Đề tài Thiết kế hệ hộp giảm tốc hai cấp (hộp khai triển)

BỘ CÔNG THƯƠN BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ Đề tài: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP Nam Định :20/10/2013 Giáo viên hướng dẫn : Đỗ Anh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Phú Lớp : ĐHCK4AND LỜI NÓI ĐẦU Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay. Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp giảm tốc hai cấp( hộp khai triển) ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy Đỗ Anh Tuấn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình. Em xin chân thành cảm ơn ! Nam Định, ngày 20 tháng 10 năm 2013 Sinh viên: Nguyễn Văn Phú NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN .................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................... Nam Định, ngày 20 thág 10 năm 2013 Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( hộp khai triển ) 1 2 3 4 5 F v t T T2 T1 Tmm t1 t2 tmm tck Tmm = 1,8 T1 T2 = 0,7 T1 t1 = 3 giờ t2 = 4,2 giờ tck = 8 giờ II III I 1, Động cơ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng: Thẳng Nghiêng 4, Bộ truyền đai 2, Nối trục đàn hồi 5, Băng tải Các số liệu ban đầu: Lực kéo băng tải: F = 12000 (N) Vận tốc băng tải: v = 0,52 (m/s) Đường kính tang: D = 340 mm Thời hạn phục vụ: lh = 14000 giờ Số ca làm việc: Số ca = 2 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 300 Đặc tính làm việc: Va đập êm. Phần I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên trục. Công suất cần thiết Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (Kw) Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (Kw) η – hiệu suất chuyền động. Ta có: Pt = Fv1000 Pt = 12000.0,521000 =6,24(Kw) Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: Pt = 6,24 (Kw) Áp dụng công thức Pct = Ptη với η = η1.η22.η34.η4 Trong đó: η1, η2, η3, η4 được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ. η1= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai η2= 0,98 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η3= 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn η4= 1 – hiệu suất của khớp nối. Pct = 6,240,96. 0,982.0,9954.1 = 7,05 (Kw). Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 7,05 (Kw). Tính số vòng quay trên trục của tang Ta có số vòng quay trên trục của tang là: nt = 60.103.vπ.D nt = 60000.0,523,14.340 = 29,22 (vòng/phút). Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ Tra bảng. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ là: Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.id = 29,22.12.2 = 701 (vòng/phút) Trong đó: ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc id – tỷ số truyền của đai thang. ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 12; id = 2. Chọn động cơ Động cơ cần chọn ở chế độ làm việc dài, phụ tải không thay đổi nên động cơ phải có Pdm ≥ Pct = 7,05 (Kw). Theo bảng 2P1(TKCTM trang 322) ta chọn động cơ số hiệu AO2 - 52 - 6 có thông số kỹ thuật sau: + Công suất định mức: Pdm = 7,5 (Kw) + Tốc độ quay: ndc = 970 (Vòng /phút) 1.5 Phân phối tỷ số truyền Với động cơ đã chọn ta có: Pdm = 7,5 (Kw) ndc = 970 (Vòng /phút) Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ic = ndcnt = 97029,22 = 33,19 Ta có ic = ihgt.id Trong đó: ic – tỷ số truyền chung ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc id – tỷ số truyền của đai. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc id = 2. Ta tính được: inh.ich= = 33,192 = 16,6 Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn inh = 1,3.ich Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc. ich = 16,61,3 = 3,6 inh =1,3.3,6 = 4,7 1.6 Công suất động cơ trên các trục - Công suất động cơ trên trục I là: PI = Pct.η1. = 7,05. 0,96 = 6,768 (Kw) - Công suất động cơ trên trục II là: PII = PI.η2. η3 = 6,768.0,98.0,99 = 6,566 (Kw) - Công suất động cơ trên trục III là: PIII = PII.η3. η4 = 6,5661. 0,99.1 = 6,5 (Kw) -Công suất động cơ trên trục IV là: PIV = PIII = 6,5 (Kw) 1.7 Tốc độ quay trên các trục - Tốc độ quay trên trục I là: n1 = ndcid = 9702 = 485 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục II là: n2 = n1inh = 4854,7 = 103,2 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục III là: n3 = n2ich = 103,23,6 = 28,67 (vòng/phút). - Tốc độ quay trên trục IV là: n3 = n4 = 28,67 (vòng/phút). 