Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp cho chi tiết máy

Nguyễn Văn Lĩnh
I Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp cho chi tiết máy
1, Động cơ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng:
Thẳng Nghiêng
4, Bộ truyền đai
2, Nối trục đàn hồi 5, Băng tải
1
1
2
3
4
5
F
v
t
T
T
mm
= 1,8 T
1
T
2
= 0,7 T
1
t
1
= 3 giờ
t
2
= 4,2 giờ
t

ck
= 8 giờ
II
III
I
Nguyễn Văn Lĩnh
II Các số liệu ban đầu:
1 Lực kéo băng tải: F = 12000 (N)
2 Vận tốc băng tải: v = 0,52 (m/s)
3 Đường kính tang: D = 340 mm
4 Thời hạn phục vụ: l
h
= 14000 giờ
5 Số ca làm việc: Số ca = 2
6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30
0
7 Đặc tính làm việc: Va đập êm.
Phần I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và
mômen xoắn trên trục.
1 Công suất cần thiết
Gọi P
t
- công suất tính toán trên trục máy công tác (Kw)
P
ct
- công suất cần thiết trên trục động cơ (Kw)
– hiệu suất chuyền động.
Ta có: P
t
=

 P
t
=
Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: P
t
= 6,24 (Kw)
2
Nguyễn Văn Lĩnh
Áp dụng công thức P
ct
= với =
Trong đó: , , , được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền
và ổ.
= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai
= 0,98 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
= 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn
= 1 – hiệu suất của khớp nối.
 P
ct
= = 7,05 (Kw).
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: P
ct
= 7,05 (Kw).
2 Tính số vòng quay trên trục của tang
Ta có số vòng quay trên trục của tang là: n
t
=
n
t
= = 29,22 (vòng/phút).

3 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: n
sb
= n
t
.i
hgt
.i
d
= 29,22.12.2 = 701 (vòng/phút)
3
Nguyễn Văn Lĩnh
Trong đó: i
hgt
– tỷ số truyền của hộp giảm tốc
i
d
– tỷ số truyền của đai thang.
i
hgt
và i
d
được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn i
hgt
= 12; i
d
= 2.
4 Chọn động cơ

Động cơ cần chọn ở chế độ làm việc dài, phụ tải không thay đổi nên động cơ
phải có P
dm
P
ct
= 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: P
dm
= 7,5 (Kw)
+ Tốc độ quay: n
dc
= 970 (Vòng /phút)
1.5 Phân phối tỷ số truyền
- Với động cơ đã chọn ta có: P
dm
= 7,5 (Kw)
n
dc
= 970 (Vòng /phút)
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: i
c
= = = 33,19
Ta có i
c
= i
hgt
.i
d

Trong đó: i
c
– tỷ số truyền chung
4
Nguyễn Văn Lĩnh
i
hgt
– tỷ số truyền của hộp giảm tốc
i
d
– tỷ số truyền của đai.
Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc i
d
= 2.
Ta tính được: i
nh
.i
ch
=
d
c
i
i
= = 16,6
Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn i
nh
= 1,3.i
ch

Trong đó: i

nh
- tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc
i
ch
– tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc.
 i
ch
= = 3,6
 i
nh
=1,3.3,6 = 4,7
1.6 Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I là:
P
I
= P
ct
= 7,05. 0,96 = 6,768 (Kw)
- Công suất động cơ trên trục II là:
P
II
= P
I
= 6,768.0,98.0,99 = 6,566 (Kw)
5
Nguyễn Văn Lĩnh
- Công suất động cơ trên trục III là:
P
III
= P

II
= 6,5661. 0,99.1 = 6,5 (Kw)
-Công suất động cơ trên trục IV là:
P
IV
= P
III
= 6,5 (Kw)
1.7 Tốc độ quay trên các trục
- Tốc độ quay trên trục I là: n
1
= = = 485 (vòng/phút)
- Tốc độ quay trên trục II là: n
2
= = = 103,2 (vòng/phút)
- Tốc độ quay trên trục III là: n
3
= = = 28,67 (vòng/phút).
- Tốc độ quay trên trục IV là: n
3
= n
4
= 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:
M
dc
= 9,55 = 9,55 = 69409,8 (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục I là:
M

