TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Nguyễn Thái Vinh Ngành đào tạo: Ơ tơ – máy động lực GVHD: Dương Đăng Danh MSSV: G0904799 ĐỀ TÀI Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án: 10 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động điện pha khơng đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc cấp trụ; 4- Bộ truyền xích ống lăn; 5- Thùng trộn Số liệu thiết kế: Cơng suất trục thùng trộn, P : (KW) Số vòng quay trục thùng trộn, n(v/p) : 45 (vòng/phút) Thời gian phục vụ, L(năm) : năm Quay chiều, làm việc ca, tải va đập mạnh (1 năm làm việc 270 ngày, ca làm việc giờ) Chế độ tải: T1= T ; T2 = 0,4T t1= 31 giây ; t2 = 45 giây NỘI DUNG THUYẾT MINH: Xác đònh công suất động phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động 71 Tính toán thiết kế chi tiết máy: a Tính toán truyền hở (đai, xích bánh răng) b Tính truyền hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên truyền tính giá trò lực d Tính toán thiết kế trục then e Chọn ổ lăn nối trục f Chọn thân máy, bu-lông chi tiết phụ khác Chọn dung sai lắp ghép Tài liệu tham khảo MỤC LỤC LỜI NĨI ĐẦU………………………………………………………………………………………… PHẦN I: TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY………………………………………… PHẦN II: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN…………………………………… I CHỌN ĐỘNG CƠ……………………………………………………………………………… II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN………………………………………………………………… PHẦN III: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH……………………………………………………… I THƠNG SỐ CƠ BẢN………………………………………………………………………… II TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH…………………………………………………………… III KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN XÍCH……………………………………………………… Kiểm nghiệm xích độ bền Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc IV THƠNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH…………………………………………………………… PHẦN IV: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC………………………………… A THƠNG SỐ CƠ BẢN………………………………………………………………………… B TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CƠN – CẤP NHANH…………………………… Vật liệu ngun cơng bánh Ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép b) Ứng suất uốn cho phép c) Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép q tải Hệ số chiều rộng vành hệ số tải trọng tính a) Xác định chiều dài ngồi b) Xác định thơng số ăn khớp Cấp xác truyền Các giá trị lực tác dụng lên truyền Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm ứng suất uốn Kiểm nghiệm độ bền q tải Thơng số truyền C TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG THẲNG – CẤP CHẬM………… Vật liệu ngun cơng bánh Ứng suất cho phép d) Ứng suất tiếp xúc cho phép e) Ứng suất uốn cho phép f) Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép q tải Xác định sơ khoảng cách trục 71 Xác định thơng số ăn khớp Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm ứng suất uốn Kiểm nghiệm độ bền q tải Thơng số truyền D KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BƠI TRƠN NGÂM DẦU…………………………………………… PHẦN V: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN……………………………………………… I VẬT LIỆU CHẾ TẠO TRỤC VÀ ỨNG SUẤT CHO PHÉP………………………………… II CHỌN ĐƯỜNG KÍNH TRỤC SƠ BỘ………………………………………………………… Tải trọng tác dụng lên trục a) Bộ truyền bánh – thẳng b) Bộ truyền bánh trụ - thẳng c) Bộ truyền xích d) Nối trục Xác định sơ đường kính trục III XÁC ĐỊNH CHIỀU DÀI MOAY – Ơ CÁC ĐOẠN TRỤC………………………………… IV XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC……………………… Tính cho trục I a) Xác định lực tác dụng lên trục b) Tính đường kính trục Tính cho trục II a) Xác định lực tác dụng lên trục b) Tính đường kính trục Tính cho trục III a) Xác định lực tác dụng lên trục b) Tính đường kính trục V TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI…………………………………………… VI TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH………………………………………… VII TÍNH CHỌN THEN………………………………………………………………………… Chọn then cho trục I 1.1 Chọn then vị trí lắp bánh a) Chọn then b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then 