1.8 Xác định mômen xoắn trên các trục - Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức: Mdc = 9,55.106.Pctndc = 9,55.106.7,05970 = 69409,8 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I là: M1 = 9,55.106.PIn1 = 9,55.106.6,768485 = 132266 (N.mm) Mômen xoắn trên trục II là: M2 = 9,55.106.PIIn2 = 9,55.106.6,566103,2 = 607609 (N.mm) -Mômen xoắn trên trục III là: Trục Thông số Động cơ I II III IV Công suất (Kw) 7,05 6,84 6,64 6,38 6,38 Tỉ số truyền i 2 4,7 3,6 1 Vận tốc vòng n (vòng/phút) 970 485 103,2 28,67 28,67 Mômen (N.mm) 69409,8 132266 607609 2165155 2165155 M3 = 9,55.106.PIIIn3 = 9,55.106.6,5 28,67 = 2165155 (N.mm) Mômen xoắn trên trục IV là: M4 = M3 =2165155 (N.mm) Ta có bảng thông số sau: PhầnII – Tính toán bộ truyền đai. 2.1 Chọn loại đai Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục. Do công suất động cơ Pct = 7,05 (Kw) và id = 2 < 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta hoàn toàn có thể chọn đai thang. Ta nên chọn đai làm làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt, có súc bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ. 2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ D1 Từ công thức kiểm nghiện vận tốc: Vd = ndc.π.D160.1000 ≤ Vmax = (30 ÷ 35) m/s D1 = ≤ 35.60.1000970.3,14 = 689,5 (mm) Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D1 = 140 mm => Vd = 970.3,14.14060000 = 7,1 ( m/s) < Vmax = (30 ÷ 35) m/s 2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn D2 Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn: D2 = id.D1.(1 – ε) Trong đó: id – hệ số bộ truyền đai ε - Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy ε = 0,02( trang 84 sách TKCTM ) D2 = 2.140.(1 – 0,02) = 274,4 (mm) Chọn: D2 = 280 mm Số vòng quay của trục bị dẫn: n1' = (1 – 0,02). 970.140280 = 475,3 (vòng/phút) Kiểm nghiệm △n = n1-n1'n1 .100% = 485-475,3485 . 100% = 2 (%) Sai số △n ≤ 5%, nằm trong phạm vi cho phép. 2.2.3. xác định tiết diện đai Với đường kính đai nhỏ D1 = 140 , vận tốc đai Vd = 7,1 (m/s) và Pct = 7,05 (Kw) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại B với các thông số (bảng 5-11) sau: Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai (mm) h b bt y0 at 11 A 13 y0 2,8 H 8 F (mm2) 81 2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) ( với h là chiều cao tiết diện đai ) Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy. Với: i = 2, chọn A = 1,2.D2 = 336 (mm) 2.4 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A Theo công thức: L = 2A + π2 (D1 + D2) + D1-D224A = 2.336 + 3,142 (140 + 280) + 140-28024.336 = 1345,9 (mm) Lại có u = VdL umax = 10 Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 1320 (mm) Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo CT (5-20): u = VdL = 7,11320.10-3 = 5,4 (m/s) ≤ umax = 10 (m/s) 2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 1800 mm Theo công thức (5-2) ta có: A = 18 2L-π(D1+D2)+2L-π(D1+D2)2-8(D2-D1)2 = 18 2.1320-3,14(140+280)+2.1320-3,14(140+280)2-8(280-140)2 A =322,7 (mm) Kiểm tra điều kiện (5-19): 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) 0,55(140 + 280) + 8 ≤ 322,7 ≤ 2(140 + 280) 239 (mm) ≤ 322,7 (mm) ≤ 840 (mm) Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai: Amin = A – 0,015L = 322,7 – 0,015.1320 = 312,91 (mm) Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng: Amax = A + 0,03L = 322,7 + 0,03.1320 = 372,3 (mm) 2.6. Kiểm nghiệm góc ôm Theo công thức (5-3) ta có : α1 = 180o - D2-D1A.570 = 1800 - 280-140322,7.570 = 1550 > 1200 => Thỏa mãn 2.7. Xác định số đai cần thiết Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai. Chọn ứng suất căng ban đầu σ0 =1,2 N/mm2 và theo chỉ số D1 tra bảng ta có các hệ số: [σp]0 = 1,7 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17) Cα = 0,95 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm (bảng 5-18 ) Ct = 0,4 : hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6) Cv = 1 : hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19) F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11) Vd = 7,1 (m/s) : Vận tốc đai Số đai cần thiết: Theo công thức (5-22) có : Z ≥ 1000.NV.