Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng

LỜI MỞ ĐẦU Kính thưa thầy giáo . Môn cơ sở thiết kế máy là một trong những môn chuyên ngành quan trọng của ngành cơ khí chế tạo máy . Việc thiết kế một cái máy là một quá trình rất phức tạp đòi hỏi người thiết kế phải vận dụng những kiến thức đã học để tính toán các thông số của máy , tìm phương án tối ưu trong việc thiết kế , chế tạo sao cho đảm bảo tính năng hoạt động và hiệu quả kinh tế của máy . Quá trình thiết kế đồ án Cơ sở thiết kế máy là lần đầu tiên sinh viên bắt tay vào một công việc mới mẻ , rèn luyện , vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề liên quan đến thực tế . Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán . Do kiến thức và thời gian có hạn nên không thể tránh khỏi những sai sót trong quá trình tính toán thiết kế . Kính mong quý thầy cô chỉ dẫn thêm cho em để rút kinh nghiệm cho đồ án tiếp theo được tốt hơn . Đà Nẵng ngày 20 / 03 / 2011 Sinh viên thực hiện : Nguyễn Phi Hùng CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.Chọn động cơ điện Chọn động cơ điện bao gồm những việc chính là chọn loại, kiểu động cơ; chọn cộng suất điện áp và số vòng quay của động cơ Chọn loại, chọn kiểu động cơ đúng thì động cơ sẽ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu làm việc của máy , phù hợp với môi trường bên ngoài ,vận hành được an toàn và ổn định Ta có công suất làm việc của động cơ : Trong đó : p = 1875 (N) ; v = 1,4 (m/s) Với : Hiệu suất truyền động bằng tích số hiệu suất các bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị , tra theo bảng 2-1 ( TKCTM - Nguyễn Trọng Hiệp ) Hiệu suất bộ truyền xích: Hiệu suất bộ truyền bánh răng Hiệu suất bộ truyền trục vít Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn Hiệu suất khớp nối Suy ra Thay vào ta có Cần phải chọn công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết . Chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió . Tra bảng 2P ( TKCTM - Nguyễn Trọng Hiệp ) , chọn động cơ điện có kí hiệu : A02 - 41 - 4 Có công suất động cơ : Số vòng quay động cơ ndc= 1450 (vòng/phút) 2. Phđn phối tỉ số truyền a. Tnh tỉ số truyền Tỉ số truyền là một chỉ tiêu kỷ thuật , một đặc trưng có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước, chất lượng của bộ truyền cơ khí , do đó ta phải nghiên cứu phân phối tỉ số truyền cho hợp lý theo 2 nguyên tắc sau : Phân phối tỉ số truyền đảm bảo bộ truyền có kích thước và khối lượng nhỏ gọn Phân phối tỉ số truyền phải đảm bảo bộ truyền được bôi trơn tốt nhất tức là có hiệu quả và đơn giản Tỉ số truyền động chung: Với nđc=1450(vòng/phút) Mặt khác Þ = = 35,67 (vòng/phút) Þ Ta lai có Chọn iv = 10 ; ib = 3 Þ iv: tỷ số bộ truyền trục vít ib : tỷ số bộ truyền bánh răng ix : tỷ số bộ truyền xích b. Tính công suất cho các trục Trục I : N1= Nlv ´ h 5 ´ h 4 =3,6 ´ 1 ´ 0,99 = 3,56 (kW) Trục II : N2 = N1 ´ h 4 ´ h 3 = 3,56 ´ 0,99 ´ 0,82 = 2,89 (kW) Trục III : N3 = N2 ´ h2 ´ h 4 = 2,89 ´ 0,97 ´ 0,99 =2,78 (kW) Trục IV : N4 = N3 ´ h 1 ´ h 4 =2,78 ´ 0,96 ´ 0,99 = 2,64 (kW) c. Tính số vòng quay mỗi trục Trục I : n1= ndc= 1450 (vòng/phút) Trục II : (vòng/phút) Trục III : (vòng/phút) Trục IV : (vòng/phút) d.Tính momen xoắn trên mỗi trục Bảng 1: Thông số Trục động cơ Trục I TrụcII Trục III Trục IV i