Đồ Án Hộp giảm tốc 2 cấp trục vít ăn khớp với bánh vít truyền động cặp bánh răng trụ răng thẳng cho đường

Đề tài: HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT TRUYỀN ĐỘNG CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CHO ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O30

100Mb bao gồm tất cả file CAD, 2D, thuyết minh, bản vẽ nguyên lý, thiết kế, các chi tiết trong hộp giảm tốc, kết cấu, động học hộp giảm tốc .Ngoài ra còn kèm theo nhiều tài liệu hướng dẫn thiết kế và chọn trục, chọn bánh răng, ổ lăn, tính ứng suất trục, tính lực .

A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I – Chọn động cơ . 5
II- Phân phối tỷ số truyền 7
III- Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục . 7
B- Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít.
I- Chọn vật liệu trục vít- bánh vít 8
II- Xác định ứng xuất tiếp xúc mỏi cho phép . 9
III- Xác định ứng xuất uốn cho phép . 9
IV- Xác định ứng xuất quá tải cho phép 10
V- Sơ bộ chọn hiệu xuất, số mối ren trục vít . 10
VI- Xác định thông số bộ truyền . 10
VII- Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc . 11
VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít . 13
IX- kiểm nghiệm quá tải 13
X- xác định các kích thước hình học của bộ truyền 14
C- Tính bộ truyền bánh răng
I- Chọn vật liệu . 14
II- Xác định ứng xuất cho phép . 15
III- Tính chọn một số thông số bộ truyền 17
IV- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 18
V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 20
VI- Kiểm nghiệm quá tải 22
VII- Các thông số bộ truyền 23
D- Tính bộ truyền xích
I- Chọn số răng đĩa xích 24
II- Xác định một số thông số bộ truyền . 24
III- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn 26
IV- Tính các thông số bộ truyền . 26
V- Tính kiểm về độ bền tiếp xúc 27

E- Tính trục
I- Phân tích lực ăn khớp 28
II- Vặt liệu chế tạo 29
III- Sơ bộ chọn aw và d 29
IV- Xác định chính xác đường kính trục . 32
V- Định kết cấu và chọn then . 38
VI- Kiểm tra bền mỏi 39
VII- Kiểm tra bền tĩnh 41
VIII- Tính chọn gối đỡ 42
G- Kết cấu vỏ hộp 49
H- Tính chọn dầu và mỡ bôi trơn . 56
K- Xác định và chọn các kiểu lắp . 58
M- Phương pháp lắp ráp các chi tiết trên hộp 60
J- Tính nhiệt 61
Tài liệu tham khảo 62

