Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc trục vít - bánh răng

MỤC LỤC 1 Mục lục Trang 1 2 Phần I Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền Trang 2 3 Phần II Thiết kế bộ truyền ngoài Trang 3 4 Phần III Thiết kế bộ truyền trong Trang 7 5 Phần IV Thiết kế trục và then Trang 19 6 PhầnV Thiết kế gối đỡ trục Trang 29 7 PhầnVI Chọn nối trục đàn hồi Trang 29 8 PhầnVII Cấu tạo vỏ máy Trang 35 9 PhầnVIII Tính và bôi trơn cho hộp giảm tốc Trang 37 10 Phần IX Lựa chọn kiểu lắp ( dung sai lắp ghép Trang 42 TÀI LIỆU THAM KHẢO Giáo trình chi tiết máy. Tập bản vẽ chi tiết máy. NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp 1978 Hướng dẫn thiết kế đồ án chi tiết máy. Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi N( công suất truyền băng tải, ( ( hiệu suất chung Nct ( công suất cần thiết, thì:

(1 =0,96 ( hiệu suất bộ truyền xích (2 =0,97 ( hiệu suất bộ truyền bánh răng (3 =0,84 ( hiệu suất bộ truyền trục vít (4 =0,99 ( hiệu suất của một cặp ổ lăn (5 =1 ( hiệu suất khớp nối => ( = 0,96×0,97×0,84×0,99×1 ( 0,774
Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Nct . Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thỏa mãn điều kiện này. Chọn sơ bộ loại động cơ che kín có quạt gió (bảng 2P) ký hiệu A02(52(6: - Công suất định mức 7,5 KW . - Số vòng quay nđc = 970 vg/ph. -
- Khối lượng động cơ: mđc=110kg. Động cơ đảm bảo điều kiện khởi động (Mmm =1,3Mđm), giá thành động cơ này không đắt và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động. Vì vậy ta chọn động cơ này. 2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền động chung
Trong đó nt ( số vòng quay của tang
v/ph

= ix ×ib ×iv trong đó ix ( tỷ số truyền của bộ truyền xích ib ( tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng iv ( tỷ số truyền của bộ truyền trục vít Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu. Ta chọn trước iv = 12;
.

Tính công suất cho các trục : NI = Nct((5((4 = 5,698(1(0,99 = 5,64 (KW) NII = NI((3((4 = 5,64(0,84(0,99 = 4,69 (KW) NIII = NII((2((4 = 4,69(0,92(0,99 = 4,27 (KW) NIV = NIII((1((4 = 4,27(0,96(0,99 = 4 (KW) Tính số vòng quay của mỗi trục : n1 = nđc = 970 (v/ph) n2 = n1/iv = 970/12 = 80,8 (v/ph) n3 = n2/ib = 145/3 = 26,93 (v/ph) n4 = n3/ix = 26,93/1,6 = 16,72 (v/ph) Tính momen xoắn trên mỗi trục : Mđc = 9,55(106(Nct/nđc = 9,55(106(5.698/970 = 56098,86 (Nmm) Mx1 = 9,55(106(NI/n1 = 9,55(106(5.64/970 = 55527,83 (Nmm) Mx2 = 9,55(106(NII/n2 = 9,55(106(4,69/80,8 = 554325,495 (Nmm) Mx3 = 9,55(106(NIII/n3 = 9,55(106(4,27/26,93 = 1514240,624 (Nmm) Mx4 = 9,55(106(NIV/n4 = 9,55(106(4/16,72 = 2284688,995 (Nmm) PHẦN II ( THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Xích là một chuổi các mắt xích nối với nhau bằng bản lề. Xích truyền chuyển động và công suất từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng đĩa. Ở trong bài toán này, bộ truyền xích truyền động momen xoắc từ trục ra của hộp giảm tốc đến trục tang của băng tải. Bộ truyền xích đơn giản nhất gồm hai đĩa xích và xích. Bộ truyền động xích có những ưu điểm sau: ( Có thể truyền động được giữa hai trục của nhau tương đối xa ( Khuôn khổ kích thước nhỏ so với truyền động đai ( Không có trượt (trượt đàn hồi trượt trơn như trong truyền