iv = 10 ib = 3 ix= 1,355 n(v/p) 1450 1450 145 48,33 35,67 N(kW) 3,6 3,56 2,89 2,78 2,64 Mx (N.mm) 23710,34 23446,9 190341,38 549327,54 706812,45 II. TNH TOÂN THIẾT KẾ CÂC BỘ TRUYỀN A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XCH Truyền động xích thường dùng trong trường hợp : các trục có khoảng cách trung bình yêu cầu khối lượng tương đói nhỏ gọn hoặc tỷ số truyền (trung bình) không đổi. So với truyền động đai , truyền động xích có kích thước nhỏ gọn hơn, khi làm việc không có trược, hiệu suất khá cao nếu chăm sóc tốt, lực tác dung lên trục nhỏ. Tuy nhiên nó đòi hỏi lắp ráp và chế tạo phức tạp hơn, cần thường xuyên bôi trơn và giá thành cao. Để thiết kế bộ truyền xích ta cần chọn loại xích, số dãy xích, số răng đĩa xích, khoảng cách trục, số mắt xích và tính lực tác dung lên trục . 1. Chọn loại xích Vì xích làm việc với vận tốc v = 1,4 (m/s) nên ta dùng xích ống con lăn. 2. Định số răng đĩa xích Số răng đĩa xích ít thì xích càng bị mòn nhanh, va đập của mắt xích vào răng đĩa càng tăng và xích làm việc càng ôn , nhưng số răng đĩa xích lớn thì tăng kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích . Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích , theo bảng 6 - 3 ( TKCTM ) với tỉ số truyền i = 1,355 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ : Z1 = 30 răng Suy ra số răng của đĩa lớn Z2 = i ´ Z1 = 1,355´ 30 = 41 răng 3. Định bước xích Bước xích là thông số cơ bản của bộ truyền 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 t trước hết định hệ số điều kiện sử dung : k = kd ´ kA ´ k0 ´ kdc ´ kb ´ kc Trong đó : kd = 1 : Hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài ( Tải trọng không đổi , êm ) . kA = 1: Hệ số xét đến chiều dài xích chọn A = (30 ¸ 50) t . ko = 1 : Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Chọn đường nối hai tâm đĩa xích làm với đường nằm ngang một góc < 600 . kdc = 1,1 : Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích . Dùng đĩa xích căng xích hoặc con lăn căng xích . kb = 1,5 : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn , bôi trơn định kỳ . kc = 1,25 : Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền . Bộ truyền làm việc ngày 2 ca ( Do mỗi ngày làm việc 16 giờ , mỗi ca làm việc 4 + 4 = 8 giờ ) Do đó : k = 1 ´ 1 ´ 1 ´ 1,1 ´ 1,5 ´ 1,25 = 2,0625 Hệ số răng của đĩa xích dẫn : Hệ số vòng quay đĩa dẫn : Công suất tính toán của bộ truyền : Nt = k ´ kz ´ k0 ´ N =2,0625 ´ 0,83 ´ 1 ´ 2,78 = 4,76 (kW) Tra bảng 6 - 4 ( TKCTM ) với = 50 vòng/phút và Nt = 4,76 kW ta chọn được xích ống con lăn một dãy có bước xích t = 31,75 mm ( ÊOCT 10947 – 64 ) , diện tích bản lề 262,2 mm2 , có công suất cho phép [N] = 6,1 kW . Với loại xích này theo bảng 6 - 1 ( TKCTM ) tìm được kích thước chủ yếu của xích tải , tải trọng phá hỏng : Q = 70000 N , khối lượng 1 mét xích q = 3,73 kg . Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa dẫn theo điều kiện n1 ngh . Với ngh là số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn , tra bảng 6 - 5 ( TKCTM ) với t = 31,75 mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 28 , số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 780 (vòng/phút) . Như vậy điều kiện trên được thỏa mãn ( n1 = 48,33 vòng/phút ) . 