[σp]0ctcvc∝..1F = 1000.7,1.1,7.0,4.1.0,95.181 = 2,6916 Lấy số đai : Z = 3 2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai - Chiều rộng bánh đai: Theo công thức (5-23): B = (Z - 1).t + 2.S Theo bảng (10-3) có: t = 16 ; S = 10 B = (3 – 1).16 + 2.10 = 52 (mm) Đường kính ngoài bánh đai: Theo công thức (5-24): + Với bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2y0 = 140 + 2.2,8 = 145,6 (mm) + Vối bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2y0 = 280 + 2.2,8 = 285,6 (mm) 2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Lực căng ban đầu với mỗi đai: Theo công thức (5-25) ta có : S0 = σ0 . F Trong đó: σ0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai S0 = 1,2. 81 = 97,2 Lực tác dụng lên trục: Theo công thức (5-26): Rd ≈ 3.S0.Z sin(∝12) Với : ∝1 = 1550 ; Z = 3 Rd = 3. 97,2.3 sin(1552) = 854 (N) Bảng 2: các thông số bộ truyền đai Thông số Giá trị Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đường kính bánh đai D1 = 140 (mm) D2 = 280 (mm) Đường kính ngoài bánh đai Dn1 = 145,6 (mm) Dn2 = 285,6 (mm) Chiều rộng bánh đai B = 52 (mm) Số đai Z = 3 đai Chiều dài đai L = 1320 (mm) Khoảng cách trục A =322,7 (mm) Góc ôm ∝1 = 1550 Lực tác dụng lên trục Rd = 854 (N) Phần III – Thiết kế bộ truyền bánh răng 3.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyền bánh răng quay 2 chiều. Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chon độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB. Chọn: • Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thép như sau: giả thiết đường kính phôi: 60 ÷ 90 chọn 90 mm + Giới hạn bền kéo: sbk = 750 ÷850 N/mm2 chọn sbk = 850 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 450 N/mm2 + Độ rắn HB = 210 ÷ 240 ( chọn HB = 240) • Bánh răng lớn thép 45 thường hoá. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số thép như sau: Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm + Giới hạn bền kéo: sk = 600 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 300 N/mm2 + Độ rắn HB = 170 ÷220 ( chọn HB = 210) (Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc) 3.2 Xác địnhứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh Bánh răng chịu tải thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có: Ntd = 60.u. Th.ni Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i Th – thời gian làm việc của máy u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1 Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Ntd1 = 60.u.Th.n1 = 60.1.14000.485 = 40,74.107 Số chu kì làm việc của bánh răng lớn: Ntd2 = 60.u.Th.n2 = 60.1.14000.103,2 = 8,6688.107 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107 Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Lại có: K’N = , K”N = , chọn m = 6 Từ trên Þ K’N = K”N = 1 • Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [s]tx =[s]Notx.K’N Theo bảng (3-9) ta có [s]Notx = 2,6 HB Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [s]N1tx= 2,6.240 = 624 N/mm2 ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]N2tx = 2,6.210 = 546 N/mm2 • Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n » 1,8 và hệ số tập trung ứng suất chân răng Ks = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM) • Đối với thép s-1 = (0,4 ÷0,45)sbk , chọn s-1 = 0,45sbk • Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên: [s]u Ứng suất uốn cho phép của + Bánh nhỏ: [s]u1 = = 118 N/mm2 + Bánh lớn: [s]u2 = 83 N/mm2 3.3. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4 - chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = 0,3 áp dụng công thức (3-9): Asb Trong đó: i = n1n2 = 485103.2 = 4,69 : tỉ số truyền q = (1,15 ÷ 1,35) chọn q = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải n2 = 111,7 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 6,95 (Kw): công suất trên trục II Asb (4,34+1).31,05.106546.32.1,4.6,640,3.1,2.103,2 = 266,56 (mm) chọn Asb = 270 3.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17) : V = (m/s) Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: V = 2.31,4.270.48560.1000.(4,69+1) = 2,40 (m/s) Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 3.