1.2 Chọn then vị trí lắp nối trục a) Chọn then b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then Chọn then cho trục II a) Chọn then b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then Chọn then cho trục III 3.1 Chọn then vị trí lắp bánh trụ a) Chọn then b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then 3.2 Chọn then vị trí lắp bánh xích a) Chọn then b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then 71 c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then PHẦN VI: TÍNH TỐN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC…………………………………………… A CHỌN Ổ LĂN………………………………………………………………………………… I Xác định thơng số chọn ổ II Chọn ổ cho tổng trục Tính chọn ổ cho trục I a) Tính chọn ổ b) Kiểm nghiệm khả tải động ổ c) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Tính chọn ổ cho trục II a) Tính chọn ổ b) Kiểm nghiệm khả tải động ổ c) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Tính chọn ổ cho trục III a) Tính chọn ổ b) Kiểm nghiệm khả tải động ổ c) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ B CHỌN NỐI TRỤC……………………………………………………………………………… PHẦN VII: TÍNH TỐN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ……………………………………… I THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC……………………………………………………… II TÍNH CHỌN, THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT PHỤ………………………………………… III CHỌN DẦU BƠI TRƠN………………………………………………………………… PHẦN VIII: DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP…………………………………………………………… KẾT LUẬN…………………………………………………………………………………………… TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………………………………………………… LỜI NĨI ĐẦU Sự phát triển mạnh mẽ khoa học kỹ thuật đóng vai trò quan trọng với sống người Áp dụng khoa học kỹ thuật nhằm thay giảm sức lao động người cách hiệu mục tiêu khoa học kỹ thuật Các hệ thống khí phát triển tuyệt vời cho mục tiêu Đặt người trạng thái chủ động, an tồn nâng cao hiệu cơng việc Đồ án thiết kế hệ thống truyền động khí mơn học sở, xây dựng cho sinh viên ngành tơ có kiến thức tảng, kỹ nhìn nhận vấn đề cách nhìn tổng quan cơng việc thiết kế tương lai kỹ sư Từ đó, tạo tảng cho việc thực thiết kế, quản lý, tổ chức, điều khiển lĩnh vực, chun mơn sinh viên sau 71 Trong phạm vi đồ án, kiến thức mơn sở ngun lý máy, chi tiết máy, sức bền,… áp dụng Đồng thời bổ trợ thêm kỹ thực đồ án, kỹ thực vẽ cơng cụ hỗ trợ máy tính Em xin chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh hướng dẫn đồ án thiết kế truyền động khí Xin cảm ơn tận tình kiến thức thầy cho em Đây đồ án thiết kế khí em thực nên khơng tránh khỏi sai sót, thiếu kinh nghiệm q trình tính tốn, thực Kính mong thầy, dẫn thêm để em củng cố đúc kết thêm kinh nghiệm hỗ trợ cơng việc sau PHẦN I TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY Hệ thống dẫn động thùng trộn hệ thống khí ứng dụng nhiều thực tế, nơng lẫn cơng nghiệp Trong nơng nghiệp thùng trộn hệ thống dẫn động thùng trộn ứng dụng ngày rộng rãi như: trộn phân bón; thức ăn gia súc, gia cầm;… Trong cơng nghiệp thùng trộn sử dụng để khuấy dầu, hóa chất; trộn ngun liệu dây chuyền sản xuất thực phẩm; trộn bê tơng;… Trong ứng dụng thùng trộn tất trường hợp, thùng trộn truyền dẫn động từ động qua hộp giảm tốc Thùng trộn có trục nối với đầu hộp giảm tốc thơng qua truyền trung gian (bộ truyền ngồi) truyền xích đai Động truyền cơng suất moment thơng qua hộp giảm tốc cho thùng trộn Các truyền đặt thùng trộn ngồi thùng trộn tùy vào kích thước, khối lượng, chức u cầu hệ thống Các truyền động sử dụng hộp giảm tốc đa dạng Có thể truyền trục vis bánh vis, truyền bánh khai triển, truyền bánh đồng trục, truyền kết hợp,… hay nhiều cấp bánh sử dụng như: bánh trụ - thẳng (răng nghiêng), bánh nón – thẳng ( nghiêng),… Trong phạm vi đồ án này, truyền hộp giảm tốc định truyền bánh – trụ hai cấp, trục hộp giảm tốc nối với truyền xích trước đến trục cơng tác thùng trộn Phân tích truyền Mơ tả hoạt động Động truyền chuyển động quay, moment cơng suất cho trục 1, cặp bánh truyền chuyển động cho trục 2, thơng qua cặp bánh trụ chuyển động truyền đến trục 3, nhờ vào truyền ngồi – truyền xích dẫn động trục cơng tác thùng trộn Ưu điểm: Truyền moment cơng suất cho trục giao Nhược điểm: Khó chế tạo, u cầu cao độ xác dung sai Khó lắp ráp, giá thành cao PHẦN II XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG I Chọn Động Cơ  Công suất tính toán (công suất đẳng trò): 71 ∑ P t ∑t i Pmax i Pt=Pđđt =Pmax ∑ T t ∑t i i i i = 2 T   T1   T2  ∑  Ti ÷ ti  ÷ t1 +  ÷ t2 T T  = Pmax = Pmax   t1 + t ∑ ti 2 T   0, 4T   ÷ 31 +  ÷ 45 T T    = = 4,96 ( KW ) 31 + 45  Chọn hiệu suất hệ thống Hiệu suất truyền động: ηch = ηol3 η x ηbr1.