4. Khoảng cách trục và số mắt xích a) Tính số mắt xích Chọn A = 40 ´ t Þ Chọn số mắt xích X = 115 . Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1giây: Trong đó : Z , n số răng và số vòng quay trong một phút của đĩa xích Theo bảng 6 - 7 ( TKCTM ) số lần va đập cho phép trong một giây là [u] =25 . Do đó Suy ra thoả mãn điều kiện b) Tính khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn Để đảm bảo độ vòng bình thường tránh ch xích bị căng quá giảm khoảng cách trục A một khoảng s´ A = 0,003 ´ A = 0,003 ´ 1261 » 4 mm Þ Ta lấy A = 1257 (mm) c) Tính đường kính vòng chia của đĩa xích Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn : Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn: d) Tính lực tác dung lên trục Lực R tác dung lên trục được xác định theo công thức: Trong đó : kt hệ số xét đến giá trị của trọng lượng xích lên trục, chọn k = 1,15 . B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VT BÂNH VT Bộ truyền trục vít - bánh vít dùng để truyền chuyển động giữa hai trục chéo nhau, nó có rất nhiều ưu điểm như: có kích thước nhỏ, tỷ số truyền lớn , truyền động êm, vận tốc đầu ra rất bé, có tính chất tự hãm (không quay ngược trở lại). Tuy nhiên cũng có nhược chủ yếu như : hiệu suất thấp , cần dùng vật liệu đắt tiền . 1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện Trục vít : Chế tạo bằng thép 45 thường hóa . Tra bảng 3 - 8 ( TKCTM ) ta có : s ch = 300 (N/mm2) s bk = 600 (N/mm2) Bánh vít : Dự đoán vận tốc trược của bánh vít vt > 5 (m/s) nên dùng đồng thanh thiết Âpof10_1 để làm bánh vít . Cách đúc : khuôn đúc kim loại (cách đúc ly tâm) Tra bảng 4 - 4 ( TKCTM ) ta có : s ch =170(N/mm2) s bk = 290 (N/mm2) 2. Định ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép Do tải trọng không đổi , êm nên Ntd = N Ntd : số chu kỳ tương đương N : số chu kỳ Ta có : N = 60 ´ n ´ T = 60 ´ 145 ´ 325 ´ 16 ´ 8,5 = 384540000 ( chu kỳ ) = 38,454 ´ 107 ( chu kỳ ) Do Ntd = N = 38,454 ´ 107 > 25.107 nên lấy Ntd = 25.107 Hệ số chu kỳ ứng suất : Ta có : = Ưng suất tiếp xúc cho phép : [s ]tx = 0,8 ´ s bk ´ k’N = 0,8 ´ 290 ´ 0,67 = 155,44 (N/mm2) b) Ứng suất uốn cho phép Do Ntd = N = 38,454 ´ 107 > 25.107 nên lấy Ntd = 25.107 Nên hệ số chu kỳ ứng suất : Do dó [s ]u = (0,25 ´ s ch + 0,08 ´ s bk) ´ kN” = (0,25 ´ 170 + 0,08 ´ 290) ´ 0,5 = 32,85(N/mm2) 3. Chọn số mối ren Z1 của trục vít và tính số răng Z2 của bánh vít : Chọn số mối ren của trục vít Z1 = 3 . Số răng của bánh vít : Z2 = i ´ Z1 = 10 ´ 3 = 30 Kiểm nghiệm số vòng quay thực : 4.Chọn sơ bộ hiệu suất , hệ số tải trọng và tính công suất trên bánh vít Chọn số mối ren Z1 = 3 , trục vít dẫn động , hiệu suất sơ bộ hv = 0,84 Công suất trên trục vít : N1 = 3,56 (kW) Công suất trên bánh vít : N2 = hv ´ N1 = 0,84 ´ 3,56 = 2,9904 (kW) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,1 5. Định mođun m và hệ số đường kính q theo điều kiện sức bền tiếp xúc Tính theo công thức Tra bảng 4 - 6 ( TKCTM ) ta chọn được : m = 7 ; q = 9 Khi đó thoả mản điều kiện 6. Kiểm nghiệm vận tốc trược, hiệu suất và hệ số tải trọng a)Vận tốc trượt vt có phương theo phương tiếp tuyến của ren trục vít Ta có vt ³ 5 (m/s) đúng như dự đoán Hiệu suất h của bộ truyền trục vít trong trường hợp trục vít dẫn động Trong đó : l : góc vít r’ : góc ma sát tương đương Dựa vào bảng 4 - 7 ( TKCTM ) với Z1 = 