động đai) ( Hiệu suất cao ( Có thể cùng một lúc truyền chuyển động công suất cho nhiều trục. Tuy nhiên, truyền động xích có những nhược điểm sau: ( Chế tạo và lắp rắp chính xác hơn so với bộ truyền đai, yêu cầu chăm sóc phức tạp ( Chóng mòn nhất là khi bôi trơn và làm việc ở nơi nhiều bụi ( Vận tốc tức thời của xích và đĩa xích bị dẫn không ổn định nhất là khi đĩa xích ít ( Có nhiều tiếng ồn khi làm việc ( Giá thành tương đối cao Ta tiến hành thiết kế bộ truyền cho các bước sau: 3.1. CHỌN LOẠI XÍCH: Vì ở đây không đòi hỏi vận tốc bé nên ta chọn xích ống con lăn, nó thỏa mãn các yêu cầu mà giá lại rẻ hơn xích răng 3.2. ĐỊNH SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH: Số răng đĩa xích càng ít thì xích càng bị mòn nhanh, va đập mắc xích vào đĩa càng tăng và xích lại càng ồn. Do đó cần phải hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích. NIII = NII((2((4 = 4,69(0,92(0,99 = 4.27165 (KW) Tỉ số truyền của bộ truyền xích là : ix = 1,6 Căn cứ vào bảng (TKCTM(B6.3) ta chọn số răng đĩa xích nhỏ : Z1 = 28 Do đó số răng đĩa xích lớn là : Z2 = i.Z1 = 1,6(28 = 44.8 Lấy Z2= 45 3.3. TÌM BƯỚC XÍCH : Bước xích là thông số cơ bản của truyền động xích. Xích có bước càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động, va đập và tiếng ồn càng tăng. Bước xích được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Để tìm bước xích, trước hết định hệ số điều kiện sử dụng: K = Kđ . KA . K0 . Kđc . Kb . Kc (TKCTM(6.6) Trong đó : Kđ ( là hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài, vì tải trọng êm nên Kđ = 1 KA ( Hệ số xét đến chiều dài xích, chọn A =(30 ( 50)t nên KA = 1 K0 ( Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, chọn đường nối hai tâm đĩa xích làm với đường nằm ngang một góc < 60o vì K0 = 1 Kđc ( Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích, Kđc = 1,1 Kb ( Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, bôi trơn nhỏ giọt nên Kb = 1 Kc ( Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Bộ truyền làm việc 3 ca nên Kc = 1,45 Do đó : K =1.1.1.1.1.1,45 = 1,45 Hệ số răng của đĩa xích dẫn
Z01 : số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở Hệ số vòng quay đĩa dẫn :
n01 : số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở Công suất tính toán của bộ truyền: Nt = K.KZ.Kn.N = 1,45(0,893(1,85(4,27
10 (KW) Chọn : [N] = 11 KW Tra bảng (TKCTM(106-B6.4) ta chọn được xích ống con lăn một dãy có t = 38,1mm, no1 = 50v/ph, Zo1 = 25 công suất cho phép [N] = 11KW. Bước xích quá lớn nên ta chọn 3 dãy xích. Từ công thức x
(TKCTM-107-6.10) ta có:

Tra bảng (TKCTM(106-B6.4) ta chọn được xích ống con lăn ba dãy có t = 25.4mm, no1 = 50v/ph, Zo1 = 25 công suất cho phép [N] = 3,3KW. Với loại xích này tra bảng (TKCTM(103-B6.1) ta tìm được các kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q = 50000 N. Khối lượng một mét xích q = 2,57 Kg. Kiểm tra lại theo điều kiện :
(TKCTM(107-6.9) Theo bảng (TKCTM(107-B6.5) với bước xích t = 25,4 mm, số răng đĩa dẫn Z1 = 28, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa xích có thể đến 760 v/ph. n1 = 26,93 v/ph ; ngh = 770 v/ph vậy thoã mãn đk. 3.4. Định khoảng cách trục A và số mắt xích : Định sơ bộ Asb = 30.t = 762 mm Trước hết ta phải tính số mắc xích :
