Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đồ án chi tiết máy



1




Lời nói đầu




Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của
máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng
dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh,
con ngườ
i đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng
lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết.
Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả
thi người ta chỉ chế tạo ra các độ
ng cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể
nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các
máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các
động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải
thông qua thiết bị chuyển đổ
i công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp
giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi
và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.
Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ

, bộ
truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ
thống dẫn động cơ khí.
Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu
kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong
đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu
đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi.














Đồ án chi tiết máy



2

Mục Lục

Trang

Lời nói đầu-------------------------------------------------------------------------------------------1

Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế----------------------------------------------3

CHƯƠNG 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN------------------


1.1> Chọn động cơ.
1.2> Phân cấp tỉ số truyền.
1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động.
1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục.
1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục.

CHƯƠNG 2:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.


2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.
2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép.
2.1.2> Tính toán cấp chậm.
2.1.3> Tính toán cấp nhanh.
2.2> Thiết ké bộ truyền xích.
2.2.1> Chọn loại xích.
2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích.

CHƯƠNG 3:
THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI.

3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực.
3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục.
3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn.
3.2.1> Tính trục.
3.2.2> Chọn ổ lăn.
3.3> Chọn khớp nối.

CHƯƠNG 4:
THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC.




Đồ án chi tiết máy



3


Tài liệu tham khảo

[1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà Nội.

[2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy.

Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà nội 1994

[3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép.
Nxb Giáo dục. Hà nội 2004

[4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật.
Nxb Giáo dục Hà n
ội 2002.

Đồ án chi tiết máy



4






ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Phần 1: Thuyết minh

ÌDữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế


• Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ
• T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi
• t1 = 6 (h) 3. Hộp giảm tốc
• t2 = 9 (h) 4. Bộ truyền xích
• tck = 16 (h) 5. Xích tải
Số liệu cho trước:

1. Lực kéo xích tải-------------------------------------: F = 4.000 (N)
2. Vận tốc xích tải-------------------------------------: v = 0,25 (m/s)
3. Số răng đĩa xích tải--------------------------------: z = 30
4. Bước xích tải-----------------------------------------: p = 25,4 (mm)
5. Thời hạn phục vụ
-----------------------------------:
h
I
= 23.000(h)
6. Số ca làm việc---------------------------------------: 2
7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 30
0
.
8. Đặc tính làm việc------------------------------------: va đập nhẹ
Khối lượng thiết kế :

1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0.
2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 .
3. Một bản thuyết minh.









Đồ án chi tiết máy

5

CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN.

1.1,Chọn động cơ.
- Công suất công tác trên xích tải: P
ct
=
1000
.vF
=
1000
25,0.4000
= 1 (KW)
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: P
yc
=
Σ
η
ct
P
=
875,0
1
= 1,143 (KW)
Trong đó:
Σ
η

: Hiệu suất tổng của bộ truyền.

Σ
η
=
hngng
ηηη
∗∗
21
= 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875

1ng
η
= 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi.

2ng
η
= 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích.

h
η
= 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc.
Chọn u
h
= 18 ; u
ng2
= 4 ; ( u
ng1
= 1). Suy ra u
Σ

= 18. 4.1 = 72
Số vòng quay sơ bộ của động cơ : n
sb
= n
ct
. u
Σ
= 19,69 . 72 = 1418 (vòng/phút)
Trong đó: Số vòng quay trên trục công tác: n
ct
=
pz
v
.
.60000
=
4,25.30
25,0.60000
=19,69(vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb
= 1500(vòng/phút)
Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với P
yc
= 1,143 và n
đb
= 1500(vòng/phút)
⇒
Chọn động cơ DK41- 4; có P
đc

= 1,7 (KW) , n
đc
= 1420 (vòng/phút)
Hệ số quá tải K
qt
=
4,14,1
1
=≥=
T
T
T
T
mm
dn
K

Khối lượng động cơ: G = 39 (kg)
Đường kính trục động cơ d
đc
= 25 (mm)

1.2,Phân cấp tỉ số truyền:


1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động:


72
69,19

1420
===
Σ
ct
dc
n
n
u

Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc:
18
4.1
72
.
21
===
Σ
ngng
h
uu
u
u

Ta có :
21
.uuu
h
=
= 18
Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u

1
= 5,31 ; u
2
= 3,39
Trong đó: u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục
:
Đồ án chi tiết máy



