Đề án Kĩ thuật " Thiết kế trạm dẫn động băng tải "

BÁO CÁO TỐT NGHIỆP Đề án kĩ thuật " Thiết kế trạm dẫn động băng tải "MỤC LỤC Nhận xét của giáo viên ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của con người . Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều . Là một sinh viên khoa Cơ Khí Chế Tạo Máy em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy cô . Việc thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ và đúc kết được nhữngkiến thức cơ bản của môn học . Môn học “ Thiết kế sản phẩm với CAD” là một môn khoa học mới với sự trợ giúp của máy tính, kết với phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về các phần mềm thiết kế các sản phẩm cơ khí,cũng như việc hiểu cơ bản về cấu tạo,nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vaò việc thiết kế máy , vì vậy Thiết kế đồ án môn học “Thiết kế sản phẩm với CAD” là công việc quan trọng và rất cần thiết . Đề tài thiết kế của chúng em được giao là “Thiết kế trạm dẫn động băng tải “. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo trong bộ môn, đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của Thầy Lê Xuân Hưng và cô Nguyễn Thị Thanh Nga cùng với sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn chúng em đã hoàn thành được đồ án này Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này . Chúng em xin chân thành cảm ơn! Thái Nguyên , Ngày 20 tháng 05 năm 2011 Nhóm sinh viên thực hiên : Nhóm 35 TàI LIệU THAM KHảO [1] . Nguyễn Trọng Hiệp : Chi Tiết Máy , tập 1 và tập 2 Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999 [2] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong Tập bản vẽ chi tiết máy Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978 [3] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển : Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí , tập 1 và tập 2 Nhà xuất bản Giáo dục , 1999 PHần 1 Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí 1 . tính Chọn động cơ điện : 1.1 : Chọn kiểu loại động cơ điện : Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn giản song chúng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế ... Dưới đây là 1 vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường : * 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 ba pha: bao gồm 2 loại : động cơ ba pha đồng bộ và động cơ ba pha không đồng bộ. - động cơ ba pha đồng bộ : + ưu điểm : hiệu suất và cosj cao , hệ số tải lớn +nhược điểm : thiết bị tương đối phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , + ứng dụng : chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , 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 ngắn mạch + 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 điện mở máy thấp nhưng cosj thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . + Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch (rôto lồng sóc) có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản , có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất 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 và được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch (rôto lồng sóc) 1.2 . Chọn công suất động cơ: Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. để đảm bảo cần thoả mãn yêu cầu sau : ³ Trong đó: -  : công suất định mức của động cơ - : công suất đẳng trị trên trục động cơ Theo đề bài cho : tải trọng không đổi quay một chiều nên : ³ Với : Plvdc : Công suất làm việc danh nghĩa của đông cơ: = (kw) Trong đó : htong : hiệu suất chung của hệ thống với mắc nối tiếp các bộ truyền: = h1.h2.h3 Với các bộ truyền mắc song song thì htong =hi Công suất làm việc danh nghĩa của chi tiết : == (kw) Theo bảng 1.1 trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và các ổ ta có: h1 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: h1=0,97 h2 là hiệu suất một cặp ổ lăn h2=0,995 h2 là hiệu suất của khớp nối h2=1 hiệu suất chung của hệ thống là: = h21.h42.h23=0,972x0,9954x12= 0,9222 Công suất làm việc danh nghĩa của đông cơ: = (kw) Điều kiện làm việc của động cơ: Pdmdc ³ Pdtdc³ Plvdc=17.45 (kw) ³17.45 (kw) Ta có bảng : BT bánh răng ổ lăn Khớp nối 0.97 0.995 1 1.3 : Chọn số vòng quay đồng bộ của đồng cơ : Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức sau : nđb = Ttong đó : f- tần số của dòng điện xoay chiều(Hz),f=50Hz p- số đối cực từ p=1 ;2 ;3 ;4 ;5 ;6 Trên thực tế số vòng quay đồng bộ có các giá trị là : 3000 ; 1500 ; 1000 ; 750 ; 600 ; 500v/p. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ tăng(vì đối cực lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy trong các dẫn động cơ khí nói chung nếu không có yêu gì đặc biệt thì hầu như các động cơ có số vòng quay đòng bộ là 1500(v /p) - Với hệ dẫn động băng tải nct = Trong đó : D- Đường kính tang dẫn của băng tải (mm) v- Vận tốc vòng của băng tải (m/s) - Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho đọng cơ Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb=1500(v/p) thì tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb được xác định theo công thức sau : Ta thấy usb=23.89 thuộc khoảng (8) nên dùng theo bảng 1.2 chọn ndb=1500(v/p) 1.4> Chọn động cơ thực tế Căn cư vào công suát đẳng trị 17.45 kw tra bảng p1.3 chn động cơ 4A180S4Y3 có các thông như sau : Kiểu động cơ Công suất(kw) Vận tốc quay(v/ph) Cos 4A180S4Y3 22 1470 90 2.2 1.4 0.90 1.5: Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ: a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ : Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức: ³ Trong đó là công suất mở máy của động cơ = .= 1.4x22 = 30.8 (kw) Với: TK và Tdn là mô men khởi động và mô men danh nghĩa của động cơ Plà công suất cản ban đầu trên trục động cơ = Kbd.= 1,55x17.45 = 27.0475 (kw) => ³ Vậy thoả mãn điều kiện mở máy . b . Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ : Để tránh điều kiện quá tải cho động cơ làm việc với sơ đồ tải không đổi theo điều kiện: ³ Trong đó: - Công suất lớn nhất cho phép của động cơ (kw) - Công suất đặt lên trục đông cơ khi quá tảI, chính là công suất trên trục động cơ của giá trị tảI lớn nhất trong sơ đồ tải. Ta có: ==2.2x22=48.4 (kw) ³=(kw) => ³ thỏa mãn điều kiện bền quá tải cho động cơ 2 . Phân phối tỷ số truyền : * Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống : uS = Trong đó: - nđc là số vòng quay của động cơ nđc =1470 (v/ph) -nct là số vòng quay của trục công tác nct = 62.784 (v/ph) Þ uS = * Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp uh = u1.u2 Với u1 là tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u2 là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm. * Với hộp giảm tốc cấp chậm tách đôi ta có: u2=1,2776 Trong đó : KC2 =11,3, chọn Kc2=1.2 và là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp chậm Chọn: =0.3 =0.35 Do hệ dẫn động không có bộ truyền ngoài nên uh==23.413 => u2=1,2776=1,2776 => u1== 3. Xác đinh thông số cho trục : 3.1 . Tính số vòng quay của các trục : Tốc độ quay của trục I : nI = = nđc = =1470(v/ph) vì = 1 là tỷ số truyền của bô truyền (hoặc khớp nối) nối giữa động cơ và trục I Tốc độ quay của trục II : nII = =256,186 (v/ph) Tốc độ quay của trục III : nIII = = 62.8 (v/ph) Tốc độ quay của trục IV: nIV= (v/ph) 3.2 . Tính công suất trên các trục : Với sơ đồ tải, chọn công suất danh nghĩa là công suất lớn nhất Công suất danh nghĩa trên truc động cơ tính theo công thức = ===17.45 (kw) Công suất trên trục I : PI = .hk.hổl = 17.45x1x0.995 = 17.36275 (kw) Công suất trên trục II : PII = PI.hbr.hổl = 17.36275x0.97x0.995 = 16.758 (kw) Công suất trên trục III : PIII = PII.hbr.hôl = 16.758x0.97x0.995= 16.174 (kw) Công suất trên trục IV: PIV= PIVx x= 16.174x1x0.995=16.093(kw) 3.3 . Tính mômen xoắn : Mô men xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức: T = 9,55.106 Mômen xoắn trên trục động cơ : Tdc = 9,55.106. = 9,55.106. =113365,646 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I : TI = 9,55.106. =9,55.106. =112798,818(Nmm) Mômen xoắn trên trục II : TII = 9,55.106. =9,55.106. = 624698,07(Nmm) Mômen xoắn trên trục III : TIII =9,55.106. = 9,55.106. =2459581.21 (Nmm) Moomen xoắn trên trục IV: TIV=9.55.106.(Nmm) Lập bảng thông số khi làm việc Trục Đ/cơ I II III Công tác Công suất (kw) 17.45 17.36275 17.758 16.174 16.093 Tỷ số truyền (-) 1 5.738 4.08 1 Số vòng quay(v/ph) 1470 1470 256,186 62.8 62.8 Mô men (N.mm) 113365,646 112798,818 624698,07 2459581.21 2447263.535 Phần 2 Thiết kế bộ truyền cơ khí II- Thiết kế bộ truyền bánh răng A  : Bộ truyền bánh răng cấp nhanh: 1 . Chọn vật liệu : Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB ≤ 350 . Cụ thể, tra Bảng 6.1 (TTTKHDĐCK-I) ta chọn : + Bánh I ( Bánh nhỏ) Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền Mpa Giới hạn chảy MPa Bánh nhỏ 45 Tôi cải thiện HB 421285 Chọn HB= 255 850 580 + Bánh II (Bánh lớn) Dùng thép 45 có nhiêt độ thông thường ta có: HB2<HB1 từ 1015HB Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền Mpa Giới hạn chảy MPa Bánh lớn 45 Thường hóa HB192240 Chọn HB=240 750 450 2. Xác định ứng suất sơ bộ a. ứng suất tiếp xúc cho phép: được xác định theo công thức . Trong đó : ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc , lấy ZR=1 ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, lấy ZV=1 KXH:Hệ số xét đến ảnh hưởng cảu kích thước răng, lấy KXH=1 KHL:Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ được xác đinh theo công thức : = Với m=6 (khi HB ≤ 350) => = NHO- Chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO=30. NHE- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHO=60 Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1 n - số vòng quay trong 1 phút, n=1470 (v/ph) - tổng số gio làm việc của bánh răng đang xét : => * Với bánh 1( bánh nhỏ) : ta có HB=255 Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK-I) ta có =2.HB+70=2.255+70=580 (MPa) SH1=1,1 => NHO1=30.=30.1902,4=8833440,682 Ta thấy: NHE1 > NHO1 do vậy ta lấy NHE1 = NHO1 để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KHL1 == 1 => ứng suất tiếp xúc cho phép: * Với bánh 2( bánh lớn) : HB=240 Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK-I) ta có =2.HB+70=2.240+70=550 (MPa) SH=1,1 => NHO2=30.=30.2202,4=12558439,82 Do NHE > NHO vậy ta lấy NHE = NHO để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KHL2 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép Vì cặp bánh răng phân đôi cấp chậm vậy ta có ứng suất tiếp xúc sơ bộ cho phép của cấp chậm là: Ta có (MPa) 1,25[sH]sbmin=1,25.500=625a) Ta thấy Chọn b. ứng suất uốn sơ bộ cho phép: Từ công thức : Trong đó: : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, lấy =1 : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, lấy =1 : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, chọn =1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải , lấy =1 Bước đầu chọn sơ bộ ====1 => Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK-I) ta có : =1,75 =1,8 HB Ta có : : hệ số tuổi thọ xét đén ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức: Trong đó: - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Tương tự trên ta có: : c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1 n - số vòng quay trong 1 phút, n=1470 (v/ph) - tổng số giừo làm việc của bánh răng đang xét : => * Với bánh 1( bánh nhỏ) : HB=255 Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK-I) ta có : =1,8.HB=1,8.255=459(MPa) Mặt khác =4.106 Ta thấy: NFE1 > NFO1 do vậy ta lấy NFE1 = NFO1 để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền ứng suất uốn sơ bộ cho phép * Với bánh 2( bánh lớn) : HB=235 Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK-I) ta có =1,8HB=1,8.240=432 (MPa) SF=1,75 Và NFO2=4.106 Ta thấy : NFE2 > NFO2 do vậy ta lấy NFE2 = NFO2 để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền KFL2 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép b. ứng suất quá tải cho phép: + ứng suất tiếp xúc khi quá tải: Vì: nên ta lấy => + ứng suất uốn khi quá tải: 3 . Xác định các thông số của bộ truyền : a. Khoảng cách trục : được xác theo công thức : Trong đó : Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5(I) ta có: Ka=43 T1 : Mô men xoắn trên bánh chủ động T1=112798,818 : ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền : =500a) u1 : Tỷ số truyền trục I u1=5.738 Tra bảng 6.6(I) chọn =0,3 => Tra bảng 6.7(I) với bánh răng thẳng cấp nhanh thuộc sơ đồ 7 : Hê số phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Vậy khoảng cách trục => Ta chọn aw1=190 (mm) 4 . Các thông số ăn khớp : a.Mô đun (m) : Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn m1=(0,010,02).aw=(0,010,02).190=1,93,8 Tra bảng 6.8(I) ta lấy m1=2,5 (mm) b.Góc nghiêng răng : Đối với bánh răng thẳng trong hộp giảm tốc phân đôi nên góc nghiêng răng -số răng bánh nhỏ: (răng) Chọn z1=24 (răng) -số răng bánh lớn: z2=z1.u1=24.5,738=137,712 (răng) Ta chọn z2=138 (răng) * Tính lại tỷ số truyền : * Tính lại khoảng cách trục: Chọn aw1=202,5(mm) c.Đường kính vòng chia : +> Bánh nhỏ : (mm) +> Bánh lớn : d.Đường kính đỉnh răng : +> Bánh nhỏ : +> Bánh lớn : e.Đường kính chân răng : +> Bánh nhỏ : +> Bánh lớn : d.Chiều rộng vành răng: Ta có chiều rộng vành răng được tính theo công thức : =0,3.202,5=60,75 +> Bánh nhỏ : bw1=bw1+0,04bw1=60,75 +0,04.60,75=63,18(mm) +> Bánh lớn : Lấy bw2=bw1=63,18 (mm) 5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện : [sH] Trong đó : ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong Tra bảng 6.5(I) : Trị số của các hệ số .... và được =274 (MP) . ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = bb là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgbb = cosat.tgb at = = Þ cosat = 0,94 Þ tgbb = cos(20 0).tg(00) = 0 Þ bb = 00 ZH = = 1,764 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Ze = vì eb = bW.sinb/m1p = = 0 ea = [1,88 - 3,2()]cosb = [1,88 - 3,2()]cos(0) =1,723 Þ Ze = = 0,871 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :. trong đó : KHb = 1,02 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 7 ) KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: dw1= Vận tốc vòng của bánh răng : Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 6 (m/s) Þ cấp chính xác của bánh răng là 8. Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KHa = 1,13. KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1 + với = dH.g0v1 = 0,004.56.4,623. = 6,152 trong đó :-dH là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được dH = 0,004; -g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 56 Þ KHv == 1 + =1,08 =1,02.1,13.1,08 =1,244 vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: =505,5 (MPa) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Trong đó : [sH]sb = 409,091 (MPa) Do HB < 350 nên Zv=0,9.v0,05=0,9.4,6230,05=0,97 đường kính vòng đỉnh da1=70 < 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 với cấp chính xác động học là 8 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 ¸ 0,63 (mm) Þ lấy ZR = 0, 97 Þ = 0,98.1.0,97.513,635=488,261(MPa) Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc chênh lệch DsH = = = 3,41<4% 5 . Kiểm nghiệm 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 : [sF] Trong đó : T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 113365,646 (N) m : mô dun pháp m = 2,5 (mm) bW : chiều rộng vành răng bW = 63,18 (mm) dW: đường kính vòng lăn bánh chủ động dW = 60,1 (mm) Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Ye = = = 0,58 Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : = 1 YF, YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Số răng tương đương : Zv = = = 24(răng) Zv= = = 138(răng) Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0. Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF= 3,90 ;YF2= 3,60 Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ... được KFb= 1,02 Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KFa = 1,37 (v < 10(m/s) KFvlà hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFv = 1 + với F = dFg0v = 0,011.56.4,623 = 16,917 Với dF=0,011 tra bảng 6.15(I)/107 g0=56 tra bảng 6.16(I)/107 Þ KFv = 1 + =1,202 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: =90,711(MPa) ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị độ