(TKCTM(102-6.4) Lấy x = 98 Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây :
Trong đó : Z và n là số răng và số vòng quay trong một phút của đĩa xích L ( chiều dài xích v ( vận tốc xích (m/s) [u] ( số lần va đập cho phép trong 1 giây :
Theo bảng (TKCTM(6.7) số lần va đập cho phép trong một giây là [u] =30 cho nên điều kiện u ( [u] được thỏa mãn. Tính chính xác khoảng cách trục A theo mắc xích đã chọn :

mm Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá, giảm khoảng cách trục một khoảng (A = 0,003A = 2,334 mm Cuối cùng là lấy A = 775,.666 3.5. Tính đường kính của đĩa xích : ( Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :
mm ( Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :
mm 3.6. Tính lực tác dụng lên trục :
(TKCTM(109-6.17) Trong đó : kt : hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục, khi bộ truyền nằm ngang kt = 1,15
(N) PHẦN III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT : 2.1. CHỌN VẬT LIỆU, CÁCH CHẾ TẠO VÀ NHIỆT LUYỆN : Bánh vít : Giả sử vận tốc trượt của bánh vít vt = 2( 5 m/s nên dùng đồng thanh nhôm b
pA(9(4 để làm vành bánh vít, khuôn đúc bằng cát. Tra bảng (TKCTM(71-B4.4) : (ch = 170 (N/mm2) (bk = 400 (N/mm2) Trục vít : chế tạo bằng thép nhiệt luyện 45 tôi thể tích bề mặt có độ rắn HRC = 45 ÷ 50. 2.2. ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP 2.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép của bánh vít: Do tải trọng không thay đổi nên Ntđ = N Ntđ : số chu kỳ tương đương N : số chu kỳ làm việc của bánh vít Ta có : N = 60(n2(T = 60(80,8(5,5 (310(18 = 14,8785(107 (chu kỳ) (T-tổng số giờ làm việc của bộ truyền) Hệ số chu kỳ ứng suất : theo (TKCTM( 71-4.5)
(Ntđ=N=14,8785.107)
Ứng suất tiếp xúc cho phép : [(]tx =0,71.250 =177,5 N/mm2; (TKCTM(71-4.4) [(]tx =0,85.400 =340 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép : [(]uo = 0,535.115= 61,525 N/mm2 2.2.2. Chọn số mối ren Z1 của trục vít và tính số răng Z2 của bánh răng vít : Chọn số mối ren của trục vít : Z1 = 3 Số răng của bánh vít : Z2 = iv(Z1 = 12(3 = 36 Số vòng quay trục của bánh vít :
(v/ph) 2.2.3. Chọn sơ bộ hiệu suất, hệ số tải trọng và tính công suất trên bánh vít : Số mối ren Z1 = 3; trục vít dẫn động, hiệu suất sơ bộ (v = 0,84 Công suất trên trục vít : N1 = 5,64 KW Công suất trên bánh vít : N2 = (v(N1 = 0,84(5,64 = 4,7376 KW Định sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3 2.2.4. Định môđun m và hệ số đường kính q theo điều kiện sức bền tiếp xúc Tính
theo công thức :
(TKCTM(73-4.9)
Tra bảng (TKCTM(B4.6) : m = 5 ; q=10 với
= 10,8 Khi đó
= 9,8 thỏa mãn điều kiện trên 2.2.5. Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng : 2.2.5.1. Vận tốc trượt vt có phương theo đường tiếp tuyến của ren trục vít :
(m/s) Ta thấy vt = 2,65 (m/s) < 5 (m/s) đúng như dự đoán.(2<vt<5) 2.2.5.2. Hiệu suất của bộ truyền trục vít:
Trong đó : ( : góc vít của trục vít ( : góc ma sát tương đương Tra bảng (TKCTM(74-B4.7) ứng với Z1 = 3; q = 10 : tìm được góc vít : ( = 16o41’57’’
16,7o Tra bảng (TKCTM(74-B4.8) ứng với vt = 2,65 (m/s) chọn hệ số ma sát ( = 0,028 Góc ma sát tương ứng với (’ ( ( = arctg( = arctg0,028=1,6o Do đó : hiệu suất của bộ truyền :