ηbr  Trong đó: η ol ηx ηbr1 ηbr - hiệu suất cặp ổ lăn; chọn 0,99 - hiệu suất truyền xích ống lăn; chọn 0,92 - hiệu suất truyền bánh nón (bộ truyền cấp nhanh); chọn 0,97 - hiệu suất truyền bánh trụ thẳng (bộ truyền cấp chậm); chọn 0,96 ηK - hiệu suất nối trục đàn hồi chọn  Ta được: hiệu suất truyền chung ηch = 0.993 × 0,92 × 0,96 × 0, 97 = 0,831  Công suất cần thiết trục động cơ: Pct = Pt 4,96 = = 5,97 ( KW ) η 0,831  Xác đònh số vòng quay sơ động nct = 45  Số vòng quay trục công tác: (vòng/phút)  Đối với truyền xích, tỉ số truyền ux chọ khoảng –  Đối với hộp giảm tốc côn trụ cấp, tỉ số truyền chọn khoảng 10 – 25  Ta chọn tỉ số truyền sơ bộ: uch = uh u x = × 11 = 33 71 Trong đó: uh : tỉ số truyền hộp giảm tốc; ux : tỉ số truyền truyền xích  Số vòng quay sơ động cơ: nsb = uch nct = 33 × 45 = 1485 (vòng/phút)  Chọn số vòng quay đồng động cơ: ndb =1500 (vòng/phút)  Pdc ≥ Pct  ndb ≈ nsb • Điều kiện chọn động cơ:  Chọn động điện, bảng thông số động điện: Dựa vào bảng P1.3/ trang 237 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí-Tập một” tác giả “Trònh Chất-Lê Văn Uyển” Chọn động : 4A112M4Y3 có công suất 7,5 (KW) số vòng quay trục n= 1455 (vòng/phút), Tmax T = 2, 2; K =2 Tdn Tdn cos ϕ = 0,86 η = 87,5 , hiệu suất , n 1455 uch = dc = = 32,33 nct 45 Tỉ số truyền thực: II Phân Phối Tỉ Số Truyền - Bộ truyền xích: ux = Tỉ số truyền sơ bộ: - Hộp giảm tốc: u 32,33 uh = ch = = 10,78 ux Tỉ số truyền: - Phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc: Phương trình độ bền hộp giảm tốc bánh – trụ hai cấp, theo (3.15): u14 λ c =1 uh ( uh + 1) K K Và theo (3.16) (3.17): cK = d w 22 d e 21 λK = 2,25ψ bd [ K 02 ] ( − Kbe ) Kbe [ K 01 ] - 71 Chọn K be = 0,3 ( ψ be = 0,25 0,3) ψ bd = 1,2 ψ bd max = 1,2 ; khơng đối xứng trục bảng 6.6); Tính λK = - λK ( [ K 01 ] = [ K 02 ] cK = 1,1 ; vị trí bánh ; theo 3.17: 2,25 × 1,2 = 12,9 − 0,3 0,3 ( ) ; λ c = 12,9 × 1,1 = 17,1 K K - Từ đó: - Tra đồ thị hình 3.21 ta chọn u1 = 3,6 ; utru = Tỉ số truyền cặp bánh trụ (bộ truyền cấp chậm): Tỉ số truyền cuối hộ giảm tốc là: Sai số tỉ số truyền: ∆= uh 10,78 = = 2,994 ucon 3,6 uh = ucon × utru = 3,6 × 2,994 = 10,778 10,78 − 10,778 = 0,0186% 10,78  LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH Tính toán công suất trục: P PIII = ct = = 7, 686 ( KW ) η x ηol 0,92 × 0,99 PII = PIII 7, 686 = = 8, 004 ( KW ) ηbr1.ηol 0,97 × 0,99 PI = PII 8, 004 = = 8, 422 ( KW ) ηbr ηol 0,96 × 0,99  Tính toán số vòng quay trục: nII = ndc 1455 = = 404,167 ucon 3, (vòng/phút) nIII = n1 404,167 = = 134, 72 utru (vòng/phút)  Tính toán moment xoắn trục: 71 TI = 9,55 ×106 × PI 8, 42 = 9,55 ×106 × = 55265, 292 ( Nmm ) nI 1455 TII = 9, 55 ×106 × PII 8, 004 = 9, 55 ×106 × = 189125, 29 ( Nmm ) n II 404,167 TIII = 9,55 ×106 × PIII 7, 686 = 9,55 × 106 × = 544843,38 ( Nmm ) n III 134, 72 Tct = 9,55 ×106 × Pct = 9,55 ×106 × = 1485555,556 ( Nmm ) n ct 45 » Bảng đặc tính: Trục Động 7,5 Thông số Công suất P,kW Tỉ số truyền u I II III Công tác 8,422 8,004 7,686 Số vòng quay n,vòng/phút Mô men xoắn T,Nmm 1455 3,6 1455 55265,292 486 189125,29 135,1 544843,38 45 1485555,556  Ta thấy công suất làm việc trục I (8,422 KW) lớn công suất đònh mức động chọn (7,5 KW) Do ta chọn lại động có công suất đònh mức cao công suất làm việc tối đa  Chọn động cơ: 4A132S4Y3 có công suất 11 KW, vận tốc quay n = 1458 vòng/phút, hệ số công suất cos ϕ = 0,87 , hiệu suất η = 87,5% Tmax , Tdn = 2, 2; TK Tdn =2  Tính lại tỉ số truyền chung tỉ số truyền truyền