2.165
=
= 57,11( mm)

um + 1 4, 778 + 1

Góc ăn khớp:
α t = α tw = arctan(

tan α
tan 20
) = arctan(
) = 21, 050
cos β
cos19, 01

Đường kính vòng cơ sở:
Sv :Lê Đình Hùng

trang 22


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

db1 = d1.cos α = 57,11.cos 20 = 53,66(mm)
db 2 = d 2 .cos α = 272,88.cos 20 = 256, 42(mm)

Góc profin gốc :

α = 200

Vận tốc vòng bánh răng:

v=

π d w1.n1 3,14.57,11.576
=
= 1, 723(m / s)
6.104
6.104

 CCX là 9(theo 6.13[1].

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Với CCX là 9 và v=1,723(m/s). tra phụ lục P2.3, nội suy tuyến tính ta có:
K H β = 1, 01
K Fv = 1, 041

σ H = Z M .Z H .Zε .

2T1.K H .(ut + 1)
2
bw .ut .d w1

Ta tra lần lượt các thông số:
Z M = 274 MPa1/3

ZH =

Trong đó:

(bảng 6.5)

2 cos βb
sin 2α tw

βb = arctan(cos α t .tan β )

Sv :Lê Đình Hùng

trang 23


Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

βb = arctan(cos 21,05.tan19, 01) = 17,82 0

[σ H ] −σ H
'
[σH ]
'

=

470 − 402, 486
= 1, 436%(TM ) Z = 2.cos17, 48 = 1, 692
H
470
sin 2.20,9



Zε

: hệ số trùng khớp.

εβ

: hệ số trùng khớp dọc.
εβ =
ε

bw sin β 60.sin19, 01
=
= 3,11 > 1
mπ
2π

: hệ số trùng khớp ngang.
ε α = [1,88 − 3, 2.(

1
1
+ )].cos β
Z1 Z 2

ε α = [1,88 − 3, 2.(

1
1
+

)].cos19, 01 = 1, 641
27 129

Zε =

1
1
=
= 0, 78.
εα
1, 641



K H = K H β .K H α .K HV

Hệ số :
K H β = 1, 05174

Tra bảng 6.7[1] ta được

Tra bảng 6.14[1] ta được

Sv :Lê Đình Hùng

K H α = 1,13

trang 24

Đồ án chi tiết máy

Ngành: Kỹ thuật Cơ khí

K Hv = 1, 01

Từ trên =>

K H = 1, 05174.1,13.1, 01 = 1, 2

σ H = 274.1, 692.0, 77.

2.84225, 69.1, 2.(4, 778 + 1)
= 402, 486( MPa)
60.4, 778.57,112

Vậy:

Với v=1,723(m/s)<5(m/s) suy ra

Zv = 1

[ σ H ] = [ σ H ] .Z R .Z v .K XH
'

[ σ H ] = 495, 45( MPa)
Z R = 0,95

Do

d a < 700(mm)

[σH ]

Do:

'

nên

K XH = 1

= 495, 45.0, 95.1.1 = 470( MPa)

σ H < [ σ H ] (TM )

[σ H ] −σH
'
[σH ]
'

=

470 − 402, 486
= 1, 436%(TM )
470

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Sv :Lê Đình Hùng

trang 25