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,4 • Ψd = ΨA.i+12 = 0,3.4,69+12 = 0,85 • Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,05 Þ Ktt = 1,05+12 = 1,025 Þ K = 1,025.1,4 = 1,435 Áp dụng công thức: A = Asb. = 270.31,4351,4 = 272,23 (mm) Chọn A = 275 (mm) 3.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: • Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A Þ m = (0,01 ÷ 0,02).275 = 2,75 ÷ 5,5 Theo bảng (3-1) chọn m = 3 • Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z1 = = 2.2753.(4,69+1) =32,2 (răng) Þ Chọn Z1 = 33 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 33.4,69 = 154,77 (răng) Þ Chọn Z2 = 155 ( răng) • Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = yA.A = 0,3.275 = 82,5 (mm) - Chọn b1 = 83 (mm) - Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷ 10 mm nên chọn b2 = 78 (mm) 3.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-3) có: su = Trong đó : K = 1,42 : Hệ số tải trọng N: Công suất của bộ truyền (kW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m: Mô đun Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng tương đương của bánh răng nhỏ: Ztd1 = Z1 = 33 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,33 - Số răng tương đương của bánh lớn: Ztd2 = 155 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517 • Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là: su1 = 19,1.106.1,435.6,840,33.32.33.485.83 = 47,5 (N/mm2) Ta thấy su1 < [s]u1 = 118 (N/mm2) Þ thoả mãn • ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là: su2 = su1. = 47,5.0,330,517 = 30,3 (N/mm2) Ta thấy su2 < [s]u2 = 83 (N/mm2) Þ thoả mãn 3.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) + Bánh răng nhỏ [s]txqt1 = 2,5.[s]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2) + Bánh răng lớn [s]txqt2 = 2,5.[s]Notx2 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2) Với: stxqt == 1,05.106275.4,69(4,69+1)3.1,435.6,8475.103,2 = 393,5(N/mm2) Þ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn • Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ [s]uqt1 = 0,8.sch = 0,8.450 = 360 (N/mm2) suqt1 = = 19,1.106.1,435.6,840,33.32.33.485.83 = 47,5(N/mm2) suqt1< [s]uqt1 Þ thoả mãn + Bánh răng lớn [s]uqt2 = 0,8. sch = 0,8.300 = 240 (N/mm2) suqt2 = su1. = 47,5.0,330,517 = 30,3 (N/mm2) Þ suqt2 < [s]uqt2 Thoả mãn 3.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp tuyến mn = 3 • Số răng Z1 = 33 răng; Z2 = 155 răng • Góc ăn khớp ao = 20o • Chiều rộng răng b1 = 83 (mm) b2 = 75 (mm) • Đường kính vòng chia dc1 = m.z1 = 3.33 = 99 (mm) dc2 = m.z2 = 3.155 = 465 (mm) • Khoảng cách trục A = = 99+4652 = 282 (mm) • Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.3 = 6,75 (mm) • Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.3 = 0,75 (mm) • Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.mn = 99 + 2.3 = 105 (mm) De2 = dc2 + 2.mn = 465 + 2.3 = 471 (mm) • Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 – 2.mn - 2.c = 99 + 2.3 – 2.0,75 = 103,5 (mm) Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 465 – 2.3 – 2.0,75 = 457,5 (mm) Bảng 3.1: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1 = 33 răng Z2 = 155 răng Đường kính vòng chia dc1 = 99 mm đc2 = 465 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 105 mm De2 = 471 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 103,5 mm Di2 = 457,5 mm Chiều rộng răng b1 = 83 mm b2 = 78 mm Môđun M = 3 Khoảng cách trục A = 282 mm Chiều cao răng h= 6,75 mm Độ hở hướng tâm c= 0,75 mm Góc ăn khớp ao = 20o 3.10. Lực tác dụng lên trục Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0 Theo công thức (3-49) ta có: + Đối với bánh răng nhỏ : - Lực vòng: P = = 2.9,55.106.Nn.d = 2.9,55.106.6,84485.69 = 3904 (N) - Lực hướng tâm Pr : Pr = P.tgao = 3904.tg20o = 1420,94 (N) 3.11. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4 - chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = 0,3 áp dụng công thức (3-9): Asb Trong đó: i = n2n3 = 103,228,67 = 3,6 : tỉ số truyền q = (1,15 ÷ 1,35) chọn q = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải n2 = 103,2 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 6,38 (Kw): công suất trên trục III Asb (3,34+1).31,05.106624.32.1,4.6,380,3.1,2.28,67 = 298,13 (mm) chọn Asb = 300 (mm) 3.12. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài đượ