Công suất thực trên bánh vít : N2 = ((N1 = 0,87(5,64 = 4,9 KW 2.2.5.3. Hệ số tải trọng k được tính theo công thức k = ktt(kđ Trong đó : ktt : hệ số tập trung tải trọng vì tải trọng không thay đổi nên ktt = 1 kđ : hệ số tải trọng động Vận tốc vòng của bánh vít:
(m/s) V2 = 0,75 (m/s) < 3 (m/s) nên lấy Kđ = 1,1 => k = ktt(kđ = 1(1,1 = 1,1 Vì v2 < 2m/s nên có thể chế tạo bộ truyền với cấp chính xác 9. Từ các kết quả tính toán về K,
,vt so với dự đoán ban đầu chênh lệch không lớn lắm cho nên ta đê nguyên kết quả để tiếp tục thiết kế. 2.2.6. Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít Tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít theo công thức :
Trong đó : y : hệ số dạng răng tra bảng theo số răng tương đương của bánh vít. Số răng tương đương của bánh vít :
Lấy Ztđ = 40 răng Tra bảng (TKCTM(52-B3.18) chọ hệ số dạng răng y = 0,476
(N/mm2) < [(]u = 61,525 (N/mm2) => Điều kiện sức bền uốn của bánh răng vít được thỏa mãn. 2.2.7. Kiểm nghiệm sức bền răng bánh vít khi chịu quá tải đột ngột Nếu bộ truyền trục vít phải làm việc quá tải với hệ số quá tải là Kqt, cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải: Ta có :

Lấy A = 102 mm
(N/mm2) + Ứng suất tiếp xúc khi quá tải đột ngột Vì vật liệu làm bánh vít bằng đồng thanh nhôm sắt nên : [(]txqt = 2((ch = 2(170 = 340 (N/mm2) + Ứng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột [(]uqt = 0,8((ch = 0,8(170 = 136 (N/mm2) Ta có :
(N/mm2) < [(]txqt=340(N/mm2) (uqt = (u(Kqt = 23,6(1,3 = 30,04 (N/mm2) < [(]uqt=136 (N/mm2) 2.2.8. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Theo bảng (TKCTM(69-B4.3) về các quan hệ hình học chủ yếu của bộ truyền trục vít: ( Môđun m = 5 (mm) ( Hệ số đường kính : q = 10 ( Số mối ren của trục vít : Z1 = 3 ( Số răng bánh vít Z2 = 36 ( Bước ren của trục vít : t = (m = 3,14(5 = 15,7 (mm) ( Góc prôfin trong mặt cắt dọc : ( = 20o ( Góc vít ( trên hình trụ chia của trục vít : tg( =
=> ( = 16,7o ( Hệ số chiều cao răng : thường lấy (0=1 ( Hệ số khe hở hướng tâm : C0 = 0,2 ( Tỉ số truyền : iv = 12 Vì không có yêu cầu khoảng cách trục A theo tiêu chuẩn nên không dùng dịch chỉnh ((=0) ( Đường kính vòng chia (lăn) trục vít : dc1 = d1 = qm = 10(5 = 50 (mm) ( Đường kính vòng chia (lăn) của bánh vít : dc2 = d2 = Z2m = 36(5 = 180 (mm) ( Đường kính vòng đỉnh trục vít : De1 = dc1 + 2fom = 50 + 2.1.5 = 60 (mm) ( Đường kính vòng đỉnh bánh vít : De2 = (Z2 + 2fo)m = (36 + 2.1) (5 = 190 (mm) ( Đường kính chân ren trục vít : Di1=dc1(2fom(2C0m=50(2.1.5(2.0,2.5 = 38 (mm) ( Đường kính vành ngoài của bánh vít : Dn = De2 + 1,5m = 190 +1,5.5 = 197,5 mm ( Khoảng cách trục : A = (dc1 + dc2)/2 = (50 + 180)/2 = 115 mm ( Chiều dài phần có ren của trục vít : L > (12,5 + 0,09Z2)m = (12,5+0,09.36).5 = 78,7 mm ( Chiều rộng bánh vít : B ( 0,75(De1 = 0,75(60 = 45 (mm) ( Góc bánh vít ôm trục vít 2( :
=> ( = 46,4o ( Chiều cao đầu răng : h’ = (fo +
)m = (1+0)5= 5mm ( Chiều cao chân răng : h’’ = (fo + C0)m = (1 + 0,2)5 = 6 mm ( Bước xoắn ốc của ren vít : s = t.Z1 = 15,7(3 = 47,1 2.2.9. Tính lực tác dụng lên bộ truyền trục vít Để tính trục và ổ, có thể phân tích lực tác dụng trong bộ truyền trục vít ra làm 3 thành phần : lực vòng, lực dọc trục và lực hường tâm, tác dụng lên trục vít là lên bánh vít. ( Lực vòng P1 trên trục vít có trị số bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít :
(N) M1 = 55527 (Nmm) momen xoắn trên trục vít ( Lực vòng P2 trên bánh vít có trị số bằng lực dọc trục Pa1 trên trục vít
M2 momen xoắn trên bánh vít : M2 = M1(i(( = 55527(12(0,87 = 554325,4 (Nmm)
(N) ( Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít có trị số bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít Pr1 = Pr2 = P2(tg( = 6159,12(tg20o = 2241,736 (N) 2.2.10. Kiểm nghiệm sức bền và độ cứng của thanh trục vít Để bộ truyền làm việc được bình thường thì trục vít có sức bền và độ cứng. Vì kích thước của trục vít đã được xác định sau khi tính sức bền răng bánh vít, cho nên tính toán sức bền và độ cứng của trục vít là tính toán kiểm nghiệm. Vì trục vít một đầu được lắp ổ côn để đỡ chặn, còn đầu kia lắp ổ lăn đở tùy động nên độ võng của thân trục vít phải thỏa mãn điều kiện sau :
Trong đó : f : độ võng lớn nhất của trục vít (mm) [f] : độ võng cho phép của trục vít [f] = (0,005 ( 0,01)m = 0,03 E : môđun đàn hồi của trục vít E = 2,1.105 N/mm2 P1, P2, Pr : lực vòng trên trục vít, lực vòng trên bánh vít và lực hướng tâm dc1 : đường kính vòng chia của trục vít l : Khoảng cách giữa 2 gối tựa trục vít J : momen quán tính tương đương tiết tiện thân vít
Di1, De1 : đường kính vòng đỉnh và đường kính vòng chân ren của trục vít.
chọn

< 0,05 Thõa mãn điều kiện cứng uốn. Tính toán nhiệt trong bộ truyền: Do bộ truyền làm việc với vận tốc tương đối chậm nên thõa mãn điều kiện tlv
max B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ở đây là bộ truyền cấp chậm, nó thực hiện truyền độngtừ trục II sang trục III. Hệ thống làm việc ở đây với tải trọng không đổi, êm. Ta biết rằng, so với truyền động cơ khí khác, truyền động bánh răng có những ưu điểm nổi bật : ( Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn. ( Hiệu suất cao ( Tuổi thọ cao, làm việc chắc chắn ( Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỷ số truyền khá rộng Tuy nhiên, truyền động bánh răng có hai nhược điểm sau đây: ( Đòi hỏi chế tạo chính xác cao ( Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn ( Chịu va đập kém (vì độ cứng của bộ truyền khá cao) Ta tiến hành thiết kế bộ truyền như sau : Các thông số: i = 3 n1 = 80,8 v/p n2 = 26,93 v/p N = 4,69 kW 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. Vật liệu làm bánh răng phải thõa mãn các yêu cầu về sức bền bề mặt (tránh tróc rổ, mài mòn, dính...) và sức bền uốn. + Bánh nhỏ : Để giảm kích thước bộ truyền ta chọn thép 40XH tôi cải thiện với
mm có:
N/mm2 ;
N/mm2 ; HB = 270 + Bánh lớn: thép 35X thường hoá với phôi
mm có:
HB = 220 2.Định ứng suất cho phép. a.Ứng suất tiêp xúc cho phép: + Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
Mà
tra theo bảng (TKCTM-43-3.9) k’N - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. k’N =
N0 -chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0 = 107 (TKCTM-43-3.9). Ntđ -chu kỳ tương đương. Tải trọng không thay đổi nên Ntđ = N = 600u.n.T. n - số vòng quay trong một phút của bánh răng. n = 26,93 u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. u =1 T - tổng số giờ làm việc; T= 18.310 = 5580 giờ. Vậy : + Số chu kỳ làm việc của bánh lớn: Ntđ2 = 600.1.26,93.5580 = 9,016.107 > No = 107 Vậy chọn hệ số: KN’ = 1 + Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: Ntđ1 = i.Ntđ2 = 3. 9,016.107 + Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