3 ; q = 9 ta chọn: l = 18026’06” = 18,4350 Với vt = 5,04 (m/s) tra bảng 4 - 8 ( TKCTM ) ta chọn: Hệ số ma sát f = 0,022 Góc ma sát tương đương r’ = r = arctgf = 1,260 Suy ra h = Vậy h = 0,89 không khác nhiều so với dự đoán Hệ số tải trọng K . Theo công thức ta có K = Ktt ´ Kđ Trong đó : Ktt : hệ số tập trung tải trọng, vì tải trọng không đổi, êm nên chọn Ktt = 1 Kđ : hệ số tải trọng động . Vận tốc vòng v2 của bánh vít Với : v2 = 1,59 < 3 (m/s) nên chọn Kđ = 1,1 Þ K = Ktt ´ Kđ = 1 ´ 1,1 = 1,1 . Phù hợp với dự đoán . Với v2 = 1,59 < 2 (m/s) . Do vậy chọn cấp chính xác của bộ truyền trục vít là 9 7. Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít Ta tiến hành kiểm tra sức bền uốn sinh ra tại chân bánh răng vít theo công thức s u = Số răng tương đương của bánh vít : Hệ số dạng răng y tra bảng 3 - 18 ( TKCTM ) ứng với số răng tương đương của bánh vít ta chọn được y = 0,464 ; Hệ số dịch dao x = 0 . Để bánh răng được thiết kế ra vẫn đủ sức bền uốn khi răng mòn 20% ta nhân ứng suất uốn ban đầu với hệ số Kn = 1,5 rồi kiểm nghiệm theo sức bền uốn cho phép . Þ điều kiện sức bền uốn của bánh răng vit được thoả mãn . Vì vậy răng của bánh vít làm bằng vật liệu có sức bền thấp hơn ren trục vít 8. 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 kqt ta cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải Trong đó : s u = 7,65 (N/mm2) Còn st x tính theo công thức 4 - 19 ( TKCTM ) Mặt khác : Do đó Ưng suất tiếp xúc khi quá tải đột ngột . Vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc nên : [s ]txqt = 4 ´ s ch = 4 ´ 170 = 680 (N/mm2) Ưng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột [s ]uqt = 0,8 ´ s ch = 0,8 ´ 170 = 136 (N/mm2) Do đó 9. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Số mối ren của trục vít : Z1 = 3 Số răng của bánh vít : Z2 = 30 Mô đun của trục vít : m = 7 (mm) Bước ren của trục vít : t = p ´ m = 3,14 ´ 7 = 21,98 (mm) Góc profin của trục vít đo trong mặt cắt dọc : a = 200 Góc vít l trên mặt trụ chia của trục vít : l = 18,4350 Hệ số chiều cao răng : f0= 1 Hệ số khe hở đường tâm : c0 = 0,2 Ti số truyền : iv = 10 Hệ số đường kính trục vít : q = 9 Đường kính vòng chia trục vít : dc1 = q ´ m = 7 ´ 9 = 63 (mm) Đường kính vòng chia bánh vít : dc2 = Z2 ´ m = 30 ´ 7 = 210 (mm) Đường kính vòng đỉnh trục vít : De1 = dc1 + 2 ´ f0 ´ m = 63 + 2 ´ 1 ´ 7 = 77 (mm) Đường kính vòng đỉnh của bánh vít : De2 = (Z2 + 2 ´ f0) ´ m = (30 + 2 ´ 1) ´ 7 = 224 (mm) Đương kính vòng chân ren trục vít Di1= dc1 - 2 ´ f0 ´ m - 2 ´ c0 ´ m = 63 - 2 ´ 1 ´ 7 - 2 ´ 0,2 ´ 7 = 46,2 (mm) Đường kính vòng ngoài của bánh vít : Dn Khoảng cách trục : A Chiều dài phần có ren trục vít L: L > (12,5 + 0,09 ´ Z2) ´ m = (12,5 + 0,09 ´ 30) ´ 7 = 106,4 (mm) chọn L = 107 (mm) Chiều rộng bánh vít : B < 0,75 ´ De1= 0,75 ´ 77 = 57,75 (mm) . Chọn B = 56 (mm) . Góc bánh vít ôm trục vít 2y . Chiều cao đầu răng : Chiều cao chân răng : Bước xoắn ốc của ren vít : S = t ´ Z1 = 21,98 ´ 3 = 65,94 (mm) dm = 1,8´ d = 1,8´ 44 = 79,2 (mm) 10. Tính lực truyền tác dụng lên trục vít Để tính trục ta có thể phân tích lực tác trong bộ truyền trục vít ra làm 3 phần : lực vòng , lực dọc trục và lực hướng tâm tác dụng lên trục vít và bánh vít . 