6

9 Trên trục công tác: n
ct
= 19,69 (vòng/phút)
9 Trục III : n
III
= n
ct
. u
ng2
= 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút)
9 Trục II : n

II
= n
III
. u
2
= 78,76 . 3,39 = 267(vòng/phút)
9 Trục I : n
I
= n
đc
=1420 (vòng/phút)

1.2.3, Công suất và mômen trên các trục
:

9 Trục công tác: P
ct
= 1 (KW)
T
ct
= 9,55. 10
6
.
8,485017
69,19
1
=
(Nmm)
9 Trục III: P
III

=
075,1
93,0
1
2
==
ng
ct
P
η
(KW)
T
III
= 9,55. 10
6
.
5,130348
76,78
075,1
=
(Nmm)
9 Trục II : P
II
=
12,1
97,0.99,0
075,1
.
075,1
===

− BRolIIIII
III
P
ηηη
(KW)
T
II
= 9,55 . 10
6
.
40060
267
12,1
=
(Nmm)
9 Trục I : P
I
=
1663,1
97,0.99,0
12,1
.
==
BRol
II
P
ηη
(KW)
T
I

= 9,55. 10
6
.
8,7843
1420
1663,1
=
(Nmm)
9 Trục động cơ: P
đc
=
178,1
99,0
1663,1
==
ol
I
P
η
(KW)
T
đc
= 9,55. 10
6
.
5,7922
1420
178,1
=
(Nmm)

Trong đó:
:
ol
η
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.

:
BR
η
Hiệu suất 1 cặp bánh răng.


Trục Động cơ I II III Làm Việc
Thông số
Tỉ số truyền u 1 5,31 3,39 4
Công suất P (KW) 1,178 1,1663 1,12 1,075 1
Số vòng quay n(vg/ph) 1420 1420 267 78,76 19,69
Mômen xoắn T(N.mm) 7922,5 7843,8 40060 130348,5 485017,8

CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:

Đồ án chi tiết máy



7

2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
:

9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:
Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn:
Bánh nhỏ
: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có
MPaMPa
chb
580,850
11
==
σσ


Bánh lớn:
thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240,có
MPaMPa
chb
450,750
22
==
σσ


9 Phân cấp tỉ số truyền u
h
=18; cấp nhanh là u
1
= 5,31 ; u

2
= 3,39.
9 Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350.
;1,1;702
0
lim
=+=
HH
SHB
σ
;75,1;8,1
0
lim
==
FF
SHB
σ

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 245 ; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230. Khi đó:

;56070245.2702
1
0
1lim

MPaHB
H
=+=+=
σ

.441245.8,18,1
1
0
1lim
MPaHB
F
===
σ

;53070230.2702
2
0
2lim
MPaHB
H
=+=+=
σ

.414230.8,18,1
2
0
2lim
MPaHB
F
===

σ

Theo (6.7), [1], tập1 có: N
HE
= 60c
Σ
(
max
TT
i
)
3
.n
i
.t
i
N
HE2
= 60c.(n
1
/u
1
).
()
i
i
i
t
t
TTt

Σ
Σ
Σ
.
3
max
= 60.1.
2
833
10.75,1
96
9
.5,0
96
6
.123000.
31,5
1420
HO
N〉=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
+
+

1
2
=⇒
HL
K
; Tương tự:
1
1
=⇒
HL
K
;
Như vậy theo (6.1a),[1],tập1, sơ bộ xác định được:
[]
H
HL
HH
S
K
.
0
lim
σσ
=

[]
MPa
S
K
H

HL
HH
509
1,1
1.560
.
1
0
1lim
1
===
σσ

[]
MPa
S
K
H
HL
HH
8,481
1,1
1.530
.
2
0
2lim
2
===
σσ

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng
[ ] [ ] [ ]
( )
MPa
HHH
8,481,min
21
'
==⇒
σσσ

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng
⇒
[]
[ ] [ ]
MPa
HH
H
4,495
2
8,481509
2
21
''
=
+
=
+
=

σσ
σ

Theo (6.8),[1],tập1: N
FE
= 60c.
Σ
t
()
i
i
i
t
t
TT
Σ
Σ .
6
max

N
FE2
= 60c
866
10.51,1
96
9
.5,0
96
6

.1.23000.
31,5
1420
=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
+
+
; N
fE2
> N
FO
= 4.10
6

Đồ án chi tiết máy



8
1
2
=⇒
FL
K

; tương tự
1
1
=
FL
K

Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: K
FC
= 1, ta có
[]
MPa
S
K
K
F
FL
FCFF
252
75,1
1.1.441
..
1
0
1lim1
===
σσ

[]
MPa

S
K
K
F
FL
FCFF
6,236
75,1
1.1.414
..
2
0
2lim2
===
σσ

ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14),[1],tập1 có:
[]
MPa
chH
1260450.8,2.8,2
2
max
===
σσ

[]
MPa
chF
464580.8,0.8,0

1
max
1
===
σσ

[]
MPa
chF
360450.8,0.8,0
2
max
2
===
σσ



2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )


♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
2
2
''
22
..][
.
).1(

baH
HII
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=

trong đó :

ba
ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta
chọn
ba
ψ
= 0,4

a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5),[1], tập1
được
a
K
= 43.

β
H

K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc.Với hệ số
bd
ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
2
+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta
được
β
H
K
= 1,15 ;
32,1=
β
F
K
(sơ đồ 3).
)(65,97
4,0.39,3.4,495
15,1.40060
).139,3(43
3
2
2
mma
w

=+=

=> lấy
2w
a
= 115(mm).
♦ Xác định các thông số ăn khớp
Môđun m = (0,01
÷
0,02).
2w
a
= (0,01
÷
0,02).115 = 1,15
÷
2,3 mm. Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1])
Chọn sơ bộ
0
30=
β
866,0cos =⇒
β

Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1.
3,26
)139,3.(5,1
866,0.115.2
)1(
cos..2

2
2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
β
=> lấy
1
z
= 26
Số răng bánh lớn

14,8826.39,3.
122
=== zuz
=> lấy
2
z
= 88
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
Đồ án chi tiết máy

9
38,3
26
88
1
2
===
z
z
u
m

Khi đó: cos
'''00
2
21
24143124,31855,0
115.2
)8826.(5,1
.2
).(
==⇒=
+
=
+
=
ββ
w
a

ZZm

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).

Góc nghiêng răng :
β
=
"24'1431
0

Góc prôfin răng :
"33'323
855,0
20
cos
0
0
=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜

⎜
⎝
⎛
=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
=
tg
arctg
tg
arctg
t
β
α
α

Góc ăn khớp:
()
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣

⎡
+=
2
21
.2
cos
.arccos
w
tw
a
m
ZZ
α
α
()
"25'3236
115.2
20cos5,1
.8826arccos
0
0
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+

Khoảng cách trục :
)(115
2
mma
w
=

Mô đun: m=1,5mm
Chièu rộng vành răng:
)(46115.4,0.
2
mmab
wbaw
===
ψ

⇒
Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm

Số răng mỗi bánh răng: Z
1
= 26 ; Z
2
= 88
Tỉ số truyền cấp chậm: u
m
= 3,38
Đường kính chia :
)(6,45

855,0
26
.5,1
)cos(
.
1
1
mm
z
md ===
β


)(4,154
855,0
88
.5,1
)cos(
.
2
2
mm
z
md ===
β

Đường kính lăn :
)(66,45
138,3
115.2

1
2
2
1
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=


)(3,15438,3.66,45.
12
mmudd
mww
===

Đường kính đỉnh răng :
)(6,485,1.26,45.2
11
mmmdd
a
=+=+=

)(4,1575,1.24,154.2
22
mmmdd
a
=+=+=

Đường kính đáy răng :
)(85,415,1.5,26,45.5,2
11
mmmdd
f
=−=−=


)(65,1505,1.5,24,154.5,2
22
mmmdd
f
=−=−=

Hệ số trùng khớp ngang:

47,1855,0.
88
1
26
1
2,388,1cos

11
2,388,1
21
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+−=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝

⎛
+−=
βε
α
zz

Đồ án chi tiết máy



10
Hệ số trùng khớp dọc :
4,4
.5,1
''24'1431sin.40
.
sin.
0
===
ππ
β
ε
β
m
b
w

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :
"36'92916,29558,0''24'1431'.'33'323cos.cos
0000

==⇒===
btb
tgtgtg
ββαβ


♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc


Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1
⇒
M
Z
= 274 MP
3
1
a
.
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
35,1
)54,36.2sin(
16,29cos.2
2sin
cos.2
Z
0
0
H
===
tw

b
α
β



Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

825,0
47,1
11
Z ===
α
ε
ε

Vận tốc vòng của bánh răng :
)/(64,0
60000
267.66,45.
60000
..
21
sm
nd
v
w
===
π
π

.Tra bảng 6.13, [1], tập1=>
cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.
Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v<2,5
⇒

.13,1=
α
H
K 37,1=
α
F
K

Tra bảng: (6.16) được g
0
= 73
(6.15) được
002,0=
H
δ
;
006,0=
F
δ

508,0
38,3
100
.64,0.73.002,0...
2

0
===⇒
m
w
HH
u
a
vg
δυ

K
Hv
=1+
01,1
13,1.15,1.40060.2
66,45.40.508,0
1
...2
..
1
=+=
αβ
υ
HHII
wwH
KKT
db


Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

3125,101,1.13,1.15,1.. ===
HvHHH
KKKK
αβ
.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
MPa
dub
uKT
ZZZ
ww
HII
HMH
390
66,45.38,3.40
)138,3.(3125,1.40060.2
825,0.35,1.274
..
)1.(..2
...
22
12
2
=
+
=
+
=
ε
σ

Từ cấp chính xác 8
95,0=⇒
R
Z
; Với d
a
< 700
1=⇒
xH
K
; v = 0,64 < 5m/s
1=⇒
v
Z
. Do đó
theo (6.1) và (6.1a)
Đồ án chi tiết máy



11
[][]
MPaKZZ
xHRvHH
6,4701.95,0.1.4,495...
'
'

===
σσ

Như vậy
[]
HH
σσ
<

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
68,0
47,1
11
===
α
ε
ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
777,0
140
24,31
1
140
1

0
=−=−=
β
β
Y
.
Số răng tương đương :
42
855,0
26
cos
33
1
1
===
β
z
z
v


141
855,0
88
cos
33
2
2
===
β

z
z
v

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được :
7,3
1
=
F
Y


6,3
2
=
F
Y

525,1
38,3
100
.64,0.73.006,0...
2
0
===
m
w
FF
u

a
vg
δυ

02,1
37,1.32,1.40060.2
66,45.40.525,1
1
...2
..
1
1
=+=+=
αβ
υ
FFII
wwF
Fv
KKT
db
K

Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
84,102,1.37,1.32,1.. ===
FvFFF
KKKK
αβ
.
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(252][)(105

5,1.66,45.40
7,3.777,0.68,0.84,1.40060.2
..
.....2
1
1
1
1
MPaMPa
mdb
YYYKT
F
ww
FFII
F
=<===
σσ
βε

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(6,236][)(102
7,3
60,3.105
.
2
1
21
2
MPaMPa
Y

Y
F
F
FF
F
=<===
σ
σ
σ

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :


Hệ số quá tải
4,1
4,1
1
1
1
max
====
T
T
T
T
T
T
K
mm
qt

ứng suất tiếp xúc cực đại :
)(1260][)(5,4614,1.390.
maxmax
MPaMPaK
HqtHH
=<===
σσσ
=> đã thoả mãn điều kiện tránh
biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
ứng suất uốn cực đại :
)(464][)(1474,1.105.
max11max1
MPaMPaK
FqtFF
=<===
σσσ

Đồ án chi tiết máy



12
)(360][)(8,1424,1.102.
max22max2
MPaMPaK
FqtFF
=<===
σσσ
=> đã thoả mãn điều kiện phòng

biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.





2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng )


♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
1
2
'
11
..][
.
).1(
baH
HI
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=

trong đó :


ba
ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn
ba
ψ
= 0,3 (theo
bảng 6.6 [1],tập1)

a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1
được
a
K
= 49,5.

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc.Với hệ số
bd
ψ
=0,53.
ba
ψ
.(u
1
+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1
β

H
K
=1,03 ;
05,1=
β
F
K
(sơ đồ 7).
)(32,87
3,0.31,5.8,481
03,1.8,7843
).131,5(5,49
3
2
1
mma
w
=+=

=> lấy
1w
a
= 90(mm).
♦ Xác định các thông số ăn khớp :
Môđun m=(0,01
÷
0,02).
1w
a
=(0,01

÷
0,02).90 = 0,9
÷
1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn
môđun pháp m=1,5.
Số răng bánh nhỏ
02,19
)131,5.(5,1
90.2
)1(
.2
1
1
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
=> lấy
1
z
= 19.
Số răng bánh lớn

89,10019.31,5.

112
=== zuz
=> lấy
2
z
= 101.
mm
zzm
a
w
90
2
)10119(5,1
2
)(
21
1¦
=
+
=
+
=⇒

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
316,5
19
101
1
2
===

z
z
u
m

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền