Đồ án Cơ sở thiết kế máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải - ĐH Cần Thơ

Hướng dẫn chi tiết đồ án cơ sở thiết kế máy hệ dẫn động đai. Cung cấp quy trình tính toán động học, lực chọn động cơ và thiết kế bộ truyền chính xác.

• Tác giả: Trần Huỳnh Được
• Người hướng dẫn: ThS. Phạm Quốc Liệt
• Trường học: Đại học Cần Thơ
• Chuyên ngành: Kỹ thuật Cơ khí
• Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động băng tải
• Loại tài liệu: Đồ án cơ sở thiết kế máy
• Năm xuất bản: 2022
• Địa điểm: Cần Thơ

Tóm tắt

I. Tổng quan về thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc hai cấp

Hệ dẫn động băng tải đóng vai trò cốt lõi trong dây chuyền sản xuất công nghiệp hiện đại. Thiết bị vận chuyển vật liệu liên tục với năng suất cao và độ tin cậy lớn. Thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc hai cấp cung cấp giải pháp truyền động hoàn chỉnh. Hệ thống bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai ngoài, hộp giảm tốc hai cấp và khớp nối trục. Động cơ điện tạo ra nguồn động lực sơ cấp với tốc độ quay cao. Bộ truyền ngoài tiếp nhận mô-men xoắn ban đầu và giảm thiểu rung động phát sinh. Hộp giảm tốc hai cấp khai triển giữ vai trò biến đổi tốc độ quay về giá trị làm việc phù hợp của tang băng tải. Các cụm chi tiết máy liên kết chặt chẽ qua trục dẫn, ổ lăn và mối ghép then. Việc tính toán chính xác kích thước hình học đảm bảo kết cấu cơ khí đạt độ cứng vững cao. Hiệu suất toàn hệ thống được duy trì ổn định trong suốt vòng đời vận hành. Thiết kế chuẩn hóa giúp tiết kiệm chi phí gia công chế tạo và bảo trì thiết bị.

1.1. Cấu trúc tổng thể của hệ dẫn động băng tải công nghiệp

Cấu trúc hệ dẫn động gồm các khối chức năng liên hoàn. Khối nguồn động lực sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha rotor lồng sóc. Khối truyền dẫn sơ cấp sử dụng bộ truyền đai thang để dẫn động từ trục động cơ sang trục một của hộp giảm tốc. Khối biến đổi tốc độ chính là hộp giảm tốc hai cấp khai triển gồm các cặp bánh răng ăn khớp. Khối chấp hành bao gồm trục công tác, tang dẫn và băng tải cao su. Khớp nối trục đàn hồi liên kết trục ra của hộp giảm tốc với trục tang băng tải. Từng bộ phận đều có chức năng cơ học độc lập nhưng phối hợp đồng bộ. Sự liên kết này giúp hệ thống vận hành êm ái và đạt hiệu quả năng lượng cao.

1.2. Vai trò của hộp giảm tốc hai cấp trong hệ dẫn động

Hộp giảm tốc hai cấp giữ vai trò trung tâm trong quá trình truyền và biến đổi chuyển động. Thiết bị thực hiện nhiệm vụ giảm tốc độ góc lớn từ trục động cơ xuống tốc độ yêu cầu trên trục máy công tác. Đồng thời, thiết bị khuếch đại mô-men xoắn lên nhiều lần nhằm thắng lực cản chuyển động của tải trọng. Sơ đồ khai triển hai cấp tạo điều kiện bố trí không gian hợp lý và dễ gia công thân vỏ. Cơ cấu phân chia tỷ số truyền cho cấp nhanh và cấp chậm giúp giảm kích thước chung của cụm bánh răng. Việc che chắn kín trong vỏ hộp bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn và tạo môi trường bôi trơn lý tưởng.