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .
I- Chọn động cơ.
1-xác định công suất động cơ .p
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau:
P[SUB]ct[/SUB]=.​Trong đó : P[SUB]ct[/SUB]-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw].
P[SUB]t[/SUB]- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].
h - Hiệu suất truyền động.
Ta có :
h = h[SUB]ôl[/SUB][SUP]3[/SUP] .h[SUB]tv[/SUB] .h[SUB]1r[/SUB]. h[SUB]x[/SUB] h[SUB]kn[/SUB].​Trong đó : h[SUB]ôl[/SUB] - Hiệu suất của một cặp ổ lăn .
h[SUB]tv[/SUB]- Hiệu suất của bộ truyền trục vít .
h[SUB]1r[/SUB]- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng .
h[SUB]x[/SUB]- Hiệu suất của bộ truyền xích .
ở đây ta chọn bộ truyền trục vít không tự hãm với z[SUB]1[/SUB]=2.
Dựa vào bảng 2.3 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,như sau.
[TABLE]
[TR]
[TD]Hiệu suất​[/TD]
[TD]Số lượng​[/TD]
[TD]Giá trị​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]h[SUB]ôl[/SUB]​[/TD]
[TD]3​[/TD]
[TD](0.995)[SUP]3[/SUP]​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]h[SUB]tv[/SUB]​[/TD]
[TD]1​[/TD]
[TD]0,75​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]h[SUB]1r[/SUB]​[/TD]
[TD]1​[/TD]
[TD]0,98​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]h[SUB]x[/SUB]​[/TD]
[TD]1​[/TD]
[TD]0,93​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
Do đó ta có:
h = h[SUB]ôl[/SUB][SUP]3[/SUP] .h[SUB]tv[/SUB] .h[SUB]1r[/SUB]. h[SUB]x[/SUB] =(0,995)[SUP]3[/SUP].0,75.0,98.0,93 = 0,673. (1)​Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán P[SUB]t[/SUB], mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng.
ở đây đề bài cho tải trọng không đổi - êm dịu và chế độ làm việc của động cơ dài hạn.
Do đó ta có công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác .
P[SUB]t[/SUB]=P[SUB]lv[/SUB].​Với hệ thống băng tải ta có:
P[SUB]lv[/SUB]=.​=> P[SUB]lv[/SUB]==0,64 [kw] (2) .​từ (1) và (2) ta có:
P[SUB]ct[/SUB]= = 0.95 [kw].​2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.
Ta có : n[SUB]sl[/SUB]=n[SUB]lv[/SUB].u[SUB]t[/SUB].
Trong đó: n[SUB]s1[/SUB]- Số vòng quay đồng bộ .
n[SUB]lv[/SUB]- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của tang quay.
u[SUB]t[/SUB]- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.
Đối với hệ thống băng tải ta có :
n[SUB]lv[/SUB]== 6.11 [v/ph].​Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s].
D- Đường kính tang quay [mm].
Với sơ đồ đề bài ra thì : U[SUB]t[/SUB]=U[SUB]h[/SUB].U[SUB]x.[/SUB]
Tra bảng 2.4 sách thiết kế CTM ta chọn được U[SUB]h[/SUB]=80 ,U[SUB]x[/SUB]=3 Þ U[SUB]t[/SUB]=80.3=240
Vậy n[SUB]s1[/SUB]=n[SUB]lv.[/SUB].U[SUB]t[/SUB]= 6,11.240 =1466.77 [v/ph].
Ta chọn số vòng quay đồng bộ là n[SUB]s1[/SUB] = 1500 v/ph.
3-Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau: P[SUB]đc[/SUB]>P[SUB]ct.[/SUB]. n[SUB]đ1[/SUB]» n[SUB]s1[/SUB]. .
Theo bảng phụ lục 1.2 với P[SUB]ct[/SUB]=0.95 kw và n[SUB]đ1[/SUB]=1500 v/hp ta chọn được động cơ có :
[TABLE]
[TR]
[TD]Ký hiệu​[/TD]
[TD]4A80A4Y3​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Công suất động cơ​[/TD]
[TD]P[SUB]đc[/SUB]=1,1 kw​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Vận tốc quay​[/TD]
[TD]N=1400​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD][TABLE]
[TR]
[TD][TABLE="width: 100%"]
[TR]
[TD]Tỷ số[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
[/TD]
[TD]​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
So với điều kiện trên ta có: P[SUB]đc[/SUB]=1,1 > P[SUB]ct[/SUB]=0.95.
> =1,4.​II- Phân phối tỷ số truyền .
Ta có U[SUB]t[/SUB]=.
Trong đó : - Số vòng quay của động cơ . n[SUB]đc[/SUB]=1400 v/ph (chọn ở trên).
- Số vòng quay của trục tang . n[SUB]lv[/SUB]=6,11 v/ph (tính ở trên).