2 P 2 a P P 2 r r P 1 1 P P a 1 Lực vòng P1 trên trục vít có trị số bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít : P1 = Pa2 = M1 : momen xoắn trên trục vít ; M1= (N/mm) d1 = 63 (mm) P1= Pa2 = Lực vòng P2 trên bánh vít có trị số bằng lực dọc trục Pa1 trên trục vít : P2= Pa1= Momen xoắn trên bánh vít : M2 = M1 ´ iV ´ h = ´ 10 ´ 0,89 = 208677,41 (N/mm) P2 = Pa1 = Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít có trị số bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít . Pr1=Pr2= P2 ´ tg a = 1987,4 ´ tg200 = 723,4 (N) 11. Kiểm nghiệm sức bền và độ cứng uốn của thân trục vít . Để bộ truyền làm việc được bình thường thì trục vít phải 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 2 ổ côn đỡ chặn còn đầu kia lắp ổ lăn tuỳ động nên độ võng của thân trục vít phải thoả mãn điều kiện sau : Trong đó: F : độ võng lớn nhất của trục vít (mm) [f]: là độ võng cho phép của trục vít : [f] = (0,005 ¸ 0,01) m E : mô đun đàn hồi của trục vít : E = 2,1 ´ 105 (N/mm2) P1, P2, Pr là lực võng trên trục vít và bánh vít và lực hướng tâm . dc1 : đường kính vòng chia của trục vít . l : khoảng cách giửa 2 gối tựa trục vít . J : momen quán tính tương đương tiết diện thân trục vít Ta có N2 < 8 (kW) : Þ l = 0,8 ´ De2 = 0,8 ´ 224 = 179,2 (mm) Do đó          [f] = 0,005 ´ m = 0,035 > f Vậy f < [f] . Thỏa mãn điều kiện . C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG Bộ truyền bánh răng thẳng là bộ truyền cấp chậm , nó thực hiện truyền chuyển động hay biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các rang trên bánh rang . Hệ thống làm việc ở đây với tải không đổi , êm , so với truyền động cơ khí khác có nhiều ưu điểm nỗi bật : Kích thước nhỏ gọn, khả năng tải lớn Hiệu suất cao Tuổi thọ cao, làm việc chắc chắn Ti số truyền cố định Làm việc trong phạm vi công suất , tốc độ và ti số truyền khá rộng Tuy nhiên cũng có những nhược điểm nỗi bậc: Đòi hỏi chế tạo chính xác cao Có nhiều tiếng ồn khi làm việc với vận tốc lớn Chịu va đập kém (vì độ cứng của bộ truyền khá cao) De d Do B 1. Chọn vật liệu và cách chế tạo Chọn vật liệu làm bánh răng phải thoả mản yêu cầu về sức bền bề mặt (tránh tróc, rổ khí, mài mòn, dính răng .v.v..) và sức bền uốn. .Bánh nhỏ Thép 45 thường hoá với sbk = 580 (N/mm2) sch = 290 (N/mm2) HB = 180 Phôi đúc (giả thiết đường kính phôi: 100 ¸ 300 ) Bánh lớn Thép 35 thường hoá với: s bk=480 (N/mm2) sch =240 (N/mm2) HB = 140 2. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép Ưng suất tiếp xúc cho phép Giới hạn mỏi dài hạn về tiếp xúc tỉ lệ thuận với độ rắn , vì vậy có thể xác định ứng suất mỏi cho phép đối với bánh răng thép làm việc dài lâu theo công thức : [s ]Notx= HB ´ CB Do đó ứng suất mỏi tiếp xúc khi bánh răng làm việc trong thời gian ngắn kN’ : hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc . Ta có : Số chu kỳ làm việc của bánh lớn: N2 = 60 ´ u ´ n ´ T = 60 ´ 48,33 ´ 8,5 ´ 325 ´ 16 = 128171160 Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: N1 = i ´ N2 = 3 ´ 128171160 = 384513480 Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên đối với bánh răng nhỏ và lớn đều lấy: kN’ = kN” = 1 Ưng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ Ưng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn Ưng suất uốn cho phép : Định ứng suất uốn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng ks = 1,8 (vì phôi đúc, thép thường hoá) Giới hạn mỏi của thép 45: s -1= 0,43 ´ 580 = 249,4 (N/mm2) Giới hạn mỏi của thép 35: s -1 = 0,43 ´ 480 = 206,4 (N/mm2) Ưng suất uốn cho phép của bánh nhỏ Ưng suất uốn cho phép của bánh lớn: 3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3 4. Chọn số chiều rộng bánh răng yA = = 0,4 5. Tính khoảng cách trục A Xác định khoảng cách trục A theo công thức sức bền tiếp xúc:             (mm) 6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chế tạo chính xác Vận tốc vòng của bánh răng trụ : Với vận tốc này dựa vào bảng 3 - 11 ( TKCTM ) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 9 . 7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Khi bộ truyền bánh răng làm việc , do trục , ổ , vỏ hộp và bản thân bánh răng bị biến dạng . Vì khi lắp ráp có sai sót cũng như trong chế tạo cho nên trong bộ truyền xuất hiện những tải trọng phụ thêm , đồng tải trọng có ích phân bố không đều trên chiều dài răng. Anh hưởng của các yếu 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 Trong đó: Ktt : hệ số tập trung tải trọng, vì tải trọng êm,không đổi , độ cứng 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 ta chọn Kđ = 1,1 . Þ K = 1 ´ 1,1 = 1,1 Vì trị số khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khopảng cách trục A A 8. Xác định mođun, số răng , chiều rộng bánh răng Mô đun được xác định theo khoảng cách trục A mn = (0,01 ¸ 0,02) ´ A = (0,01 ¸ 0,02) ´ 213,5 = (2,135 ¸ 4,27) Theo bảng (3-1) TKCTM chọn m = 4 (mm) Số răng bánh dẫn là: Số răng của bánh lớn la : Z2 = i ´ Z1 = 3 ´ 27 = 81 Chiều rộng của bánh răng : b = yA ´ A = 0,4 ´ 213,5 = 85,4 (mm) Đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên lấy chiều rộng của bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng của bánh răng nhỏ 6 (mm) . Chiều rộng của bánh răng lớn : b = 85,4 - 6 = 79,4(mm) 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Trong quá trình ăn khớp điểm đặt lực di động trên bề mặt rang , xét trường hợp lực tác dụng tại đỉnh rang , lúc đó ứng suất sinh ra trong tiết iện nguy hiểm của răng (chân răng) là lớn nhất vì cánh tay đòn của lưc lớn nhất. Ta kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức 3 - 33 ( TKCTM ) : Trong đó: y : hệ số dạng răng đang tính . Z : số răng đang tính n : số vòng quay một phút của bánh răng đang tính . Đầu tiên ta đi xác định hệ số dạng răng , đối với bánh răng trụ răng thẳng: Ztđ = Z Þ Ztđ1= 27 ; Ztđ2 = 81 Tra bảng 3 - 18 ( TKCTM ) ta chọn : y1 = 0,438 y2 = 0,512 Suy ra ứng suất uốn tại chân bánh răng nhỏ là: < 138,56 Ứng suất uốn tại chân bánh răng lớn là: < 115 10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chiu quá tải đột ngột Trong quá trình làm việc bộ truyền có thể bị quá tải chẳng hạn lúc mở máy , hãm máy.. .với hệ số quá tải Kqt= do đó ta cần kiểm nghiệm ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc khi quá tải . Ta có công thức: s txqt= s tx ´ Trong đó:                                          Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh nhỏ: [s ]txqt1= 2,5 ´ [N0tx1] = 2,5 ´ 2,6 ´ 180 = 1170 (N/mm2) Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh lớn : [s ]txqt2= 2,5 ´ [N0tx2] = 2,5 ´ 2,6 ´ 140 = 910 (N/mm2) s txqt< [s ]txqt1 s txqt< [s ]txqt2 Thoả mản điều kiện Ưng suất uố