ngoài: uch = ndc 1458 = = 32, nct 45 Tỉ số truyền hộp giảm tốc: uh = uch 32, = = 10,8 ux Phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc: Tỉ số truyền bánh ( cấp nhanh hộp giảm tốc): Phương trình độ bền hộp giảm tốc bánh – trụ hai cấp, theo (3.15): u14 λ c =1 uh ( uh + 1) K K Và theo (3.16) (3.17): 71 cK = λK = Chọn d w 22 d e 21 2,25ψ bd [ K 02 ] ( − Kbe ) Kbe [ K 01 ] K be = 0,3 ( ψ be = 0,25 0,3) ψ bd = 1,2 ψ bd max = 1,2 ; xứng trục bảng 6.6); Tính λK = λK [ K 01 ] = [ K 02 ] cK = 1,1 ; ; λK cK3 = 12,9 × 1,13 = 17,1 Tra đồ thị hình 3.21 ta chọn u1 = 3,6 ; Tỉ số truyền bánh trụ ( cấp chậm hộp giảm tốc): u 10,8 utru = h = =3 ucon 3,6 Tỉ số truyền cuối hộ giảm tốc là: Sai số tỉ số truyền: ∆= vị trí bánh khơng đối theo 3.17: 2,25 × 1,2 = 12,9 ( − 0,3) 0,3 Từ đđó: ; ( ucon = ( 1,2 ÷ 1,4 ) utru ; uh = ucon × utru = 3,4 × 3,18 = 10,8 10,8 − 10,8 = 0% 10,8  Tính toán số vòng quay trục: nII = ndc 1458 = = 405 ucon 3, (vòng/phút) nIII = nII 405 = = 135 utru (vòng/phút)  Tính toán moment xoắn trục: 71 Q3iLi ) ( ∑ QE = ∑ Li = QC 3  Q1   Q2   Q ÷ L1 +  Q ÷ L2  C  C Ln  T1   T2   T ÷ L1 +  T ÷ L2  1  1 Ln = QC 3 31 45 T   0,4T  L+ L  ÷ ÷  T  (31 + 45) T  (31 + 45)  = 5535,075 Lh 31 45  0,4  25920 +  25920 ÷ (31 + 45)  (31 + 45)  = 5535,075 25920 = 4228,31N Theo (6.1) có kết : QE = 4228,31( N ) ; Cd = QE L ; Với thời gian làm việc tính triệu vòng quay : L= nI 60nI Lhi 106 ; - số vòng quay trục I, Lhi - tổng số làm việc, Thay vào ta : L= nI = 1458 (vòng/phút) ; Lhi = 25920 60 × 1458 × 25920 = 2267, 48 106 ; ; ⇒ Cd = 4228,31 2267, 48 = 42936,82( N ) 10 Cd = 43( kN ) < 61,3( kN ) = C ; ; Vậy kiểu ổ 7606 đảm bảo khả chịu tải trọng động b) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Đối với ổ lăn khơng quay làm việc với số vòng quay n < (vòng/phút), tiến hành chọn ổ theo khả tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: 71 Qt ≤ C0 C0 Với: - khả tải tĩnh, cho bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước sau: Qt = X Fr + Y0 Fa Với ổ đũa dãy: X = 0,5; Y0 = 0, 22cotanα = 0,22cotan(12) = 1,035 ; ⇒ Qt1 = 0,5 × 3690,05 + 1,035 × 173,48 = 2024,58( N ) ; Qt = Fr = 3690,05( N ) ; Qt = 3690,05( N ) < 51(kN ) = C0 Chọn ; Vậy ổ 7606 chọn đảm bảo khả chịu tải trọng tĩnh Kích thước ổ: Kiểu d D D1 d1 B C1 T ổ (mm (mm (mm (mm (mm (mm (mm ) ) ) ) ) ) ) 760 30 72 55,5 50 27 23 28,7 r (mm ) r1 (mm ) 0,8 α (độ ) 12 C (kN ) 61,3 C0 (kN ) 51 Tính chọn ổ cho trục II: Các lực tác dụng lên ổ : - Tại gối A: RAx = 1298,66 N RAy = 3390,62 N ; Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 2 FrA = RAx + RAy = 1298,662 + 3390,62 = 3630,82( N ) - Tại gối C: RDx = 97,43 N RDy = 2464,8 N Tổng phản lực tác dụng lên ổ: ; 2 FrD = RDx + RDy = 97,432 + 2464,82 = 2466,72( N ) Xác định tỉ số: Fa 622,18 = = 0,171 FrB 3630,82 ; Ta thấy lực dọc trục nhỏ so với lực hướng tâm, trục lắp bánh cần nâng cao độ cứng vững nên ta chọn ổ đũa cỡ trung rộng, có kí hiệu 7209 thơng số sau (bảng P2.11): 71 Ký hiệu: d = 45(mm) Có: ; C = 42,7(kN ) C0 = 33,4(kN ) α = 15,33 ; ; ; c) Kiểm nghiệm khả tải động ổ - Tính lực dọc trục FS = 0,83.e.Fr Với FS lự hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ; e = 1,5tan α = 1,5 tan15,330 = 0,411 ⇒ FSA = 0,83.0,411.FrA = 0,83.0,411.3630,82 = 1238,58( N ) ⇒ FSD = 0,83.0,411.FrD = 0,83.0, 411.2466,72 = 841,47( N ) Lực dọc trục tác dụng lên ổ: ∑ FaA = FSD − Fa =841,47 − 622,18 = 219,29( N ) ∑ FaD = FSA + Fa =1238,58 + 622,18 = 1860,76( N ) Ta thấy: ∑ FaA = 219,29( N ) < 1238,58( N ) = FSA ; lấy ∑ FaD = 1860,76( N ) > 841,47( N ) = FSD FaA = 1238,58( N ) ; lấy ; FaC = 1860,76( N ) ; Xác định hệ số X, Y có kết quả: FaA 1238,58 = = 0,341 < e = 0,411 V FrA 1× 3630,82 Theo bảng (11.4) ta được: X A =1 YA = ; ; ; FaD 1860,76 = = 0,754 > e = 0, 411 V FrD × 2466,72 ; X D = 0,4 YC = 0,4cotanα = 0,4cotan(15,33) = 1,459 Theo bảng (11.4) ta được: Theo cơng thức (11.3) có kết tải trọng quy ước ổ A D là: QA = ( X A V FrA + YA FaA ).kt kd ; ; 71 QD = ( X D V FrD + YD FaD ).kt kd Thay số ta được: ; QA = ( 1× × 3630,82 + × 1238,58 ) × × 1,5 = 