Đồ án thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi ĐH Cần Thơ

Tài liệu đồ án cơ sở thiết kế máy về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi. Cung cấp hướng dẫn tính toán động học, thiết kế bộ truyền và kết cấu trục.

• Tác giả: Trần Văn Vinh
• Người hướng dẫn: ThS. Mai Vĩnh Phúc
• Trường học: Trường Đại học Cần Thơ
• Chuyên ngành: Kỹ thuật cơ khí
• Đề tài: Thiết kế trạm dẫn động băng tải
• Loại tài liệu: Báo cáo đồ án cơ sở thiết kế máy
• Năm xuất bản: 2021
• Địa điểm: Cần Thơ

Tóm tắt

I. Tổng quan thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi đóng vai trò then chốt trong hệ thống truyền động cơ khí công nghiệp. Thiết bị này thực hiện chức năng giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn từ động cơ đến cơ cấu chấp hành. Sơ đồ phân đôi cấp nhanh hoặc cấp chậm cho phép phân chia dòng công suất thành hai nhánh song song. Cách bố trí này làm giảm tải trọng tác dụng lên từng cặp bánh răng. Trục và gối đỡ chịu lực cân bằng hơn so với sơ đồ khai triển thông thường. Các chi tiết máy có thể chế tạo với kích thước nhỏ gọn hơn. Nhờ đó, tổng khối lượng và không gian lắp đặt của toàn bộ trạm dẫn động giảm đi đáng kể. Cấu trúc đối xứng cũng giúp triệt tiêu một phần lực dọc trục khi sử dụng bánh răng nghiêng. Thiết bị đạt hiệu suất truyền động cao và vận hành ổn định trong điều kiện tải trọng nặng.

1.1. Cấu tạo cơ bản của hộp giảm tốc hai cấp phân đôi

Cấu tạo hệ thống bao gồm ba trục chính: trục dẫn, trục trung gian và trục bị dẫn. Cặp bánh răng cấp nhanh gồm một bánh răng chủ động truyền động cho hai bánh răng bị dẫn đối xứng. Bộ truyền cấp chậm gồm các bánh răng thẳng hoặc nghiêng ăn khớp trực tiếp với trục ra. Vỏ hộp đúc bằng gang xám chịu lực rung động tốt, chia thành nắp và thân hộp. Các gối đỡ trục sử dụng ổ lăn chuyên dụng, bố trí đối xứng qua mặt phẳng phân cách. Hệ thống còn tích hợp khớp nối đàn hồi, nắp quan sát, nút thông hơi và que thăm dầu. Mỗi bộ phận đều gia công chính xác nhằm đảm bảo khe hở ăn khớp chuẩn.

1.2. Nguyên lý phân chia dòng công suất truyền động

Nguyên lý phân đôi công suất dựa trên việc chia mômen xoắn đầu vào thành hai nhánh song song bằng nhau. Động cơ truyền mômen xoắn đến trục dẫn của hộp giảm tốc. Tại cấp nhanh, mômen chia đều cho hai nhánh bánh răng nghiêng bố trí đối xứng. Mỗi nhánh truyền một nửa tổng công suất của toàn hệ thống. Hai nhánh sau đó truyền động độc lập sang cặp bánh răng cấp chậm trước khi hợp nhất tại trục bị dẫn. Việc phân chia dòng truyền tải làm giảm một nửa lực tiếp tuyến tác dụng lên răng. Biến dạng uốn của trục trung gian cũng giảm thiểu đáng kể, giúp tăng tuổi thọ làm việc của toàn bộ hệ dẫn động.

II. Phân tích kỹ thuật hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

Quá trình thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi đối mặt với nhiều bài toán động lực học phức tạp. Vấn đề phân bố không đều tải trọng giữa hai nhánh song song là rủi ro kỹ thuật lớn nhất. Sai số chế tạo và sai lệch lắp ráp có thể khiến một nhánh chịu tải trọng lớn hơn nhánh còn lại. Hiện tượng này gây quá tải cục bộ, mòn nhanh bề mặt răng và có nguy cơ gây gãy răng sớm. Bên cạnh đó, trục trung gian chịu tải trọng uốn và xoắn đồng thời từ hai phía. Nếu độ cứng vững của trục không đảm bảo, góc nghiêng của trục tại các gối đỡ sẽ tăng cao. Trục bị biến dạng quá mức dẫn đến hiện tượng tập trung ứng suất dọc theo chiều rộng vành răng. Ngoài ra, việc tính toán cân bằng lực dọc trục đòi hỏi sự chính xác tuyệt đối về góc nghiêng của các cặp bánh răng.

2.1. Vấn đề phân bố tải trọng không đều trên các nhánh

Hiện tượng phân bố tải trọng không đều giữa hai nhánh sinh ra từ sai lệch bước răng và độ đảo hướng tâm. Khi hai nhánh bánh răng hoạt động song song, nhánh có độ cứng tiếp xúc lớn hơn sẽ gánh phần lớn mômen xoắn. Sự chênh lệch tải trọng này làm giảm hiệu suất chung và gây rung động mạnh. Ứng suất tiếp xúc cực đại trên bề mặt răng vượt quá giới hạn bền cho phép, gây tróc rỗ tế vi. Để khắc phục, hệ thống đòi hỏi cấp chính xác chế tạo cao từ cấp 7 đến cấp 9. Dung sai gia công và độ song song của các đường tâm trục cần được kiểm soát nghiêm ngặt.

2.2. Thách thức về biến dạng uốn trục và tập trung ứng suất

Trục hộp giảm tốc chịu tác động đồng thời của lực tiếp tuyến, lực hướng tâm và lực dọc trục. Khoảng cách giữa các gối đỡ trục thường lớn để đủ không gian bố trí hai nhánh bánh răng. Khoảng cách này làm tăng mômen uốn nguy hiểm tại tiết diện lắp bánh răng. Biến dạng uốn làm lệch góc tiếp xúc giữa các vành răng khi ăn khớp. Vành răng chịu tải tập trung ở một đầu mép thay vì phân bố đều trên toàn bộ chiều rộng răng. Ứng suất cục bộ tăng cao dễ gây hiện tượng dính răng hoặc phá hủy mỏi. Do đó, việc tính toán độ bền mỏi và độ võng của trục là bước bắt buộc.

III. Phương pháp thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

Quy trình thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi tuân thủ trình tự tính toán cơ học nghiêm ngặt. Bước đầu tiên xác định công suất cần thiết của động cơ và phân phối tỉ số truyền hợp lý cho từng cấp. Cấp nhanh phân đôi thường sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng ngược chiều nhau trên cùng trục. Bố trí này giúp triệt tiêu hoàn toàn lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ trục sơ cấp. Bước tiếp theo tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép dựa trên vật liệu thép đã xử lý nhiệt làm cứng bề mặt. Khoảng cách trục được xác định theo điều kiện bền tiếp xúc bề mặt răng. Sau đó, kỹ sư tiến hành kiểm nghiệm độ bền uốn của chân răng và kiểm nghiệm quá tải. Cuối cùng, kết cấu trục, then, ổ lăn và vỏ hộp được thiết kế chi tiết nhằm đảm bảo độ cứng vững tối đa.

3.1. Tính toán động học và chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Tính toán động học bắt đầu từ công suất tải và số vòng quay của trục công tác. Tỉ số truyền chung được phân phối cho bộ truyền ngoài và hai cấp bánh răng trong hộp. Tỉ số truyền cấp nhanh thường chọn lớn hơn cấp chậm nhằm giảm kích thước chung. Vật liệu chế tạo bánh răng ưu tiên các loại thép hợp kim như 45, 40Cr hoặc 40Mn. Bánh răng nhỏ thường chọn vật liệu có cơ tính cao hơn bánh răng lớn từ 10 đến 15 HB. Phương pháp nhiệt luyện làm cứng giúp đạt độ rắn bề mặt và lõi răng dẻo dai. Giải pháp này nâng cao ứng suất tiếp xúc cho phép và khả năng chống mài mòn.

3.2. Thiết kế trục ổ lăn và hệ thống bôi trơn vỏ hộp

Đường kính các đoạn trục được xác định sơ bộ theo mômen xoắn và kiểm nghiệm chính xác theo hệ số an toàn mỏi. Vị trí then và rãnh then cần tính toán ứng suất dập và ứng suất cắt. Ổ lăn đỡ chặn hoặc ổ bi đỡ lòng cầu được lựa chọn dựa trên tải trọng động quy ước và tuổi thọ yêu cầu tính bằng giờ. Hệ thống bôi trơn ngâm dầu áp dụng cho các cặp bánh răng ăn khớp với mức dầu ngập từ 1 đến 2 lần chiều cao răng. Các gối đỡ trục sử dụng mỡ bôi trơn chuyên dụng có bạc chắn mỡ bảo vệ. Vỏ hộp thiết kế gân tăng cứng để triệt tiêu dao động cơ học.

IV. Ứng dụng thực tế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi là giải pháp truyền động tối ưu cho các hệ thống máy móc hạng nặng. Cấu trúc phân đôi dòng tải mang lại hiệu suất truyền động vượt trội và độ tin cậy vận hành rất cao. Thiết bị này được ứng dụng rộng rãi trong trạm dẫn động băng tải mỏ, hệ thống gầu tải xi măng và máy cán thép. Thiết kế phân đôi giúp thiết bị hoạt động bền bỉ dưới điều kiện tải trọng va đập liên tục. Chi phí bảo trì của hệ thống thấp nhờ khả năng phân tải đồng đều và giảm mài mòn răng. Việc nắm vững phương pháp tính toán thiết kế tạo cơ sở vững chắc cho việc nội địa hóa thiết bị cơ khí chính xác. Đây là tài liệu kỹ thuật quan trọng phục vụ công tác đào tạo kỹ sư cơ khí và nghiên cứu phát triển máy móc công nghiệp hiện đại.

4.1. Ứng dụng trong trạm dẫn động băng tải công nghiệp

Trong trạm dẫn động băng tải công nghiệp, hộp giảm tốc phân đôi đáp ứng yêu cầu làm việc liên tục với tải trọng lớn. Hệ thống băng tải vận chuyển than đá, quặng khoáng sản hoặc vật liệu xây dựng đòi hỏi mômen mở máy cao. Kết cấu hai cấp phân đôi giúp bảo vệ động cơ điện khỏi tình trạng quá tải đột ngột. Kích thước chiều ngang nhỏ gọn của hộp số tạo điều kiện thuận lợi khi bố trí trong không gian chật hẹp của hầm mỏ. Bộ truyền vận hành êm ái, giảm tiếng ồn công trường và kéo dài chu kỳ bảo dưỡng định kỳ của toàn dây chuyền.

4.2. Hướng dẫn vận hành và bảo dưỡng hộp giảm tốc định kỳ

Quy trình vận hành yêu cầu kiểm tra mức dầu bôi trơn qua mắt thăm dầu trước mỗi ca làm việc. Thay dầu bôi trơn công nghiệp lần đầu sau 300 đến 500 giờ chạy rà máy. Các lần thay dầu tiếp theo thực hiện định kỳ sau 2000 đến 3000 giờ làm việc. Cần vệ sinh nút thông hơi thường xuyên nhằm tránh hiện tượng tăng áp suất khí bên trong thân hộp. Định kỳ xiết chặt các bulông nắp ổ và bulông liên kết chân đế để triệt tiêu rung chấn. Việc theo dõi nhiệt độ ổ trục giúp phát hiện sớm hiện tượng kẹt ổ hoặc thiếu mỡ bôi trơn.

Trích đoạn nội dung tài liệu

Chương I: Tính toán phân phối tỷ số truyền và lựa chọn động cơ Momen xoắn trên trục công tác: 6 ����� 4,829 ����� = 9,55.9 Tổng hợp kết quả tính toán Bảng 1.2: Tổng hợp lại các thông số Trục Trục động Trục công Trục I Trục II Trục III Thông số cơ tác Tỷ số truyền-u uđ = 4,5 unh = 3,58 uch = 2,794 unt = 1 Vân tốc quay n 1440 320 89,3855 31,9919 31,9919 (vòng/phút) Công suất N 5,9812 5,6253 5,1324 4,8778 4,829 (kW) Momen_xoắn M 39666,9861 167880,0469 548348,6695 1456087,01 1441519,572 (Nmm) SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -7- Trần Văn Vinh Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài CHƯƠNG II THIÊT KÊ BÔ TRUYỀN NGOÀI 2.1 Thiết kế bộ truyền đai Với tỉ số truyền đã chọn cho bộ truyền đai là uđ = 4,5. Ta thấy chọn đai thang cho bộ truyền là phù hợp. Thông số đầu vào của bộ truyền đai: nđc = 1440 (vòng/phút) Nđc = 5,9812 (kW) Hình 2.1: Đồ thị chọn đai thang theo thông số của bánh dẫn Dựa vào số vòng quay và công suất đầu vào của bánh dẫn (trục động cơ điện) ta chọn được loại đai phù hợp là đai thang thường loại B. Và tiến hành tinh toán các thông số phù hợp với loại đai đã chọn.

SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -8- Trần Văn Vinh Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài Bảng 2.1: Bảng các thông số đai loại B STT Thông số đai Đai loại B 1 Diện tich tiết diện: A (mm2) 138 (mm2) Đường kinh bánh đai nhỏ 2 d1= 140 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn bảng 5.14 [3] Kiểm nghiệm vân tốc của đai Theo công thức 5.1440 v= = = 10,5558 (m/s) thỏa điều kiện 60000 60000 vmax = (30 ÷ 35) m/s Tinh đường kinh bánh bị dẫn Theo công thức 5. (1 − 0,02) = 617,4(mm) 320 Làm tròn theo tiêu chuẩn bảng 5.14 [3] Kiểm nghiệm số vòng quay trục bị dẫn Theo công thức 5. 100 = 2% < 3% 320 SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -9- Trần Văn Vinh Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài STT Thông số đai Đai loại B Sơ bộ khoảng cách trục Theo bảng 5.15 [3] và �đ = 4,5 ta chọn: 434≤567≤1540 6 a = 0,9.630 = 567 (mm) thỏa Điều kiện: 0,55(d1 + d2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2 ) Chiều dài đai L Theo công thức 5.567 =2449,3774 (mm) Làm tròn theo tiêu chuẩn bảng 5.11 [3] Kiểm nghiệm số vòng quay của đai Theo công thức 5.7699 (vòng/s) 2,8 Xác định chinh xác khoảng cách trục a Theo công thức 5.2 [3] 9 2L − π(d2 + d1 ) + [2L − π(d2 + d1 )]2 − 8(d2 − d1 )2 a = 756 (mm) a= 8 = 755,5191 (mm) SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -10- Trần Văn Vinh Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài STT Thông số đai Đai loại B Tinh góc ôm Theo công thức 5. 57� = 143� 3" > 120� � Công suất trên bánh dẫn P1 5,9812 (kW) Diện tich tiết diện đai A 138 (mm2) Vân tốc đai v 10,5558 (m/s) Công suất có ich cho phép [P0] tra bảng 4.19 [2] 4,61 (kW) Hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc Theo công thức 5.

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cr Xác 0,7 Đặc tinh tải trọng: va đâp nhẹ định Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không số 0,95 đều tải trọng giữa các dây đai Cz đai Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L cần 6 � 6 2800 1,0379 thiết �� = = �0 2240 Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai Theo công thức 5.45 [3] 0,9021 � − 1 �� = 1,24(1 − � 110 ) Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền Cu 1,14 P1 z ≥1,8384 Thế vào công thức 5.43 [3]: z ≥ [P0 ]Cα Cu CL Cz Cr Cv chọn z=2 SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -11- Trần Văn Vinh Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài STT Thông số đai Đai loại B 12. Chiều rộng bánh đai t= 20 (mm) Các Theo công thức 5.46 [3] S= 12,5 (mm) kich B = (z − 1)t + 2S ⇒ B = 45 (mm) thước Tra bảng 10-3 [1] để tìm (t , S, ho) chủ Xác định các đường kinh ngoài yếu h0 = 5 (mm) Theo công thức 5.47 [3] của dn1 = 150(mm) dn1 = d1 + 2h0 bánh dn2 = 640(mm) dn2 = d2 + 2h0 đai Lực căng ban đầu 13 Theo công thức 5. � Lực tác dụng lên trục 14 Theo công thức 5.48 [3] F≈942,2544 (N) α1 F ≈ 3F0 z sin 2 SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -12- Trần Văn Vinh Chương II: Thiết kế bộ truyền ngoài Bảng 2.2 Bảng tổng hợp các thông số đai B Các thông số cơ bản của bộ truyền Đai thang loại B Đường kinh bánh dẫn d1 140 (mm) Đường kinh bánh bị dẫn d2 630 (mm) Đường kinh ngoài dn1 150 (mm) Đường kinh ngoài dn2 640 (mm) Chiều dài đai L 2800 (mm) Khoảng cách trục a 756 (mm) Góc ôm α1 143� Số đai z 2 đai Chiều rộng bánh đai B 45 (mm) Lực căng ban đầu Fo 165,6 (N) Lực tác dụng lên trục F 942,2544 (N) SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -13- Trần Văn Vinh Chương III: Thiết kế bộ truyền trong CHƯƠNG III THIÊT KÊ BÔ TRUYỀN TRONG 3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 3.

Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện Vì đây là bộ truyền kin chịu tải trọng trung bình nên chọn vât liệu có độ rắn HB ≤350, để có thể chạy mòn tốt ta lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn 10÷15 HB. Chọn phôi dâp. ��1 ≥ ��2 + (10 ÷ 15)�� Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 [1] để chọn vât liệu bánh răng nhỏ và lớn.1: Thông số vật liệu của bánh răng cấp nhanh Giới hạn Giới hạn Đường kính Bánh răng Loại Thép bền kéo σbk chảy σch Độ rắn HB phôi (mm) (N/mm2) (N/mm2) 50T Bánh nhỏ 100-300 620 320 230 thường hóa Bánh lớn 45 thường hóa 300-500 560 280 200 3. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng xuất mỏi uốn cho phép 3.

Ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có công thức 3-1[1]: [σ]tx = [σ]Notx k'N Trong đó: -[σ]Notx : là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài tra bảng 3-9 [1]. - k’N: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tinh theo công thức 3-2 [1]. SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -14- Trần Văn Vinh Chương III: Thiết kế bộ truyền trong 6 No k'N = Ntđ Với: - No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc bảng 3-9 [1]. - Ntđ: số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi tinh theo công thức 3-4 [1].

n Mi 3 Ntđ = 60u [( ) ni Ti ] Mmax i=1 Trong đó: - Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. - Mmax: là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không tinh đến moment xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn). - u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. Nếu Ntđ ≥ No thì lấy k’N = 1 Bánh dẫn (bánh nhỏ): [σ]Notx1 = 2,6.

HB1 No1 = 107 1 6 1 Ntđ1 = 60. 107 8 8 8 Ntđ1 ≥ No1 nên lấy k’N1 = 1 Suy ra: [σ]tx1 = [σ]Notx1 = 2,6. HB2 No2 = 107 Ntđ141. 107 unh 3,58 Ntđ2 ≥ No2 nên lấy k’N2 = 1 Suy ra: [σ]tx2 = [σ]Notx2 = 2,6.

Ứng suất uốn cho phép Răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều), nên theo công thức 3-6 [1] ta có: σ−1 k''N [σ]u = n. Kσ Trong đó: - σ−1 : là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, đối với thép: σ−1 ≃ (0,4 ÷ 0,45)σbk - σbk : là giới hạn bền kéo của một số loại thép, tra trong bảng 3-8 [1] ta được: σbk1 = 620(N/mm2) σbk2 = 560(N/mm2) - n : là hệ số an toàn. Đối với thép cán thường hóa n ≃ 1,5. - Kσ : là hệ số tâp trung ứng suất chân răng.

Đối với bánh răng bằng thép thường hóa: Kσ ≃ 1,8 - k''N : là hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tinh theo công thức 3-7 [1]. m No k''N = Ntđ SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -16- Trần Văn Vinh Chương III: Thiết kế bộ truyền trong - No : là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy: No ≈ 5. 106 - Ntđ : là số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi tinh theo công thức 3-8 [1]. n Mi m Ntđ = 60u [( ) n i Ti ] Mmax i=1 - m : là bâc đường cong mỏi, đối với thép thường hóa lấy m ≈ 6.

107 8 8 8 Vì Ntđ1 ≥ No nên lấy k’'N1 = 1 248. 1,8 Bánh bị dẫn (bánh lớn) σ−1 2 = 0,4. 107 unh 3,58 Vì Ntđ2 ≥ No nên lấy k’'N2 = 1 224. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng Có thể chọn sơ bộ K = (1,3 ÷ 1,5).

Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vât liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố tri đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vân tốc thấp, do vây ta chọn K = 1,3. SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -17- Trần Văn Vinh Chương III: Thiết kế bộ truyền trong 3. Xác định khoảng cách trục A Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψA , đối với bánh răng trụ chịu tải trung bình ψA = 0,3 ÷ 0,45, ta chọn ψA = 0,315 Ta dùng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức 3-10 [1]: 1,05. i ψA θ'n2 Trong đó: - [σ]tx : lấy của bánh bị dẫn, do bánh bị dẫn có [σ]tx nhỏ hơn [σ]tx = [σ]tx2 = 520 (N/mm2) - i : tỉ số truyền của cặp bánh răng i = unh = 3,58 5,6253 - N : công suất bánh dẫn N= = 2,8127 (kW) 2 - θ' : là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tinh theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiên so với bánh răng thẳng θ' ≈ 1,15 ÷ 1,35 ,ta lấy θ' = 1,35.

Thế các thông số ở trên vào công thức: 1,05. 89,3855 ≥ 143,2581 (mm) Chọn A = 144 (mm) SVTH: Đinh Phước Thọ Trang -18- Trần Văn Vinh Chương III: Thiết kế bộ truyền trong 3. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh Vân tốc vòng của bánh răng trụ : 2π. Chọn được cấp chinh xác cho cặp bánh răng là 9.

Tính chính xác hệ số tải trọng K và chọn chính xác khoảng cách trục A K = Ktt. Kđ Trong đó: - Ktt: là hệ số tâp trung tải trọng, tinh theo công thức 3-20 [1].