II. Phân tích kỹ thuật hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc hai cấp

Quá trình thiết kế hệ thống dẫn động đòi hỏi việc phân tích động lực học kỹ lưỡng. Chế độ tải trọng của băng tải thường thay đổi và chịu va đập trong chu kỳ làm việc. Việc chọn công suất động cơ không phù hợp sẽ dẫn đến hiện tượng quá tải hoặc lãng phí năng lượng. Phân phối tỷ số truyền giữa bộ truyền ngoài và hai cấp bánh răng trong hộp là bài toán phức tạp. Tỷ số truyền không tối ưu làm tăng kích thước toàn bộ cụm dẫn động. Lực ăn khớp tại các cặp bánh răng sinh ra ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn lớn ở chân răng. Ứng suất thay đổi tuần hoàn gây ra hiện tượng mỏi bề mặt và nứt chân răng. Các trục truyền động phải chịu đồng thời mô-men xoắn và mô-men uốn đa phương phức tạp. Biến dạng uốn của trục gây mất đồng tâm tại các gối đỡ ổ lăn. Ma sát sinh nhiệt tại các bề mặt tiếp xúc làm giảm chất lượng dầu bôi trơn. Thiết kế vỏ hộp thiếu độ cứng vững sẽ dẫn đến rung động và tiếng ồn lớn.

2.1. Hiện tượng hỏng hóc và mất an toàn trên bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc chịu tải trọng chu kỳ biến đổi liên tục. Hai dạng hỏng nguy hiểm nhất là tróc rỗ bề mặt răng do mỏi tiếp xúc và gãy răng do mỏi uốn. Tróc rỗ xuất hiện khi ứng suất tiếp xúc vượt quá giới hạn mỏi cho phép của vật liệu. Hiện tượng gãy chân răng xảy ra tại khu vực tập trung ứng suất lớn ở góc lượn đáy răng. Sự ăn khớp không êm gây va đập động lực học làm gia tăng tiếng ồn và mài mòn cục bộ. Ngoài ra hiện tượng dính răng xảy ra khi màng dầu bôi trơn bị phá vỡ dưới nhiệt độ cao.

2.2. Vấn đề chịu lực phức tạp trên các trục truyền và ổ lăn

Hệ thống trục trong hộp giảm tốc chịu tổ hợp lực uốn và xoắn trong không gian ba chiều. Lực tác dụng từ các bộ truyền ngoài và lực ăn khớp bánh răng truyền trực tiếp lên ngõng trục. Trục cấp nhanh chịu mô-men xoắn nhỏ nhưng vận tốc quay cao và lực hướng tâm từ bộ truyền đai. Trục trung gian và trục cấp chậm chịu mô-men uốn và mô-men xoắn rất lớn. Hiện tượng uốn trục làm lệch góc tiếp xúc giữa các vành ổ lăn đỡ chặn. Sự mất cân bằng lực dọc trục dễ dẫn đến kẹt ổ và phá hủy vòng bi sớm hơn tuổi thọ tính toán định mức.

III. Phương pháp thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc hai cấp

Phương pháp thiết kế hệ dẫn động băng tải tuân thủ quy trình tính toán cơ học tiêu chuẩn. Bước khởi đầu là xác định công suất làm việc cần thiết và chọn động cơ điện ba pha. Tỷ số truyền chung được phân phối hợp lý cho bộ truyền đai ngoài và hai cấp bánh răng trong hộp. Bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng để tăng hệ số trùng khớp và giảm rung động. Cấp chậm ứng dụng bánh răng trụ răng thẳng nhằm triệt tiêu lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ. Khoảng cách trục được xác định từ điều kiện độ bền tiếp xúc cho phép. Kích thước mô-đun và chiều rộng vành răng được kiểm nghiệm chính xác theo độ bền uốn. Trục truyền động được tính toán sơ bộ theo mô-men xoắn, sau đó lập biểu đồ nội lực uốn xoắn không gian. Đường kính từng đoạn trục được xác định chính xác theo hệ số an toàn mỏi uốn và xoắn. Then bằng và ổ bi đỡ chặn được chọn lựa dựa trên khả năng tải tĩnh và tải động tương đương.