1
= 9,55 = 9,55 = 132266 (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục II là:
6
Nguyễn Văn Lĩnh
M
2
= 9,55 = 9,55 = 607609 (N.mm)
-Mômen xoắn trên trục III là:
Trục
Thông số
Động cơ I II III IV
Công suất (Kw) 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
M
3
= 9,55 = 9,55 = 2165155 (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục IV là:
M
4
= M
3
=2165155 (N.mm)
Ta có bảng thông số sau:
PhầnII – Tính toán bộ truyền đai.
7

Nguyễn Văn Lĩnh
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 P
ct
= 7,05 (Kw) và i
d
= 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 D
1
Từ công thức kiểm nghiện vận tốc:
V
d
= V
max
= (30 ÷ 35) m/s
 D
1
= = 689,5 (mm)
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D
1
= 140 mm
=> V

d
= = 7,1 ( m/s) < V
max
= (30 ÷ 35) m/s
8
Nguyễn Văn Lĩnh
2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn D
2
Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn:
D
2
= i
d
.D
1
.(1 – )
Trong đó: id – hệ số bộ truyền đai
- Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy = 0,02( trang 84 sách TKCTM )
 D
2
= 2.140.(1 – 0,02) = 274,4 (mm)
Chọn: D
2
= 280 mm
Số vòng quay của trục bị dẫn:
= (1 – 0,02). 970. = 475,3 (vòng/phút)
Kiểm nghiệm n = .100% = . 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 D

1
= 140 , vận tốc đai V
d
= 7,1 (m/s) và P
ct
=
7,05 (Kw) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại B với các thông số (bảng 5-11)
sau:
9
Nguyễn Văn Lĩnh
Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai (mm)
a
t
11
A 13
y
0
2,8
H 8
F (mm
2
) 81
2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo diều kiện : 0,55(D
1
+ D
2
) + h A 2(D
1
+ D

2
)
( 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.D
2
= 336 (mm)
2.4 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Theo công thức:
L = 2A + (D
1
+ D
2
) +
= 2.336 + (140 + 280) + = 1345,9 (mm)
10
h
b
b
t
y
0
Nguyễn Văn Lĩnh
Lại có u =
≤
u
max
= 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 = = = 5,4 (m/s) u
max
= 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 =
=
A =322,7 (mm)
Kiểm tra điều kiện (5-19):
0,55(D
1
+ D
2
) + h A 2(D
1
+ D
2
)
0,55(140 + 280) + 8 322,7 2(140 + 280)
239 (mm) 322,7 (mm) 840 (mm)
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
11
Nguyễn Văn Lĩnh
A
min
= A – 0,015L = 322,7 – 0,015.1320 = 312,91 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
A
max

= A + 0,03L = 322,7 + 0,03.1320 = 372,3 (mm)
2.6. Kiểm nghiệm góc ôm
Theo công thức (5-3) ta có :
= 180
o
- = 180
0
- = 155
0
> 120
0
=> 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
0
=1,2 N/mm
2
và theo chỉ số D
1
tra bảng

ta có các hệ số:
[
p
]
0
= 1,7 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17)
C = 0,95 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm (bảng 5-18 )

C
t
= 0,4 : hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
C
v
= 1 : hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 81 mm
2
: Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11)
V
d
= 7,1 (m/s) : Vận tốc đai
 Số đai cần thiết: Theo công thức (5-22) có :
Z . = . = 2,6916
Lấy số đai : Z = 3
12
Nguyễn Văn Lĩnh
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: D
n1
= D
1
+ 2y
0

= 140 + 2.2,8 = 145,6 (mm)
+ Vối bánh bị dẫn: D
n2
= D
2
+ 2y
0
= 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 : S
0
=
0
. F
Trong đó:
0
= 1,2 N/mm
2
ứng suất căng ban đầu
F = 81 mm
2
: Diện tích tiết diện đai
 S
0
= 1,2. 81 = 97,2
- Lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (5-26): R
d
.S