5446,23( N ) ; QD = ( 0,4 × × 2466,72 + 1,459 × 1860,76 ) ×1 × 1,5 = 5552,31( N ) ; Vì tải trọng thay đổi nên ta tính tải trọng động tương đương sau : Q3i Li ) ( ∑ QE = ∑ Li = QC 3  Q1   Q2   Q ÷ L1 +  Q ÷ L2  C  C Ln  T1   T2   T ÷ L1 +  T ÷ L2  1  1 Ln = QC 3 31 45 T   0, 4T  L+ L  ÷ ÷  T  (31 + 45) T  (31 + 45)  = 5552,31 Lh 31 45  0,4  25920 +  25920 ÷ (31 + 45)  (31 + 45)  = 5552,31 25920 = 4241, 476 N Theo (6.1) có kết : QE = 4241,476( N ) ; Cd = QE L ; Với thời gian làm việc tính triệu vòng quay : 60nI Lhi L= 106 ; nII nII = 405 - số vòng quay trục II, (vòng/phút) ; Lhi Lhi = 25920 - tổng số làm việc, ; Thay vào ta : L= 60 × 405 × 25920 = 629,856 106 ; 71 ⇒ Cd = 4241,476 629,856 = 29328, 47( N ) 10 Cd = 29(kN ) < 42,7( kN ) = C ; ; Vậy kiểu ổ 7509 đảm bảo khả chịu tải trọng động d) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Đối với ổ lăn khơng quay làm việc với số vòng quay n < (vòng/phút), tiến hành chọn ổ theo khả tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt ≤ C0 C0 Với: - khả tải tĩnh, cho bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước sau: Qt = X Fr + Y0 Fa Với ổ đũa dãy: X = 0,5; Y0 = 0,22cotanα = 0, 22cotan(15,5) = 0,793 ⇒ Qt1 = 0,5 × 3630,82 + 0,793 × 622,18 = 2308,8( N ) Qt = Fr = 3630,82( N ) ; ; ; Qt = 3630,82( N ) < 33,4( kN ) = C0 Chọn ; Vậy ổ 7209 chọn đảm bảo khả chịu tải trọng tĩnh Kích thước ổ: Kiểu d D D1 d1 B C1 T ổ (mm (mm (mm (mm (mm (mm (mm ) ) ) ) ) ) ) 720 45 85 70 64,8 19 16 20,7 r (mm ) r1 (mm ) 0,8 α (độ) 15,3 C (kN ) 42,7 C0 (kN ) 33,4 Tính chọn ổ cho trục III: Các lực tác dụng lên ổ : - Tại gối A: RAx = 3417,05 N RAy = 2674,8 N ; Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 2 FrA = RAx + RAy = 3417,052 + 2674,82 = 4339,45( N ) - Tại gối C: RCx = 8574, N RCy = 1405,98 N ; Tổng phản lực tác dụng lên ổ: 71 2 FrC = RCx + RCy = 8574,22 + 1405,982 = 8688,71( N ) Ta chọn ổ bi cỡ nhẹ hẹp, có kí hiệu 46213 thơng số sau (bảng P2.11): Ký hiệu: d = 65(mm) Có: C = 54,4(kN ) ; ; C0 = 46,8(kN ) ; α = 120 ; iFa 1.0 = =0 C0 46,8 Xác định tỉ số: e) Kiểm nghiệm khả tải động ổ - Tính lực dọc trục phụ FS = 0,83.e.Fr Với FS lự hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ; e = 1,5tan α = 1,5tan120 = 0,319 ⇒ FSA = 0,83.0,319.FrA = 0,83.0,319.4339,45 = 1148,956( N ) ⇒ FSC = 0,83.0,319.FrC = 0,83.0,319.8688,71 = 2300,51( N ) Lực dọc trục tác dụng lên ổ: ∑ FaA = FSC =2300,51( N ) ∑ FaC = FSA =1148,956( N ) Ta thấy: ∑ FaA = 2300,51( N ) > 1148,956( N ) = FSA ; lấy ∑ FaC = 1148,956( N ) < 2300,51( N ) = FSC Xác định hệ số X, Y có kết quả: FaA 2300,51 = = 0,53 > e = 0,319 V FrA × 4339,45 Theo bảng (11.4) ta được: X A = 0,45 YA = 1,81 FaA = 2300,51( N ) ; lấy ; FaC = 2300,51( N ) ; ; ; ; 71 FaC 2300,51 = = 0,265 < e = 0,319 V FrC × 8688,71 X C = YC = ; Theo bảng (11.4) ta được: ; Theo cơng thức (11.3) có kết tải trọng quy ước ổ B C là: QA = ( X A V FrA + YA FaA ).kt kd QC = ( X C V FrC + YC FaC ).kt kd Thay số ta được: ; ; QB = ( 0,4 × × 4339,45 + 1,625 × 2661,09 ) × × 1,5 = 9090,08( N ) QC = ( × × 8688,71 + × 2661,09 ) × × 1,5 = 13033,065( N ) ; ; Vì tải trọng thay đổi nên ta tính tải trọng động tương đương sau : Q3i Li ) ( ∑ QE = ∑ Li = QC 3  Q1   Q2   Q ÷ L1 +  Q ÷ L2  C  C Ln  T1   T2   T ÷ L1 +  T ÷ L2  1  1 Ln = QC 3 31 45 T   0, 4T  L+ L  ÷ ÷  T  (31 + 45) T  (31 + 45)  = 13033,065 Lh 31 45  0,  25920 +  25920 ÷ (31 + 45)  (31 + 45)  = 13033,065 25920 = 9956,11N Theo (6.1) có kết : QE = 9956,11( N ) ; Cd = QE L ; Với thời gian làm việc tính triệu vòng quay : L= 60nIII Lhi 106 ; 71 nIII - số vòng quay trục I, Lhi - tổng số làm việc, Thay vào ta : L= nIII = 135 Lhi = 25920 60 × 135 × 25920 = 209,952 106 (vòng/phút) ; ; ; ⇒ Cd = 9956,11 209,952 = 49513,74( N ) 10 ; Cd = 49,5(kN ) < 109(kN ) = C ; Vậy kiểu ổ 46213 đảm bảo khả chịu tải trọng động f) Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Đối với ổ lăn khơng quay làm việc với số vòng quay n < (vòng/phút), tiến hành chọn ổ theo khả tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt ≤ C0 C0 Với: - khả tải tĩnh, cho bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước sau: Qt = X Fr + Y0 Fa Với ổ đũa dãy: X = 0,5; Y0 = 0,22cotanα = 0,22cotan(13,83) = 0,894 ⇒ Qt1 = 0,5 × 8688,71 + 0,894 × = 4344,355( N ) Qt = Fr = 8688,71( N ) ; ; ; Qt = 8688,71( N ) < 98,9(kN ) = C0 Chọn ; Vậy ổ 7513 chọn đảm bảo khả chịu tải trọng tĩnh Kích thước ổ: Kiểu d D D1 d1 B C1 T ổ (mm (mm (mm (mm (mm (mm (mm ) ) ) ) ) ) ) 4621 65 120 23 r (mm ) 2,5 r1 (mm ) 1,2 α (độ ) 12 C (kN ) 54,4 C0 (kN ) 46,8 B CHỌN NỐI TRỤC Chọn khớp nối trục đàn hồi loại dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy sử dụng rộng rãi 71 Với cơng thức Tt = k.T ≤ [ T ] , với k hệ số làm việc theo bảng (16-1) chọn k = 1,5 T = 55164,68 Nmm = 55,165 Nm Với moment xoắn Theo bảng 16.10a, chọn khớp nối: Các thơng số kích thước khớp nối đàn hồi T, d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 Nm 63 25 100 50 124 60 45 71 570 28 21 20 20 Kích thước vòng đàn hồi T, Nm d0 d1 D2 63 10 M8 15 l 42 l1 20 l2 10 l3 15 h 1,5 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập vòng đàn hồi theo cơng thức: 2.k T σd = ≤ [σd ] Z D0 d l3 ; Trong đó: [σd ] - ứng suất dập cho phép vòng cao su, ⇒σd = [ σ d ] = (2 4)MPa ; 2.1,5.55164,68 = 2,6MPa 6.71.10.15 ; Vậy nối trục thỏa mãn điều kiện bền dập Kiểm nghiệm điều kiện bền chốt: k T l0 σu = ≤ [σu ] 0,1.d 03 D0 Z ; l0 = l1 + Trong đó: [σu ] l2 10 = 20 + = 25 2 - ứng suất uốn cho phép, ⇒ σu = ; [ σ u ] = (60 80)MPa ; 1,5.55164,68.25 = 48,6 MPa 0,1.103.71.6 ; Vậy điều kiện bền uốn đảm bảo PHẦN VII THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ A Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Chiều dày thân hộp δ = 0,03.a + = 0,03.140 + = 7,2( mm) Chiều dày nắp bích δ = 9(mm) ; lấy 71 δ1 = 0,9.δ = 0,9.8 = 7, Gân tăng cứng ; lấy δ1 = 9(mm) e = (0,8 1).δ = (0,8 1).8 = (6,4 8)mm + chiều dày ; lấy h < 58(mm) + chiều cao + độ dốc: 20 Đường kính boulon + boulon nền: ; + boulon lắp ổ : d3 = (0,8 0,9)d = (9,6 10,8) d = (0,6 0,7)d = (7,2 8,4) + boulon ghép nắp cửa thăm : Mặt bích ghép nắp thân - Chiều dày bích thân hộp: ; lấy d = 8(mm) d5 = (0,5 0,6) d = (6 7,2) S3 = (1,4 1,8).d3 = (1,4 1,8).10 = (14 18) mm S3 = 20( mm) ; ; lấy ; lấy ; lấy d3 = 10( mm) d5 = 8(mm) ; ; Lấy Chiều dày bích nắp hộp: S = (0,9 1).S3 = (0,9 1).18 = (16,2 18) mm S4 = 20( mm) - ; d = (0,7 0,8) d1 = (0,7 0,8).15,6 = (10,92 12,48) + boulon lắp ghép bích thân : - d1 = 0,04.a + 10 = 0,04.140 + 10 = 15,6( mm) > 12( mm) + boulon cạnh ổ: d = 12( mm) e = 9( mm) ; Lấy Bề rộng bích nắp thân: k3 = k2 − (3 5)mm = 39 − (3 5) = (36 34)mm k3 = 34(mm) ; Lấy Kích thước gối trục - Bề rộng mặt ghép boulon cạnh ổ: k2 = E2 + R2 + (3 5)mm Với ; E2 = 1,6.d = 1,6.12 = 19,2( mm) R2 = 1,3.d = 1,3.12 = 15,6(mm) ; ; ⇒ k2 = 19,2 + 15,6 + (3 5) = (37,8 39,8) ; 71 k2 = 36(mm) Lấy Có kết bảng số liệu nắp ổ trục sau: Trục D D2 D3 I 72 90 115 II 85 100 125 III 120 140 170 D4 65 75 115 h 10 10 14 d4 M8 M8 M10 z 6 Mặt đế hộp - Chiều dày khơng có phần lồi: S1 = (1,3 1,5).d1 = (1,3 1,5).15,6 = (20,28 23, 4) mm S1 = 23(mm) - ; Lấy Chiều dày có phần lồi: S1 = (1,4 1,7).d1 = (1,4 1,7).15,6 = (21,84 26,52) Lấy Và S2 = 26(mm) S2 = (1 1,1).d1 = (1 1,1).15,6 = (15,6 17,16) Lấy S = 17(mm) ; k1 ≈ 3.d1 = 46,8( mm) k1 ; Và ; - bề rộng mặt đế hộp; q ≥ k1 + 2.δ = 46,8 + 2.8 = 62,8( mm) ; Khe hở chi tiết - Giữa bánh với thành hộp: ∆ ≥ (1 1,2).δ = (1 1,2).8 = (8 9,6)mm ; ∆ = 9( mm) - Lấy ; Giữa đỉnh bánh lớn đáy hộp: ∆1 ≥ (3 5).δ = (24 40) ∆1 = 40(mm) - ; Lấy Giữa hai bánh với nhau: ∆ ≥ 0,4.δ = 0,4.8 = 3,2(mm) B CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ Boulon vòng Boulon vòng dung để nâng vận chuyển hộp giảm tốc gia cơng hay lắp ghép Re ≈ 200(mm) Với ; a ≈ 200( mm) ; 71 ⇒ Q = 300(kG ) ; Bảng (18.3a) có kết kích thước boulon vòng sau: Ren d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l ≥ f d M12 54 30 12 30 17 26 10 25 b c x r r1 r2 14 1, 3, 5 Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước, thân sau Khi gia cơng lắp ghép bảng (18.4d) có kết chốt định vị sau: d = 8(mm); d3 = M 8; d = 6; c = 1,2(mm); l0 = 16(mm); l1 = Cửa thăm Để đổ dầu vào hộp quan sát chi tiết máy lắp ghép hộp lắp ghép Theo bảng (18.5) có kết kích thước cửa thăm: A B A1 B1 C C1 K R Vít 100 75 150 100 125 - 87 12 Số lượng M8x22 Nút thơng Khi làm việc nhiệt độ hộp tăng lên, để giảm áp suất điều hòa khơng khí bên bên ngồi hộp nên ta dùng nút thơng hơi, có kích thước theo bảng (18.6): A B C D E G H I K L M N O P Q R M27x2 15 30 15 45 36 32 10 22 32 18 36 S 32 Nút tháo dầu Tháo dầu bị bẩn, biến chất để thay dầu mới, theo bảng (18.7): d b m f L C q M20x2 15 28 2,5 17,8 D 30 S 32 Do 25,4 C CHỌN DẦU BƠI TRƠN Để kiểm tra mức dầu hộp, đảm bảo tốt cơng việc bơi trơn cho truyền hộp giảm tốc với vận tốc vòng 2,5 – m/s Dùng dầu nhớt t o = 500C có độ nhớt 80: bảng (18.11) Theo bảng (18.3) với loại dầu CN45 Độ nhớt 38 – 52 Khối lượng riêng g/cm 200C 0,886 – 0,926 Các đặc tính kỹ thuật chủ yếu hộp giảm tốc: Moment xoắn trục vào: 55164,68 Nmm; (55,165 Nm); Moment xoắn tục ra: 543713,33 Nmm; (54,37 Nm); Tốc độ trục vào: 1458 vòng/phút; Tỷ số truyền: 10,8; Trọng lượng: 300 kG Kích thước L x W x H: 735 x 369 x 424 (mm) PHẦN VIII DUNG SAI LẮP GHÉP I Chọn kiểu lắp ghép - Trục quay vòng trong, chịu tải thay đổi theo chu kỳ, ổ quy chuẩn, chọn lắp ghép trục vòng ổ lắp ghép theo hệ thống lỗ, kiểu lắp H7/k6 71 Vòng ngồi khơng quay, chịu tải dao động, để thuận lợi cho lắp ghép, tháo lắp bảo dưỡng thay ta chọn lắp ghép vòng ngồi ổ với vỏ hộp lắp ghép theo hệ thống trục, kiểu lắp H7/h6 - Vòng chắn mỡ quay trục q trình truyền làm việc, để tháo lắp dễ dàng lắp ghép, sữa chữa, khơng làm hỏng bề mặt trục, ta chọn lắp có độ hở, kiểu K7/h6 - Bánh quay trục, chịu moment xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để đảm bảo độ xác tin cậy bền mối ghép, dễ gia cơng chi tiết lỗ, chọn lắp ghép có độ dơi, kiểu H7/k6 1./ lắp ghép trục bánh với ổ bi: H7/k6 2./ lắp ghép thân bánh với trục: H7/k6 3./ lắp ghép khớp nối với trục: H7/h6 4./ lắp ghép vòng chắn mỡ với trục: K7/h6 5./ mối ghép then: then cố định trục theo kiểu lắp có độ dơi, thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch then k6 II Chọn kích thước then Bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi, chịu va đập mạnh Do chọn kiểu lắp then: Bảng sai lệch giới hạn chiều rộng chiều sâu rãnh then: KT-TD then bxh Sai lệch giới hạn Chiều sâu rãnh then chiều rộng rãnh then H9 Trên trục, t1 Trên bạc, t2 - 8x7 14x9 18x11 20x12 III +0,036 +0,043 +0,043 +0,052 t1 5,5 7,5 Các kiểu lắp ghép truyền STT Mối Trục KTDN Kiểu lắp ghép chi tiết Vòng (1) Φ30 Φ30H7/k6 ổ (2) Φ45 Φ45H7/k6 trục với (3) Φ65 Φ65H7/k6 trục Vòng (1) Φ72 Φ72H7/h6 ngồi ổ với (2) Φ85 Φ85H7/h6 ống lót (3) Φ120 Φ120H7/h Sai lệch giới hạn +0,2 +0,2 +0,2 +0,2 t2 2,8 3,8 4,4 4,9 Sai lệch giới hạn +0,2 +0,2 +0,2 +0,2 Sai lệch giới hạn, μm Lỗ Trục ES EI es ei Dung sai, mm TD Td +21 +15 +2 0,021 +25 +18 +2 0,025 +30 +21 +2 0,03 +30 0 -19 0,03 +30 0 -22 0,03 +35 0 -22 0,035 0,01 0,01 0,01 0,01 0,02 0,02 71 vỏ hộp Vòng chắn mỡ với trục Bánh với trục (1) Φ26 Φ26K7/h6 +6 -15 -13 0,021 (2) Φ47 Φ47K7/h6 +7 -18 -16 0,025 (3) Φ68 Φ68K7/h6 +9 -21 -19 0,03 (1) Φ24 Φ24H7/k6 +21 +15 +2 0,021 (2) Φ50 Φ50H7/k6 +25 +18 +2 0,025 (3) Φ50 Φ50H7/k6 +25 +18 +2 0,025 (4) Φ70 Φ70H7/k6 +30 +21 +2 0,03 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí – Tập I Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, NXBGDVN [2] Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí – Tập II Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, NXBGDVN [3] Cơ sở thiết kế máy Nguyễn Hữu Lộc, NXB ĐHQG TP.HCM [4] Vẽ khí Vũ Tiến Đạt, NXB ĐHQG TP.HCM 71 71 [...]