3.1. Tính toán động học và thiết kế các bộ truyền bánh răng

Tính toán động học xác lập công suất, số vòng quay và mô-men xoắn trên từng trục máy. Vật liệu chế tạo bánh răng thường dùng là thép 45 hoặc thép 35 qua nhiệt luyện hóa bền. Khoảng cách trục được xác định dựa trên tiêu chuẩn ứng suất tiếp xúc mỏi tiếp xúc. Hệ số tải trọng được hiệu chỉnh theo cấp chính xác chế tạo và vận tốc vòng. Bước tiếp theo là tính toán mô-đun pháp tuyến, số răng và góc nghiêng của vành răng. Kiểm nghiệm độ bền uốn chân răng đảm bảo kết cấu bánh răng không bị nứt vỡ khi chịu quá tải đột ngột trong quá trình khởi động.

3.2. Thiết kế kết cấu trục chọn then và tính toán kiểm nghiệm ổ lăn

Thiết kế kết cấu trục dựa trên biểu đồ mô-men uốn phẳng đứng, mặt phẳng ngang và mô-men xoắn. Mặt cắt nguy hiểm nhất trên mỗi trục được kiểm nghiệm theo hệ số an toàn bền mỏi và độ bền tĩnh. Then bằng được chọn theo đường kính ngõng trục và kiểm nghiệm điều kiện bền dập, bền cắt. Ổ lăn đỡ chặn một dãy cỡ trung được lựa chọn tương thích với tải trọng hướng tâm và tải dọc trục. Khả năng tải động tương đương của ổ lăn được tính toán theo chu kỳ làm việc định mức. Vỏ hộp giảm tốc đúc bằng gang xám tạo khung nâng đỡ vững chắc cho toàn bộ cụm truyền động.

IV. Đánh giá ứng dụng hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc hai cấp

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải mang lại giá trị thực tiễn to lớn trong ngành cơ khí chế tạo máy. Kết quả tính toán cung cấp bộ thông số kỹ thuật chuẩn xác phục vụ chế tạo chi tiết thực tế. Mô hình hộp giảm tốc hai cấp đồng trục hoặc khai triển được ứng dụng rộng rãi trong các nhà máy xi măng, khai khoáng và chế biến nông sản. Thiết kế chuẩn hóa giúp hạ giá thành sản xuất và rút ngắn thời gian bảo trì hệ thống. Việc áp dụng đúng dung sai lắp ghép và phương pháp bôi trơn ngâm dầu giúp kéo dài tuổi thọ bộ truyền bánh răng. Hệ thống truyền động đạt hiệu suất cao, giảm tiêu hao điện năng và bảo vệ môi trường vận hành. Việc tự động hóa quy trình tính toán thiết kế trên máy tính mở ra khả năng tối ưu hóa kết cấu nhanh chóng. Các giải pháp kỹ thuật đề xuất đáp ứng đầy đủ yêu cầu khắt khe về độ bền, độ tin cậy và tính kinh tế công nghiệp.

4.1. Khả năng ứng dụng rộng rãi trong công nghiệp hiện đại

Hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc hai cấp là thành phần cơ bản trong các dây chuyền tự động hóa. Cơ cấu này đáp ứng hoàn hảo nhiệm vụ trung chuyển than đá, quặng khoáng sản và vật liệu xây dựng. Trong ngành chế biến thực phẩm và kho vận thông minh, hệ thống đảm bảo quá trình lưu chuyển hàng hóa diễn ra liên tục. Khả năng chịu quá tải tốt và kết cấu kín giúp thiết bị làm việc bền bỉ trong môi trường nhiều bụi bẩn. Việc ghép nối linh hoạt với nhiều dạng động cơ khác nhau giúp hệ dẫn động thích ứng nhanh với mọi điều kiện mặt bằng nhà xưởng.

4.2. Hướng cải tiến và tối ưu hóa vận hành hệ thống dẫn động

Xu hướng phát triển hệ dẫn động tập trung vào việc giảm khối lượng kim loại và nâng cao hiệu suất truyền động. Ứng dụng phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn giúp tối ưu hình dáng vỏ hộp và gân tăng cứng. Việc áp dụng vật liệu hợp kim chất lượng cao và công nghệ thấm carbon nâng cao đáng kể giới hạn bền mỏi của răng. Hệ thống bôi trơn tuần hoàn kết hợp cảm biến giám sát nhiệt độ ổ lăn giúp dự báo sớm hư hỏng. Cải tiến độ chính xác gia công bề mặt răng góp phần giảm thiểu tiếng ồn và tiết kiệm điện năng tiêu thụ trong dài hạn.

Trích đoạn nội dung tài liệu

Chương I: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 1. Moment xoắn trên các trục 9,55.3,45 MXIII = = = 633605 (Nmm) nIII 52 Bảng 1.2: Các số liệu đã tính được Trục Trục động I II III Thông số cơ i id = 3 ibn = 3,4 ibt = 2,73 n (vòng/phút) 1450 483 142 52 N (kW) 3,97 3,7 3,57 3,45 MX (Nmm) 26147 73157 240095 633605 SVTH: Trần Huỳnh Được – 10 – Đổ Đăng Khoa Chương II: Thiết kế các bộ truyền ngoài CHƯƠNG II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC 2. Chọn loại đai 2. Chọn đai Ta chọn bộ truyền đai thang đặt liền với động cơ và một hộp giảm tốc.

Sở dĩ chọn đai thang vì kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và có thể làm việc với vận tốc lớn. Vật liệu làm đai Chọn đai vải cao su vì có sức bền cao tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm. Thiết kế đai thang 2.1 Chọn loại đai Giả thiết vận tốc của đai v > 5 m/s, có thể dùng đai loại A hoặc B. Ta tính cả hai phương án và chọn phương án nào có lợi hơn (Bảng 5-13, [1]).

Tiết diện đai A B Kích thước tiết diện đai a × h (mm) 13 × 8 17 × 10,5 Diện tích tiết diện F (mm2) 81 138 2. Định đường kính bánh đai nhỏ (Bảng 5-14, [1]) D1 (mm) 120 150 Kiểm nghiệm vận tốc của đai: πD1 n1 v= 60.1450 = 1435 D2 D2 478 478 (vòng/phút) => n’2 sai lệch rất ích so với yêu cầu 1% 1% n1 Tỷ số truyền: i = ' 3,03 3,03 n2 2. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A (Bảng 5-16, [1]) A ≈ D2 (mm) 360 450 2. Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ: 1514 1893 π (D2 – D1 )2 L = 2A+ (D2 + D1) + 2 4A Lấy L theo tiêu chuẩn (mm) 1900 2650 (Bảng 5-12, [1]) Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây: v 4,8 4,3 u= L => Đều nhỏ hơn umax = 10 SVTH: Trần Huỳnh Được – 12 – Đổ Đăng Khoa Chương II: Thiết kế các bộ truyền ngoài Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn: 2L – π(D2 + D1 ) A= 8 560 845 √[2L – π(D2 + D1 )]2 – 8(D2 – D1 )2 + 8 => Khoảng cách A thỏa mãn điều kiện: 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: 532 805 Amin = A – 0,015L (mm) Khoảng cách lớn nhât cần thiết để tạo lực căng: 617 925 Amax = A + 0,03L (mm) 2.

Tính góc ôm D2 – D1 α1 = 180° – 57° A 156° 160° D2 – D1 204° 200° α2 = 180° + 57° A => Góc ôm thỏa mãn điều kiện 𝛼1 ≥ 120° 2. Xác định số đai Z cần thiết Chọn ứng suất căng ban đầu σo = 1,2 N/mm2 và theo trị số D1 (Bảng 5-17, [1]), tìm được ứng suất có ích cho phép [σP]o N/mm2. Các hệ số: 1,61 1,51 Ct bảng 5-6, [1] 0,8 0,8 C bảng 5-18, [1] 0,92 0,95 Cv bảng 5-19, [1] 1 1 Số đai: P 1000N 4,5 2,2 Z≥ = [σP ]o Ct Cα Cv F v[σP ]o Ct Cα Cv F SVTH: Trần Huỳnh Được – 13 – Đổ Đăng Khoa Chương II: Thiết kế các bộ truyền ngoài Lấy số đai Z: 5 2 2. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai (Bảng 10-3, [1]) Chiều rộng bánh đai: 84 45 B = (Z – 1)t + 2S Đường kính ngoài cùng của bánh đai: 127 160 Dn1 = D1 + 2h0 Bánh bị dẫn: 367 460 Dn2 = D2 + 2h0 2.

Tính lực căng ban đầu So và lực tác dụng lên trục R So = σo F (N) 97 166 1 R = 3SoZsin (N) 1423 980 2 Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn tuy chiều rộng bánh đai và lực tác dụng lên trục lớn hơn một ít so với phương án dùng đai loại B. SVTH: Trần Huỳnh Được – 14 – Đổ Đăng Khoa Chương III: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) 3. Các thông số Chế độ: 16 giờ/ngày; 300 ngày/năm trong 5 năm; 2 chiều và tải trọng thay đổi.

Công suất cần truyền: NI = 3,7 kW Số vòng quay trục dẫn: n1 = 483 vòng/phút Số vòng quay trục bị dẫn: n2 = 142 vòng/phút Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: ibn = 3,4 3. Chọn vật liệu Chọn bánh nhỏ là thép 45 và bánh lớn là thép 35, đều được thường hóa. (Bảng 3-6, [1]) Cơ tính của hai loại thép này: (Bảng 3-8, [1]) Thép 45: σbk1 = 600 N/mm2; σch1 = 300 N/mm2; HB1 = 200. Thép 35: σbk2 = 500 N/mm2; σch2 = 260 N/mm2; HB2 = 170.

Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép 3. Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Do tải trọng thay đổi nên tính số chu kỳ tương đương theo công thức (3-4), [1]. 3 Mi Ntd2 = 60uΣ( ) n2 T 2 Mmax 1 6 1 = 60.107 SVTH: Trần Huỳnh Được – 15 – Đổ Đăng Khoa Chương III: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ: Ntđ1 = Ntđ2ibn = 18,51.107 Theo bảng 3-9, [1], số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi N0 = 107. Do Ntd1 > 107, Ntd2 > 107 nên hệ số chu kỳ ứng suất là k’N = 1.

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [σ]tx2 = [σ]N0txk’N = 2,6HB2. Lấy trị số nhỏ [σ]tx2 = 442 N/mm2 để tính sức bền. Ứng xuất uốn cho phép Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Do tải trọng thay đổi nên tính số chu kỳ tương đương theo công thức (3-8), [1]. 6 Mi Ntd2 = 60uΣ( ) n2T2 Mmax 1 6 1 = 60.106 Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ1 = Ntđ2ibn = 17,36.106 => k’’N = 1 Bộ truyền làm việc 2 chiều nên tính ứng suất uốn cho phéptheo công thức (3-6), [1].

σ-1 [σ]u = kN’’ nKσ Trong đó: Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ-1 = 0,43σbk1 = 0,43.600 = 258 (N/mm2) Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ-1 = 0,43σbk2 = 0,43.500 = 215 (N/mm2) Lấy: Hệ số an toàn cho thép rèn là n = 1,5; Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng là Kσ = 1,8. SVTH: Trần Huỳnh Được – 16 – Đổ Đăng Khoa Chương III: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: 258 [σ]u1 = .1,8 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 215 [σ]u2 =. Lấy sơ bộ hệ số tải trọng K K = KttKđ = 1,3 3. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψA b ψA = = 0,3 A 3.

Xác định khoảng cách trục A Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên nên tính khoảng cách trục A theo công ' thức (3-10), [1] và lấy θ = 1,25. Tính vận tốc vòng răng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng Vận tốc vòng bánh răng trụ tính theo công thức (3-17), [1]: 2πAn1 2π.(3,4+1) Với vận tốc trên, theo bảng 3-11, [1], ta có thể chọn cấp chính xác 9. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Chiều rộng bánh răng: b = AA = 0,3.156 = 46,8 mm Lấy chiều rộng bánh lớn b2 = 50 mm SVTH: Trần Huỳnh Được – 17 – Đổ Đăng Khoa Chương III: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc Do bộ truyền bánh răng trụ nên lấy chiều rộng bánh nhỏ b1 = 55 mm lớn hơn bánh răng lớn 5 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: 2A 2.156 d1 = = = 71 mm i+1 3,4 + 1 b 50 d = = = 0,8 d1 71 Với d = 0,8 theo bảng 3-12, [1] tìm được Ktt bảng = 1,22.

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20), [1]: Ktt bảng + 1 1,22 + 1 Ktt = = = 1,11 2 2 2,5mn Theo bảng 3-14, [1] tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,2 (giả sử b > ) sinβ Hệ số tải trọng: K = KttKđ = 1,11.1,2 = 1,32 Ít khác với trị số dự đoán (K = 1,3) khoảng 1,5% cho nên không cần tính lại khoảng cách trục A. Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng Chọn môđun pháp: mn = (0,01 ÷ 0,02)A = (0,01 ÷ 0,02),156 = 1,56 ÷ 3,12 (mm) Lấy môđun mn = 2 mm (Theo tiêu chuẩn bảng 3-1, [1]). Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100, cosβ = 0,985 Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2Acosβ 2. Số bánh răng bánh bị dẫn (bánh lớn): Z2 = ibnZ1 = 3,4.156 SVTH: Trần Huỳnh Được – 18 – Đổ Đăng Khoa Chương III: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc Chiều rộng bánh răng đã thoả mãn điều kiện: 2,5.

Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng Số răng tương đương tính theo công thức (3-37), [1] và trang 108, [2]: Z1 35 Bánh nhỏ: Ztđ1 = = = 36,41 (răng) cos3 β cos3 90 18' Lấy Ztđ1 = 36 răng. Z2 119 Bánh lớn: Ztđ2 = = = 123,7 (răng) cos3 β cos3 90 18' Lấy Ztđ2 = 124 răng. Theo bảng 3-18, [1] và số răng tương đương, ta tìm được hệ số dạng răng: Bánh nhỏ: y1 = 0,464 Bánh lớn: y2 = 0,517 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ theo công thức (3-34), [1]: Hệ số θ'' = (1,4 ÷ 1,6), lấy θ'' = 1,5 19,1. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột Ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức (3-43), [1]: Bánh nhỏ: [σ]txqt1 = 2,5[σ]N0tx1 = 2,5.3,7 σtxqt = σtx√kqt = √ = √ Aibn θ' bn2 156.142 = 405,67 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ.

Kiểm nghiệm sức bền uốn: Ứng suất uốn sinh ra khi quá tải được kiểm nghiệm theo công thức (3-34) và (3-42), [1]. Bánh nhỏ: σuqt1 = σu1√kqt = 39,64.1 = 39,64 (N/mm2) < [σ]uqt1 Bánh lớn: σuqt2 = σu2√kqt = 35,57. Các thông số hình học của bộ truyền Môđun: mn = 2 mm Số răng: Z1 = 35 răng; Z2 = 119 răng Góc ăn khớp: α = 200 Góc nghiêng: β = 9018’ Đường kính vòng chia (vòng lăn): mn Z1 2.35 dc1 = d1 = = = 70,93 (mm) cosβ cos90 18' mn Z2 2.119 dc2 = d2 = = = 241,17 (mm) cosβ cos90 18' Khoảng cách trục: A = 156 mm Chiều rộng bánh răng: b1 = 55 mm; b2 = 50 mm Đường kính vòng đỉnh: De1 = dc1 + 2m = 70,93 + 2.