Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục -Bánh răng nghiêng

 ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG Giáo viên hướng dẫn : Sinh viên thực hiện : Đồ án Chi Tiết Máy LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy. Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này! SVTH: Đặng Danh Huân SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG 1.Động cơ điện 2. Bộ truyền đai thang 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục 4. Nối trục đàn hồi 5. Xích tải Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải: F = 5000N Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27 Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm Thời gian phục vụ: L = 24000 (h) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,75T t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s SVTH: Đặng Danh Huân Trang 2 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy MỤC LỤC PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ........................................ PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ....................... 1. Chọn động cơ .................................................................................................. 2. Phân phối tỉ số truyền ..................................................................................... PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1. Chọn dạng đai ..................................................................................................... 2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ ............................................................................ 3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn ............................................................................. 4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l ................................................. 5. Tính góc ôm đai nhỏ ........................................................................................... 6. Tính số đai z ...................................................................................................... 7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai ........................................................................ 8. Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo ................................................. 9. Đánh giá đai ...................................................................................................... 10. Tuổi thọ đai ...................................................................................................... PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1. Tính toán cấp chậm ............................................................................................... 2. tính toán cấp nhanh ............................................................................................... PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN .............................. 1. Thiết kế trục ...................................................................................................... 2. Tính then ...................................................................................................... PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC ................................................. 1. Chọn ổ lăn ...................................................................................................... 2. Khớp nối trục ...................................................................................................... PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ..................................................................................... 2.Các chi tiết phụ ................................................................................................... 3. Dung sai lắp ghép................................................................................................ PHẦN VIII : XÍCH TẢI ............................................................................................ SVTH: Đặng Danh Huân Trang 3 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất: SVTH: Đặng Danh Huân Trang 4 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. 1. Chọn động cơ 1.1. Xác định tải trọng tương đương Gọi : P là công suất trên xích tải. là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động  là công suất tinh toán tren trục máy công tác Pt Ta có : P (kW) Theo (2.8)TL1 P  t ct  Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi ) = 2 2 Theo2 (.12 & 2.13)L1 P1 .t2  P2 .t2  P3 .t3 t1  t2  t3 Với: TT T 121 ;  0,93  0,75 T T T => P  P P  0,9P 1 2 P3  0,75P Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW) Thay số vào ta đƣợc:kn = 2 2 = 2,57 (KW)2 P1 .t2  P2 .t2  P3 .t3 t1  t2  t3 1.2. Xác định công suất cần thiết Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 1 Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): d  0.96 - Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) : br  0.98 SVTH: Đặng Danh Huân Trang 5 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy - Hiệu suất của cặp ổ lăn: 5 ηol = 0,99 - Hiệu suất của khớp nối trục: kn  0.99 - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống : η 2 5  d .br .ol .kn = = 0,89 0.96.0,98 2.0,995 5.0,99 Công suất cần thiết: = 2,57 (KW)  2,89 0.89 Số vòng quay của xích tải khi làm việc: vòng/phút Theo (2.17) TL1 60000.v 60000.0,5715 n    50 lv z.p 27.25,4 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Theo (2.18) TL1 nsb  nlv .ut Theo bảng 2.4TL1 ta có : - Bộ truyền đai = 4 - Bộ truyền bánh răng = 14 Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là: = 4.14 = 56 ut  ud .ubr Vậy (v/ph) nsb  50.56  2800 Pdc  pct Với những ĐK : ndb  nsb T T mm  k T Tdn Theo bảng (P.1.3 Tl1) Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 2838 (vòng/phút) (2p = 2 ) Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo) Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau: SVTH: Đặng Danh Huân Trang 6 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Vận tốc Công suất Tk Kiểu động cơ quay % Tdn cos   4A90L2Y3 3 KW 2838 84,5 2,2 0,88 2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1 ndc 2838 ut    56,76 nlv 50 Mà ut = ud.uh Với ud là tỉ số truyền của đai uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Chọn , ud  4 ut 56,76 uh    14,19 ud 4 uh = u1.u2 ( u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm) Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u1 theo công thức:  ba2 uuhh 3  ba1 u1 =  ba2 3 uh 1  ba1 Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM) giá trị thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5  ba2  ba1 suy ra u1 = 14,19  3 14,19. 1 , 5 ; u2 = 14,19 / 4,187 = 3,389  4,187 3 14,19.1,5 1 Công suất trên các trục: SVTH: Đặng Danh Huân Trang 7 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Ptd 2,57 P3    2,609(KW) ol . kn 0,995.0,99 P3 2,609 P2    2,676(KW) ol .br 0,995.0,98 P2 2,676 P1    2,744(KW) ol .br 0,995.0,98 P1 2,744 Pdc    2,873(KW) ol .d 0,995.0,96 ndc 2838 n1    709,5(vg / ph) Số vòng quay trên các trục: ud 4 n 709,5 n  1   169,453(vg / ph) 2 u 4,187 1 n2 169,453 n3    50(vg / ph) u2 3,389 Mômen xoắn trên các trục: Ta có : P T  9,55.10 6. i i n i 3  T  9,55.10 6.  10095(N.mm) dc 2838 Tƣơng tự = 36934,7 (N.mm) T1 = 150813,4 (N.mm) T2 = 498319 (N.mm) T3 SVTH: Đặng Danh Huân Trang 8 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Bảng thông số Trục Động cơ I II III Thông số Tỷ số truyền 4 4,187 3,389 Công suất (kW) 2,873 2,744 2,676 2,609 Số vòng quay (vg/ph) 2838 709,5 169,453 50 Mômen T (Nmm) 10095 36934,7 150813,4 498319 Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang. 1. Chọn dạng đai: Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai: ndc  2838(v / ph) Pdc  3(KW) ud  4 Theo sơ đồ hình 4.2[TL1] ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau: (L = 560 - 4000, d1 = 100 - 200) SVTH: Đặng Danh Huân Trang 9 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Thông số cơ bản của bánh đai Kích thƣớc mặt cắt, (mm) Diện tích Loại đai 2 bt b H y0 A1 (mm ) Thang, A 11 13 8 2,8 81 2. Tính đường kính bánh đai nhỏ Theo 4.1 TL1 3 3 d1  (5,2....6,4). T1  (5,2...6,4) 10095 Với = (102,4 …128,3) d1 Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 125 mm Vận tốc dài của đai: d n v  1  18,56(m/ s) 1 60000 Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: vmax = 25 m / s 3. Đường kính bánh đai lớn Đƣờng kính bánh đai lớn Theo 4.2 TL1 d21=- ud . d (1ξ )  125.4 /(1 0,015)  507,6(mm) (Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng = 0,01  0,02 ta   chon ) ξ = 0,015 Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn d2 = 500 mm -Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là: SVTH: Đặng Danh Huân Trang 10 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy = ud d2 500 uttd = = = 4 d1 125 Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn. 4. Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai a l 4.1 Chọn khoảng cách trục . a Theo 4.14 TL1 2d1 d 2  a  0,55 d 1  d 2   h (h chiều cao tiết diện đai) 2 125 500 a  0,55 125  500  8 351,75  a  1250 Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95) 4.2 Chiều dài đai L d+- d 4.4[() dTL1] d La=2. +π 1 2 + 2 1 24a 3,14( 500 125) (500 125) 2  2.475    2005(mm) 2 4.475 Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm) Xác định lại khoảng cách trục a   2  8  2 4.5a[1] a  4 Với  (d  d )   L  1 2  1018 2 dd 500  125  21  187,5mm 22 a  (1018  1018 2  8.187,52 ) / 4  471,8  475(mm) Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa 5. Tính góc ôm đai nhỏ Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa Theo 4.7 TL1 0 0 0 1 180 57 (d2  d1)/ a 135 SVTH: Đặng Danh Huân Trang 11 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Vì thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn. o αα1>= min 120 6. Tính số đai z Ta có: P .K Theo 4.16 TL1 Z  1 d [P0 ].C .C l .Cu .Cz Với: : công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW( Pdc Pdc =3kW) : công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1] [po ] [po] = 2,4kw : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1 C =1 – 0,0025(180 – ) = 0,875  C 1 : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn ( tra bảng 4.17 [TL1]) Cu Cu = 1,14 : hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L CL Ta có l 2000   1,17 l0 1700 Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm Tra bảng 4.16 [TL1] => = 1 CL : hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai Cz Z 2  3 4  6 Z >6 Cz 0,95 0,9 0,85 Chọn Cz = 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 ) : Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1] K d Chọn = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca ) K d Thay các thông số vào ta có: 3.1 ,35 Z   1,8 2,4.0,875.1.1,14.0,95 chọn Z = 2 7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 7.1 Chiều rộng bánh đai SVTH: Đặng Danh Huân Trang 12 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Chiều rộng bánh đai: 4.17[2] B=( z - 1) t + 2 e Với t và e tra bảng 4.21[TL1] t = 15mm e = 10mm mm ho = 3,3 thay số vào ta đƣợc: B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm 7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai: Theo 4.16 [TL1] Bánh dẫn : da1  d1  2h0  500  2.3,3  506,6 Bánh bị dẫn : da2  d2  2h0 125  2.3,3 131,6(mm) 8. Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo. Lực căng trên 1 đai: 780pkdc . d FF0 =+v v1.. Cα Z Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn = 3 P1 Kd = 1,35 trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên = 0,875 (đã tính ở trên) C V = 18,56 Z = 2 Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra. 4.20[2] 2 Fvm q v1 qm : khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc qm = 0,105 kg/m F = 0,105.18,562 = 36,17 kgm/s2  v SVTH: Đặng Danh Huân Trang 13 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy  780.3.1,35 F   36,17  230(N) 0 18,56.0,875.2 Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau: 2F0.Z.sin( = 850 (N) Fr  1 / 2) Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng. 1. Tính toán cấp chậm. 1.1 Chọn vật liệu: Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn 45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc các thông số sau: Giới hạn Giới hạn Vật Nhiệt Độ cứng bền chảy liệu luyện HB 2 2  b N/mm  ch N/mm Bánh Thép Tôi cải chủ 850 650 230…280 45 thiện động X Bánh bị Thép Tôi cải thiện 850 550 230…260 động 40X SVTH: Đặng Danh Huân Trang 14 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy 1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91] 0 0 [σH] = ( σ Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL. Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do đó chỉ còn : 0 [σH] = ( σ Hlim / SH) KHL 0 [σF] = ( σ Flim / SF) KFC KFL SVTH: Đặng Danh Huân Trang 15 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy 0 0 Với σ Hlim, σ Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94] 0 ta đƣợc :σ Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và 0 σ Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động). SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động). KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều. KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]: Và mH mF K HL  N HO / N HEK FL  N FO / N FE ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : Theo 6.5 TL1 tr93 : =18752418 2,4 2,4 NHO  30.H HB  30.260 6 NFO = 4.10 đối với tất cả các loại thép. NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng : Ta xét tải trọng thay đổi : 3 NHE  60.C.(Ti/T max) .ni.ti N  60.C.(Ti/T max) mF .n .t FE i i Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50 Ti : mô men xoắn. L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =5 . 300 . 2 . 8 = 24000 (giờ) SVTH: Đặng Danh Huân Trang 16 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Suy ra với bánh chủ động 15 48 12 N  60.1.169,5.24000.(13.  0,93.  0,753. )  207815322 HE 75 75 75 15 48 12 N  60.1.169,5.24000.(16.  0,96.  0,756. ) 138865474 FE 75 75 75 Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σH]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa 2 [σF]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm ). Đối với bánh bị động tương tự ta có : 0 σ Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và 0 σ Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450 SH = 1.1 và SF = 1.75 Có 15 48 12 N  60.1.50.24000.(13.  0,93.  0,753. )  52852320 HE 75 75 75 15 48 12 N  60.1.50.24000.(16.  0,96.  0,756. )  40939114 FE 75 75 75 Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σH]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa 2 [σF]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm ). Vậy : [σH]cp [ ]  [ ] 518,2  536,4  H cd H bd   527,3(MPa) 2 2 [σH]bđ 1,25[σH]bđ=647,75 Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12 TL1 SVTH: Đặng Danh Huân Trang 17 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy 1.3 Xác định khoảng cách trục aw Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động. Theo 6.15a TL1 T1.KH 3 aW  Ka (u 1) 2 [ H ] .u. ba trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.  Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).  Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3. Suy ra Ψbd = 0,53 Ψba (u  1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698 (CT 6.16 [TL1 tr 97]. Tra bảng 6.7 với Ψbd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05.  T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 150813 Nmm.  [σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 527,3 Mpa.  U tỉ số truyền u = 3.389 Thay số vào => aW = 155,07 Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 150 mm 1.4 Môđun bánh răng. Theo CT 6.17 TL12 m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0 chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn 1.5 Số răng của bánh răng. Vì răng nghiêng ta chọn = 15 0  Theo CT 6.31 TL1: 2a .cos 2.150.cos150 Z  W   33,01 1 m(u 1) 2(3,389 1) Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33 Vậy số răng bánh bị dẫn là = u.Z1 = 3,389.33 = 111,8 Z2 SVTH: Đặng Danh Huân Trang 18 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy Ta chọn = 112 Z2 Tỉ số truyền sau khi chọn răng: Z2 112 Ut    3,394 Z1 33 Sai số tỉ số truyền: (3,394  3,389) U  .100  0,... 3,389 Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa. Tính lại góc : ta có Cos = m = 2.145/2.150 = 0,946   Zt /2a Vậy = 14,8 0 0 Thỏa mãn với đk  20   [8;20] 1.6 Góc ăn khớp : Theo ct 6.27 TL1 CostW  Zt .m.cos /2aW (Có 0 ) =>   20 0 CostW 145.2.cos20 / 2.150  0.889 => 0 tW  24,7 1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng : mm bW1 .aW  0,3.150  45 Đƣờng kính vòng chia: = Z1.m /cos = 68,3 mm d1  = Z2.m /cos = 231,7mm d2  Đƣờng kính lăn : d = 2aW/(u+1) = 68,3 mm w1 = d .u = 68,3.3,394 = 231,8 mm dW 2 w1 Đƣờng kính đỉnh răng : d = dw1 + 2.m = 72,3 mm a1 d = dw2 + 2.m = 235,7 mm a2 Đƣờng kính vòng chân răng : SVTH: Đặng Danh Huân Trang 19 Trường ĐHKT-KTCN Đồ án Chi Tiết Máy df1 = dw1 – 2,5m = 63,3 mm df2 = dw2 – 2,5m = 226,7 mm vận tốc bánh răng: .d .n v  W1 1  0,606 60000 Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 1.8 K