N/mm2

N/mm2 Lấy hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k
b.Ứng suất uốn cho phép: + Giới hạn mỏi của thép 40XH là:
N/mm2 + Giới hạn mỏi của thép 35X là: (-2 = 0,43.(ch = 0,43.450 = 193,5 N/mm2 + Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
N/mm2 + Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
N/mm2 3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = ktt.kđ = 1,3 (thường k = 1,3 ÷1,5) 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
5.Tính khoảng cách trục A: Theo công thức 3.10 ta có: A
A
mm Chọn A = 168 mm 6.Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: + Vận tốc vòng: v
m/s + Vậy theo bảng (TKCTM-46-3.11)ta chọn cấp chính xác là: Ccx9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng k và chiều rộng bánh răng. Khi bộ truyền bánh răng làm việc, do trục, ổ võ hộp và bản thân bánh răng bị biến dạng vì do sai sót không thể tránh khỏi trong chế tạo cũng như trong lắp ráp, cho nên trong bộ truyền xuất hiện những tải trọng phụ thêm, đồng thời tải trọng có ích phân bố không đều trên chiều dài răng. Anh hưởng của các nhân tố trên đến sức bền của răng được xét đến trong tính toán bằng hệ số tải trọng K. Hệ số tải trọng K được tính theo công thức : K = Ktt ( Kđ (TKCTM(47(3.19) Trong đó : Ktt - hệ số tập trung tải trọng, vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng < 350 HB nên Ktt = 1. Kđ - hệ số tải trọng động, nó được chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt răng. + Chiều rộng bánh răng: b =
d1 =

=> Tra bảng (TKCTM-47-3.12). Chọn hệ số tấp trung tải trọng kttbảng = 1,06 => ktt =
Tra bảng (TKCTM-48-3.13)=> Hệ số tải trọng động: kđ = 1,1 => k = ktt.kđ = 1,06.1,1 = 1,166. Vậy khoảng cách trục A là: A = Asb
Lấy A = 160 mm. 8.Xác định lại chiều rộng bánh răng, số răng và môđun. + Ta có môđun : mn =(0,01 ( 0,02)A = (0,01 ( 0,02)160 = 1,60 ( 3,32 => Chọn m = 3mm + Số răng bánh dẫn: Z1 =
răng. Lấy số răng bánh dẫn là 27 + Số răng bánh bị dẫn: Z2 = i.Z1 = 3.27 = 81 răng. + Chọn lại chiều rộng bánh răng: b =
.A = 0,45.160 = 72 mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. Tra bảng (TKCTM-52-3.18) ta có + Hệ số dạng răng: - Bánh nhỏ: y1 = 0,478 - Bánh lớn: y2 = 0,517 + Theo công thức(TKCTM-51-3.34) ta có: (u1 =
<[(]u1 = 111,48 N/mm2 (u2
< [(]u2 = 92,4 N/mm2 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn. 10.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn. + Ứng suất tiếp xúc cho phép: [(]txqt1 = 2,5 [(]tx1 = 2,5.702 = 1755 N/mm2 [(]txqt2 = 2,5 [(]tx2 = 2,5.572 = 1430 N/mm2 + Ứng suất uốn cho phép quá tải: Trong quá trình làm việc, bộ truyền có thể quá tải. Chẳng hạn lúc mở máy, hãm máy... với hệ số quá tải Kqt =
thì ta cần kiểm nghiệm ứng suất uốn và ứng suất tại điểm tiếp xúc quá tải. Ta có công thức :
(TKCTM(53-3.41)
(TKCTM(53-3.42) - Với bánh nhỏ: [(]uqt1 = 0,8.(ch1 = 0,8.700 = 560 N/mm2 - Với bánh lớn: [(]uqt2 = 0,8.(ch2 = 0,8.450 = 360 N/mm2 Ta chỉ cần kiêm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có [(]txqt nhỏ hơn. (txqt2
(txqt2
< [(]txqt2 = 1430 N/mm2