0
.Z sin(
Với : = 155
0
; Z = 3
 R
d
= . 97,2.3 sin( = 854 (N)
Bảng 2: các thông số bộ truyền đai
Thông số
Giá trị
13
Nguyễn Văn Lĩnh
Đường kính bánh đai D
1
= 140 (mm) D
2
= 280 (mm)
Đường kính ngoài bánh đai D
n1
= 145,6 (mm) D
n2
= 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 = 155
0
Lực tác dụng lên trục R

d
= 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:
14
Nguyễn Văn Lĩnh
• 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: σ
bk
= 750 850 N/mm
2
chọn σ
bk
= 850 N/mm
2
+ Giới hạn chảy: σ
ch
= 450 N/mm
2
+ 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: σ

k
= 600 N/mm
2
+ Giới hạn chảy: σ
ch
= 300 N/mm
2
+ 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:
N
td
= 60.u. T
h
.n
i
15
Nguyễn Văn Lĩnh
Trong đó: n
i
– số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i
T
h
– 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:
N

td1
= 60.u.T
h
.n
1
= 60.1.14000.485 = 40,74.10
7
- Số chu kì làm việc của bánh răng lớn:
N
td2
= 60.u.T
h
.n
2
= 60.1.14000.103,2 = 8,6688.10
7
Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N
0
= 10
7
 N
td1
> N
0
 N
td2
> N
0
 Lại có: K’
N

=
6
td
o
N
N
, K”
N
=
m
td
o
N
N
, chọn m = 6
 Từ trên ⇒ K’
N
= K”
N
= 1
• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]
tx
=[σ]
Notx
.K’
N
Theo bảng (3-9) ta có [σ]
Notx
= 2,6 HB

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
16
Nguyễn Văn Lĩnh
[σ]
N1tx
= 2,6.240 = 624 N/mm
2
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]
N2tx
= 2,6.210 = 546 N/mm
2
• 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 K
σ
= 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách
TKCTM)
• Đối với thép σ
-1
= (0,4 0,45)σ
bk
, chọn σ
-1
= 0,45σ
bk
• Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên:
[σ]
u

σ
σ
Kn
K
N
.
".
1−
=
Ứng suất uốn cho phép của
+ Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
8,1.8,1
1.850.45,0
= 118 N/mm
2
+ Bánh lớn: [σ]
u2

8,1.8,1
1.600.45,0
=
= 83 N/mm
2
3.3. Tính khoảng cách trục A
17
Nguyễn Văn Lĩnh
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψ

A
= 0,3
áp dụng công thức (3-9): A
sb
( )
[ ]
3
2
2
6

.
.
10.05,1
.1
n
K
i
i
A
tx
θψσ
Ν









+≥
Trong đó: i = = = 4,69 : tỉ số truyền
θ = (1,15 1,35) chọn θ = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n
2
= 111,7 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị
dẫn
N = 6,95 (Kw): công suất trên trục II
A
sb

≥
(4,34+1). = 266,56 (mm) chọn A
sb
= 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 =
( )
1.1000.60
2
1000.60

1
11
+
=

i
nA
nd
sb
π
π
(m/s)
Với n
1
số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
18
Nguyễn Văn Lĩnh
V = = 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 = K
tt
.K
d
Trong đó: K
tt
: Hệ số tập trung tải trọng; K
tt
=
2
1
+
ttb
K
K

ttb
: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
K
d
: Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn K
d
= 1,4
•
d
= Ψ
A
.= 0,3. = 0,85
• Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có K
ttb
=1,05
⇒ K
tt
= = 1,025
⇒ K = 1,025.1,4 = 1,435
Áp dụng công thức:
A = A
sb
.
3
sb
K
K
= 270. = 272,23 (mm)
Chọn A = 275 (mm)
19

Nguyễn Văn Lĩnh
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
⇒ m = (0,01 ÷ 0,02).275 = 2,75 ÷ 5,5
Theo bảng (3-1) chọn m = 3
• Tính số răng:
- Số răng bánh nhỏ: Z
1
=
( )
1.
.2
+
im
A
= =32,2 (răng)
⇒ Chọn Z
1
= 33 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 33.4,69 = 154,77 (răng)
⇒ Chọn Z
2
= 155 ( răng)
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b
1

= ψ
A
.A = 0,3.275 = 82,5 (mm)
- Chọn b
1
= 83 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng
5 ÷ 10 mm nên chọn b
2
= 78 (mm)
3.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
20
Nguyễn Văn Lĩnh
Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
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
Z
td

: Số răng tương đương trên bánh
b, σ
u
: Bề rộng và ứng suất tại chân răng
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
td1
= Z
1
= 33 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y
1
= 0,33
- Số răng tương đương của bánh lớn:
Z
td2
= 155 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
21
Nguyễn Văn Lĩnh
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σ
u1
= = 47,5 (N/mm
2
)
Ta thấy σ

u1
< [σ]
u1
= 118 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 47,5. = 30,3 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u2
< [σ]
u2
= 83 (N/mm
2
) ⇒ 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
[σ]

txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.624 = 1560 (N/mm
2
)
+ Bánh răng lớn
[σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.546 = 1365 (N/mm
2
)
Với: σ
txqt
=
( )
2
3
6
.
1
.
10.05,1
nb
NKi
iA
+
= = 393,5(N/mm

2
)
22
Nguyễn Văn Lĩnh
⇒ 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
[σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch
= 0,8.450 = 360 (N/mm
2
)
σ
uqt1
=
bnZmy
K

10.1,19
2
6
Ν
= = 47,5(N/mm
2
)
σ
uqt1

< [σ]
uqt1
⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]
uqt2
= 0,8. σ
ch
= 0,8.300 = 240 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 47,5. = 30,3 (N/mm
2
)
⇒ σ
uqt2
< [σ]
uqt2
Thoả mãn
3.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng

• Mô đun pháp tuyến m
n
= 3
• Số răng Z
1
= 33 răng; Z
2
= 155 răng
23
Nguyễn Văn Lĩnh
• Góc ăn khớp α
o
= 20
o
• Chiều rộng răng b
1
= 83 (mm)
b
2
= 75 (mm)
• Đường kính vòng chia d
c1
= m.z
1
= 3.33 = 99 (mm)
d
c2
= m.z
2
= 3.155 = 465 (mm)

• Khoảng cách trục A =
2
21 cc
dd +
= = 282 (mm)
• Chiều cao răng h = 2,25.m
n
= 2,25.3 = 6,75 (mm)
• Độ hở hướng tâm c = 0,25.m
n
= 0,25.3 = 0,75 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= d
c1
+ 2.m
n
= 99 + 2.3 = 105 (mm)
D
e2
= d
c2
+ 2.m
n
= 465 + 2.3 = 471 (mm)
• Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= d

c1
– 2.m
n
- 2.c = 99 + 2.3 – 2.0,75 = 103,5 (mm)
D
i2
= d
c2
– 2.m
n
– 2.c = 465 – 2.3 – 2.0,75 = 457,5 (mm)
Bảng 3 .1 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
24
Nguyễn Văn Lĩnh
Thông số Giá trị
Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z
1
= 33 răng Z
2
= 155 răng
Đường kính vòng chia d
c1
= 99 mm đ
c2
= 465 mm
Đường kính vòng đỉnh răng D
e1
= 105 mm D
e2

= 471 mm
Đường kính vòng chân răng D
i1
= 103,5 mm D
i2
= 457,5 mm
Chiều rộng răng b
1
= 83 mm b
2
= 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
α
o
= 20
o
3.10. Lực tác dụng lên trục
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục P
a
= 0
Theo công thức (3-49) ta có:
+ Đối với bánh răng nhỏ :
- Lực vòng: P =
d
M
x

.2
= = = 3904 (N)
- Lực hướng tâm P
r
: P
r
= P.tgα
o
= 3904.tg20
o
= 1420,94 (N)
25