... cao h h = 24, 2mm PHẦN IV TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC A Số liệu thiết kế: P ( kW ) Cơng suất trên trục thùng trộn, : 7; Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (vòng/phút): 45; Thời gian phục vụ, L (năm): 6; Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh (một năm làm việc 270 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Bảng thơng số: Trục Động cơ 8,422 1 Thông số Công suất P,kW Tỉ số truyền u Số vòng quay n,vòng/phút... MPa ⇒ 3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tải trọng tính a) Xác định chiều dài cơn ngồi Chiều dài cơn ngồi của bánh răng cơn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc: Re ≥ K R u 2 + 1 3 T1K H β ( 1 − Kbe ) Kbeu [ σ H ] 2 Trong đó: K R = 0,5K d - hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng, truyền động bánh răng cơn răng thẳng bằng thép, K d = 100MPa1/3 ⇒ K R = 50MPa1/3 KHβ - hệ số kể... 12,95 N s= 170100 = 15,47 > [ s ] = 8, 2 ( 1,8 × 5849,32 + 451,162 + 12,95 ) [ s] Hệ số an tồn cho phép tra bảng 5.10 ; Vậy bộ truyền xích đủ bền 2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σ H 1 = 0,47 kr ( Ft K d + Fvd ) E Akd Với: kr - hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích, Kd kd - hệ số tải trọng động, kd = 1,8 z1 = 23, kr = 0, 444 ; - hệ số phân bố khơng đều tải trọng các dãy xích, Fvd ; kd = 2,5 (xích 3 dãy); -... kể đến sự trùng khớp của răng, với ⇒ Yε = ε α = 1,739 là hệ số trùng khớp 1 = 0,575 1,739 ngang, KF ; - hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2: zvn1 = εα mnm = mtm = 2,144 ( mm ) ; - hệ số tải trọng tính khi uốn: K F = K F β K Fα K Fv ; KFβ - hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng lên vành răng, theo bảng (6.21) chọn K F β = 1,25 ; K Fα - hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng cho các đơi răng... động, ; mnm bw - module pháp, m = 2,5mm - chiều rộng vành răng, d w1 ; bw = 65mm ; - đường kính trung bình bánh chủ động, d w1 = 93,13mm ; Yβ = 1 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, bánh răng thẳng ; YF 1 ,YF 2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2: Số răng tương đương: zv1 = zv 2 z1 = z1 = 37 cos3 β răng; z2 = = z2 = 110 cos3 β răng Theo bảng (6,18) tìm được 1 Yε = εα YF 1 = 3,7;YF 2 = 3,6 - hệ. .. × 39 × 62,176 2 × 3,6 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Z Z K K [ σ H ] = σ 0 H lim R V xH HL sH ; Trong đó: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Z R = 0,95 , với HB ≤ 350 Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng, do : Zv = 1 ; Ra = 1,25 ÷ 2,5µ m Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bơi trơn, thơng thường chọn Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng: ; Kl = 1 K xH = 1 Suy ra: [ σ H ] = [ σ H ] Z R ZV K xH = 500 × 0,95... trên bánh chủ động, ; mnm b - module pháp trung bình, với bánh răng cơn răng thẳng, - chiều rộng vành răng, d m1 b = 39mm ; - đường kính trung bình bánh chủ động, d m1 = 62,176 ( mm ) Yβ = 1 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, bánh răng thẳng YF 1 ,YF 2 z1 29 = = 30,11; cosδ1 cos15,580 zvn 2 = z2 104 = = 387,22; cosδ 2 cos74,420 Theo bảng (6,18) tìm được 1 Yε = ; ; YF 1 = 3,8;YF 2 = 3,6 - hệ số kể đến... 12 15 x 15 × 128 71 II Kiểm nghiệm bộ truyền xích 1 Kiểm nghiệm xích về độ bền Hệ số an tồn: s= Q ( K r Ft + F0 + Fv ) Với: Q Q = 170,1KN - tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 5.2 qm = 7,5kg Kr F0 , khối lượng 1 mét xích ; - hệ số tải trọng động, tải va đập mạnh, chọn K r = 1,8 ; - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81K f qm a = 9,81× 6 × 7,5 × 1,022 = 451,162 N Kf =6 - bộ truyền... bánh răng cơn răng thẳng K Fα = 1 ; 71 K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng anh khớp, tính theo cơng thức: K Fv = 1 + vF bd m1 2T1K F β K Fα vF = δ F g 0vm Với: δF g0 d m1 ( u + 1) u - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng (6.15), chọn b ; - vận tốc vòng g0 = 47 ; vm = 4,74( m / s) - chiều rộng vành răng, T1 δ F = 0,016 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,... nghiêng 2cosβ = 1,76 sin 2α w ZH = ; Zε - hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc: 4 − εα 3 Zε = , trong đó εα là hệ số trùng khớp ngang:   1 1  1   1 ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cosβ = 1,88 − 3,2  + ÷ = 1,739  29 104   z1 z2    Zε = Suy ra: KH 4 − 1,739 = 0,868 3 ; - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H = K H β K Hα K Hv ; KHβ Với: - hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng