Đồ án Thiết kế sản phẩm với CAD

Mục lục PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Chọn kiểu, loại động cơ Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hay các thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên của quá trình thiết kế. Việc chọn động cơ có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn, thiết kế hộp giảm tốc, các điều kiện sản xuất, điều kiện về kinh tế Do đó việc chọn đúng loại động cơ rất quan trọng. Động cơ điện: gồm có loại động cơ 1 chiều và loại động cơ xoay chiều. + Động cơ điện một chiều: là loại động cơ có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của mô men và vận tốc góc ở phạm vi rộng, khởi động êm, hãm và xoay chiều dễ dàng. Tuy nhiên loại này khó kiếm, giá thành cao, phải tăng thêm vốn đầu tư để dặt các thiết bị chỉnh lưu. + Động cơ điện xoay chiều: có loại động cơ xoay chiều một pha và loại động cơ điện xoay chiều ba pha. Động cơ điện xoay chiều một pha thì có công suất nhỏ, chỉ sử dụng trong sinh hoạt. Trong công nghiệp thường dùng loại động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ. So với loại động cơ ba pha không đồng bộ thì động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, thiết bị tương đối phức tạp, gia thành cao vì cần thiết bị khởi động. Thường chì sử dụng cho các trường hợp công suất lớn, ít phài mở máy và dừng máy. Động cơ ba pha không đồng bộ gồm có hai kiểu: kiểu roto dây cuốn và kiểu roto lồng sóc. Loại động cơ không đồng bộ kiểu dây cuốn cho phép điều chỉnh tốc độ trong phạm vi nhỏ, có dòng điện mở máy thấp nhưng cosj thấp, giá thành cao, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng trong một phạm vi hẹp. Loại động cơ không đồng bộ kiểu lồng sóc có kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo dưỡng, có thể trực tiếp đầu với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng. Nhưng hiệu suất và hệ số cosj thấp hơn so với loại động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc. Nhờ có những ưu điểm trên đáp ứng được các yêu cầu cơ bản về chọn loại động cơ. Do đó, ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn. Chọn công suất động cơ Công suất 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 điều kiện đó nó phải thỏa mãn yêu cầu sau: (kw) Trong đó: - Công suất định mức trên trục của động cơ. – Công suất đẳng trị trên trục động cơ. Với tải trọng không đổi thì công suất đẳng trị trên trục động cơ được xác định: Với : Trong đó: - Giá trị công suất làm việc động cơ - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác - Hiệu suất chung toàn bộ truyền. Ta có: Hiệu suất của bộ truyền: Với : - là hiệu suất của ổ - hiều suất của bánh răng - hiệu suất của khớp nối Chọn giá trị hiệu suất theo bảng ta có 0,99 0,97 1 Vậy ta có: Công suất làm việc của động cơ: Chọn động số vòng quay đồng bộ của động cơ Số vòng quay của trục động công tác: Ta có với hệ băng tải: D : Đường kính tang băng tải. v : vận tốc vòng quay của băng tải (m/s). Ta có: (v/ph) Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ. Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ (v/ph) (kể đến hiệu suất trượt thì v/p) Khi đó tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống : Tra bảng 1.2 ta thấy nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng (840) đối với truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp. Chọn động cơ thực tế Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính toán được tra bảng P1.1[1] ta chọn động cơ K180M4. Với bảng thông số kỹ thuật của động cơ đã chọn là. Tên động cơ Công suất (KW) Vận tốc quay (V/ph) Cosj (%) K180M4 15 1450 0,88 87,5 5,5 1,6 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải động cơ a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng được sức ỳ của hệ thống. Do đó phải tiến hành kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ. Điều kiện mở máy: Trong đó: là công suất mở máy của động cơ (kw) : là công suất ban đầu của động cơ (kw) Ta thấy điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn. b. Kiểm tra điều kiện qua tải cho động cơ Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ vì trong suốt quá trình làm việc tải trọng không thể lớn hơn được công suất cho phép. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: Trong đó: ndc: số vòng quay của động cơ đã chọn. (v/ph) ndc= 1450 (v/ph) nct :số vòng quay của trục động công tác (v/ph). Ta có: Mà: Với uh; tỉ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc ung: tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc. ung=1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc Ta có: tỉ số truyền ngoài hộp ung = 1 Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp Ta có => Đối với HGT bố trí đồng trục như trên ta có thể tính tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh u1 theo công thức sau: Vậy ta có Tính toán các thông số trên trục Tính công suất trên trục Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức sau. Công suất danh nghĩa trên các trục I,II và III xác định theo công thức sau. Công suất trên trục công tác. Tính số vòng quay của các trục Tốc độ quay của trục I. Tốc độ quay của trục II: (v/ph) Tốc độ quay của trục III: (v/ph) Tốc độ quay của trục công tác: (v/ph) Tính mô men xoắn trục Mô men xoắn trục được xác định dựa vào công thức sau. Mô men xoắn trên trục I: Mô men xoắn trên trục II: (N.mm) Mô men xoắn trên trục III: (N.mm) Mo men xoắn trên trục công tác: (N.mm) Lập bảng kết quả Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau. Ta có bảng số liệu các thông số: Trục Đ/cơ I II III Công tác Công suất (kw) 14,405 14,261 13,695 13,152 13,02 Tỷ số truyền (-) 1 7,839 2,306 1 Số vòng quay(v/ph) 1450 1450 184,67 80,214 80,214 Mô men (Nmm) 93928,48 707084,926 1565771,89 1550114,175 PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM Chọn vật liệu Để đảm bảo khả năng chịu tải, tính công nghệ, điều kiện sản xuất, tính kinh tế cho việc chế tạo và thiết kế hộp giảm tốc.Vì vậy, ta phải chọn loại vật liệu cho phù hợp. Đây là loại HGT có công suất trung bình do đó chỉ cần chọn vât liệu nhóm I, có độ rắn , bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, bộ truyền có khả năng chạy mòn. Tra bảng 6.1[1] ta chọn loại vật liệu: Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa) Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB192240 750 450 Lớn 45 Tôi cải thiện HB192240 750 450 Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép[] được xác định: Với: ZR: Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám bề mặt răng làm việc Zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng YS: Hệ số kể đến ánh hưởng đến độ nhạy của vật liệu tới sự tập trung ứng suất KxF: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng tới độ bền uốn KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc đặt tải Khi tính toán sơ bộ: Do đó ta có: Trong đó: và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với sô chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của và Ứng suất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :=2HB+70 Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : =1,1 Ứng suất uốn cho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở : =1,8HB Hệ số an toàn khi tính về uốn : =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB3 = 230 Chọn độ rắn bánh lớn : HB4 = 215 Như vậy ta có: Đối với bộ truyền quay một chiều, tải trọng một phía thì KFC =1 Ta có: ; Với mH,mF : Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn. Với vật liệu có thì: mH= 6,mF = 6 NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Bánh nhỏ: Bánh lớn: NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO= 4.106 đối với các loại thép. NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Vì tải không đổi ta có: Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần) n: số vòng quay trong một phút : Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Ta có (chu kỳ) (chu kỳ) Ta thấy : NHE > NHO, NFE > NFO. Ta chọn NHE = NHO, NFE =NFO. KHL = KFL =1 Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là: (MPa) ; (MPa) Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và lớn làn lượt là: (MPa) ; (MPa) Do là hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy trung bình giá trị của hai bánh để tính toán. Vậy ứng suất cho phép của cấp chậm là: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Ứng suất uốn cho phép khiu quá tải: Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng Khoảng cách trục Hộp giảm tốc đồng trục nên ta có khoảng cách trục cấp chậm cũng như cấp nhanh. Do cấp chậm chịu momen xoắn lớn hơn nên tính toán khoảng cách trục aw2 cho cấp chậm, cấp nhanh sẽ lấy theo cấp chậm để đảm bảo trục cấp nhanh không thừa bền. Ứng với : hệ số chiều rộng vành răng là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6[1] ta chọn = 0,4. : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[1] Ta chọn = 43(MPa)1/3 : hệ số kể đến sự phân bộ không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng . Với hệ số Tra bảng 6.7[1] ta chọn =1,05 Ta có: Ta chọn : = 220(mm) Xác định các thông số ăn khớp a. Xác định mô đun Tra bảng trị số tiêu chuẩn của modun (bảng 6.8[1]) ta chọn mm. b. Chiều rộng vành răng Công thức quan hệ: Chọn sơ bộ = 140 c. Số răng Số răng bánh nhỏ: Chọn Chọn =99 Ta có tỉ số truyền thực: Góc nghiêng: d. Tính các thông số truyền khác. Dựa vào bảng 6.11[1] + Khoảng cách trục : + Đường kính vòng chia : + Đường kính vòng lăn: + Đường kính đỉnh răng: + Đường kính chân răng : + Góc profin gốc + Đường kình cơ sở: + Góc profin răng: + Góc ăn khớp: + Hệ số trùng khớp dọc: + Hệ sô trùng khớp ngang : Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau. Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.Tra bảng 6.5[1] Ta có: ZM = 274(MPa)1/3 ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở. : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Trong đó: : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Trị số cấp chính xác phụ thuộc vào vận tốc vòng : Tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác theo ta được cấp chính xác là 9. Từ đó tra bảng 6.14[1] ta chọn , Ta có: với hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[1] ta có : =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Tra bảng 6.16[1] ta có : =73 Vậy ta có Vậy ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]CX = [sH].Zv.ZR.KxH Trong đó : [sH] = (MPa) Với v = 1,66 (m/s) < 5 (m/s),độ rắn bề mặt răng HB < 350 Þ lấy Zv = 1 Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) Þ lấy KxH = 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 Ra = 2,5 ¸ 1,25 (mm) Þ lấy ZR = 0,95 Þ [sH]CX = 468,19.1.0,95.1 = 444,78 (MPa) Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc chênh lệch: Ta chọn và chọn để đảm bảo quá trình ăn khớp tải trọng phân bố đều. Kiểm nghiệm răng 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: Trong đó: TII = 707084,926 – momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm; m - modun pháp, mm; bw – chiều rộng vành răng, mm; bw = 88 mm. dw3 - đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm; dw3 = 132,61 mm : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh Số răng tương đương : tra bảng 6.18 [ 1] với bánh răng không cần dịch chỉnh nên ta có hệ số dịch chỉnh là x = 0 Tra bảng 6.18[1] ta được : YF3 = 3,70, YF4 = 3,61 Tra bảng 6.7[1] ta có với sơ đồ HGT đồng trục, trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được Tra Bảng 6.14[1] : 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 = 1,27 (v <5m/s) KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Với Tra bảng 6.15[1] và bảng 6.16[1] ta có và vậy ta có Ta có : ta có hệ số tải trọng tính uốn Vậy ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : với m = 3 (mm) Þ YS = 1,08 - 0,0695ln(3) = 1,0036 YR = 1,1 : phụ thuộc độ nhám KxF = 1 vì da < 400(mm) [sF3]CX = [sF3]YRYSKxF =236,57. 1,1 . 1,0036 . 1 = 261,177 (MPa) > sF3 [sF4]CX = [sF4]YRYSKxF =221,14. 1,1 . 1,0036 . 1 = 244,144 (MPa) > sF4 Þ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải •ứng suất tiếp xúc cực đại : < [sH]max = 1260 (MPa) •thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. •ứng suất uốn cực đại : < [sF3]max = 360 (MPa)s < [sF4]max = 360 (MPa) => đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị aw 220 mm h 5,625 yba 0,4 b 14,4 độ bw3 93 mm a 20 độ bw4 88 mm at = atw 20,58 độ Z3 43 Răng ea 1,72 Z4 99 Răng eb 2,32 ut 2,302 v 1,28 m/s mn 3 mm sH 441,46 MPa d3 133,24 mm sF3 114,04 MPa d4 306,76 mm sF4 111,26 MPa dw3 133,24 mm [sH]cx 444,78 MPa dw4 306,76 mm [sF3]cx 261,17 MPa da3 139,24 mm [sF4]cx 244,14 MPa da4 312,76 mm sHmax 1260 MPa df3 125,74 mm sF3max 360 MPa df4 299,26 mm sF4max 360 MPa db3 125,204 mm DsH 0,74 % db4 288,26 mm THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 2.2.1 . Chọn vật liệu Chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB < 350 . •Tra bảng 6.1[1] : Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa) Lớn 45 Tôi cải thiện HB192240 750 450 Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB241285 850 580 Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép[] được xác định: Khi tính toán sơ bộ: Do đó ta có: và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với sô chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2[1] ta có trị số của và Ứngsuất tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở :=2HB+70 Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc : =1,1 Ứng suất uốn chocho phép ứng với cố chu kỳ cơ sở : =1,8HB Hệ số an toàn khi tính về uốn : =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB1 = 250 Chọn độ rắn bánh lớn : HB2 = 235 Như vậy ta có: Đối với bộ truyền quay một chiều, tải trọng một phía thì KFC =1 Ta có: Với mH,mF : Là bậc của đường cong tiếp xúc, đường cong uốn. Với vật liệu có thì: mH= 6,mF = 6 NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Bánh nhỏ: Bánh lớn: NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; NFO= 4.106 đối với các loại thép. NHE,NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Vì tải không đổi ta có: Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1 (vì tải trọng một chiều nên trong một vòng quay một đôi răng ăn khớp một lần) Trong đó : n: số vòng quay trong 1 phút : Số vòng quay của trục I: nI = 1450 (v/ph) Số vòng quay của trục I: nII = 184,67(v/p) : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: = 28032(h) Ta thấy NHE > NHO do đó ta lấy NHE = NHO để tính Do đó hệ số tuổi thọ sét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL = KFL = 1 a.Tính sơ bộ ứng suất cho phép: Bánh nhỏ Bánh lớn Do là bộ truyền dung bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có thể lấy trung bình hai ứng suất sơ bộ để tính toán. Ta có ứng suất tiếp xúc của bộ truyền: b. ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: c. ứng suất uốn cho phép: c. ứng suất uốn khi quá tải: Xác định các thông số ăn khớp Vì là hộp giảm tốc đồng trục nên ta có khoảng cách trục aw1 = aw2= 220(mm) ta chọn Chiều rộng vành răng: Chọn = 66 a.Xác định các thông số ăn khớp Mô đun Tra bảng 6.8[1] trị số mô đun tiêu chuẩn ta chọn giá trị mô đun tiêu chuẩn là Xác định số răng và góc nghiêng Ta chọn sơ bộ Vậy ta có: Chọn Z1 = 19 Z2 = u.Z1 = 7,839.19 = 148,9 chọn Z2 =150 Ta có: Tỉ số truyền thực Không nên dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn từ bước tính trước. Góc nghiêng thực: Đường kính vòng chia: Đường kính vòng lăn : Đường kính đỉnh răng : Đường kình chân răng : Góc profin răng : Góc ăn khớp : Hệ số trùng khớp ngang : Hệ số trùng khớp dọc : Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện: Trong đó: ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5[1] có được ZM = 274(Mpa)1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở Vậy ta có Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Ze = vì eb = 2,2 >1; ea = 1,623>1,1 Þ Ze = = 0,78 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : trong đó : với = 0,5 . 0,3. (7,89 + 1) =1,275 KHb = 1,1 tra theo bảng 6.7[1] ứng với sơ đồ 5. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Vận tốc vòng của bánh răng : Tra Bảng 6.13[1] Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng v < 4 (m/s) Þ cấp chính xác của bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14[1] được KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1 + với vH = dH.g0v = 0,002.73.3,75. = 2,89 (m/s) (trong đó dH là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15[1] được dH = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 [1]được g0 = 73) Þ KHv = 1 + Þ KH = 1,1 . 1,13 . 1,04 = 1,29 vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc của cấp nhanh: •Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh [sH]CX = [s].Zv.ZR.KxH Trong đó : [s] = 504,545 (Mpa) với v = 3,92 (m/s) < 5 (m/s) Þ lấy lấy Zv = 1 đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) Þ lấy KxH = 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 Ra = 2,5 ¸ 1,25 (mm) Þ lấy ZR = 0,95 Þ [sH]CX = 504,545. 0,95.1 = 479,31(MPa) •Như vậy có : sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc. •Chênh lệch DsH = = Vậy bw2 = 66 và bw1 = 71 để đảm bảo quá trình ăn khớp 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 : Trong đó : T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 93928,48 (N) mn : môđun pháp mn = 2,5(mm) bW : chiều rộng vành răng bW1 = 82 (mm) dW1: đường kính vòng lăn bánh chủ động dW1 = 49,467 (mm) Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Ye = = Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : YF1, YF1 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 : Zv1 = = Zv2= = Vì răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0. Tra Bảng 6.18[1] Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF1= 4,08 và YF2= 3,6 Tra Bảng 6.7[1] (sơ đồ 5) Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng được KFb= 1,22 Tra Bảng 6.14[1] 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 răng nghiêng KFa = 1,37 KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFv = 1 + với F = dFg0v =. Þ KFv = 1 + Hệ số tải trọng khi tính về uốn : . •ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: •ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: •Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : với m = 2,5 (mm) Þ YS = 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,0163 YR = 1 (phụ thuộc việc đánh bó