U[SUB]t[/SUB]== 229.13
Mà U[SUB]t[/SUB]=U[SUB]x[/SUB].U[SUB]h[/SUB].
Ta chọn trước tỷ số truyền của xích: u[SUB]x[/SUB]=3

U[SUB]h[/SUB]==76.38
Mặt khác U[SUB]h[/SUB]=U[SUB]1[/SUB].U[SUB]2[/SUB].
Với U[SUB]1[/SUB]- Tỷ số tryuền của bánh vít – trục vít.
U[SUB]2[/SUB]- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng.
Đối với hộp giảm tốc trục vít –bánh răng để tìm U[SUB]1 [/SUB]có phương trình sau:
Có thể viết U[SUB]1[/SUB]=f(u[SUB]h[/SUB],c,g) với c=c[SUB]1[/SUB].q.l[SUB]1[/SUB] ở đây ta lấy tgg=0,2 và khi bánh răng được chế tạo bằng thép nhóm I (HB50) chọn c=2.
Từ đồ thị hình 3.24 Ta chọn được U[SUB]1[/SUB]=21

U[SUB]2[/SUB]= = 3,64
III- Xác địmh công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Dựa vào công suất cần thiết P[SUB]ct[/SUB] của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục.
P[SUB]I[/SUB]= P[SUB]ct[/SUB].h[SUB]ôl[/SUB]
P[SUB]I[/SUB]= 0,95.0.995 = 0,945 [kw].
n[SUB]I[/SUB] = = 1400 [v/ph].
T[SUB]I[/SUB] = 9,55.10[SUP]6[/SUP] . = 6451,17 [N.mm]
Tương tự ta tính cho trục II,III.
Bảng thống kê​[TABLE="width: 575"]
[TR]
[TD]. ​[/TD]
[TD="colspan: 2"][/TD]
[TD="colspan: 3"][/TD]
[TD="colspan: 2"][/TD]
[TD="colspan: 2"][/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Công suất P,kw[/TD]
[TD="colspan: 2"]0,95​[/TD]
[TD="colspan: 3"]0,945​[/TD]
[TD="colspan: 2"]0,705​[/TD]
[TD="colspan: 2"]0,688​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Tỷ số truyền u[/TD]
[TD][/TD]
[TD="colspan: 2"]1​[/TD]
[TD="colspan: 3"]21​[/TD]
[TD="colspan: 2"]3,64​[/TD]
[TD][/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Số vòng quay n, v/p[/TD]
[TD="colspan: 2"]1400​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1400​[/TD]
[TD="colspan: 3"]66,67​[/TD]
[TD="colspan: 2"]18,31​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Momen xoắn T, N.mm[/TD]
[TD="colspan: 2"][/TD]
[TD="colspan: 2"]6451,17​[/TD]
[TD="colspan: 3"]101098​[/TD]
[TD="colspan: 2"]358833,5​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[TD][/TD]
[/TR]
[/TABLE]
B- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT

chọn vật liệu chế tạo trục vít - bánh vít.
Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trược lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính . Mặt khác do tỷ số truyền U lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn nhiều so với bánh vít, do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít.
Vì lực kéo lớn nhất trên băng tải cho F=8000N nên tải trọng chỉ là tải trọng trung bình vì vậy ta chọn vật liệu trục vít là thép 45 được tôi bề mặt hoặc tôi thể tích đạt độ rắn HRC= 45
Để chọn vật liệu bánh vít ta dựa vào vận tốc trượt , vận tốc trượt được chọn theo công thức gần đúng sau:
Trong đó: V[SUB]s[/SUB]- Vận tốc trượt.
n[SUB]I[/SUB]- Số vòng quay của trục vít.
P[SUB]I[/SUB]- Công suất của trục vít.
U[SUB]1­[/SUB]- Tỷ số truyền của trục vít.

V[SUB]s[/SUB]= 8,8.10[SUP]-3[/SUP] .= 2,98 [m/s].
Với V[SUB]s[/SUB] = 2,98 m/s < 5 m/s ta chọn vật liệu bánh vít là đồng thanh không thiếc.
Ta chọn đồng thanh nhôm sắt ni ken ký hiệu: WPA(h 10-4-4.
II- xác định ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép .
Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít làm bằng thép 45 nên khi thiết kế chỉ cần xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít, với bánh vít làm bằng đồng thanh nhôn sắt dạng hỏng về dính là nguy hiểm hơn cả, do đó ứng suất tiếp xúc cho phép xác định từ điều kiện chống dính , nó phụ thuộc vào trị số vận tốc trượt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải tức là ứng suất tiếp xúc cho phép trong thường hợp này xác định từ độ bền tĩnh chứ không phải từ độ bền mỏi.
Với V[SUB]s[/SUB]= 2,98 m/s tra bảng 7.2 , ta chọn được trị số ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép .
[s[SUB]H[/SUB]] = 221 Mpa.​Tra bảng 7.1 ta xác định được ứng suất bền và ứng suất chảy cho phép .
s[SUB]b[/SUB]= 600 Mpa.​s[SUB]ch[/SUB]= 200 Mpa.​III- xác định ứng suất uốn mỏi cho phép .
Đối với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc, ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau:
[s[SUB]F[/SUB]]=[s[SUB]F0[/SUB]].K[SUB]FL[/SUB].​trong đó: [s[SUB]F[/SUB]]-ứng suất suất uốn cho phép ứng với 10[SUP]6[/SUP] chu kỳ.
K[SUB]FL[/SUB]- Hệ số tuổi thọ .
[s[SUB]F[/SUB]]- ứng suất uốn mỏi cho phép .
Khi bộ truyền quay một chiều thì:
[s[SUB]F0[/SUB]] =1,25( 0,25s[SUB]1[/SUB] + 0,08s[SUB]ch [/SUB])​[s[SUB]F0[/SUB]]= 1,25(0,25.600 + 0,08.200) = 207,5 [Mpa].
Xác định hệ số tuổi thọ K[SUB]FL[/SUB]:
K[SUB]FL[/SUB]=
N[SUB]FE[/SUB]= 60 .
n[SUB]2i , [/SUB]T[SUB]2i[/SUB] - số vòng quay trong một phút và mô men xoắn trên bánh vít ở chế độ thứ i
t[SUB]i[/SUB]- số giờ làm việc ở chế độ thứ i
T[SUB]2max – [/SUB]mô men xoắn lớn nhất trong các T[SUB]2i[/SUB]
=5,67.10­­­[SUP]7[/SUP]​

K[SUB]FL[/SUB]= .= 0,637
[s[SUB]F[/SUB]]= [s[SUB]FO[/SUB]].K[SUB]Fl[/SUB]= 207,5.0,637=132,25 [Mpa].
IV- xác định ứng suất quá tải cho phép .
Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải cần xác định ứng suất tiếp cho phép khi quá tải [s[SUB]H[/SUB]][SUB]max[/SUB] và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [s[SUB]F[/SUB]][SUB]max[/SUB]. Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên:
[s[SUB]H[/SUB]][SUB]max[/SUB]= 2s[SUB]ch[/SUB]= 2.200= 400 [Mpa].​ [s[SUB]F[/SUB]][SUB]max[/SUB]= 0,8s[SUB]ch[/SUB]= 0,8.200= 160 [Mpa].​V- Sơ bộ chọn trị số hiệu suất h, hệ số tải trọng, chọn số mối ren trục
vít và số răng bánh vít .
Ta chọn số mối ren trục vít Z[SUB]1[/SUB]= 2Þ số răng bánh vít là :
Z[SUB]2[/SUB]= U[SUB]1[/SUB].Z[SUB]1[/SUB]= 21.2= 42 răng.​Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K[SUB]H[/SUB]= 1,2.
Với Z[SUB]1[/SUB]=2 , chọn sơ bộ hiệu suất trục vít h= 0,75, do đó momen xoắn trên trục bánh vít là: T[SUB]II[/SUB]=101098 (tính ở phần A).
VI- chọn hệ số đường kính q, môđun m, khoảng cách trục a[SUB]w[/SUB].
Tính sơ bộ hệ số đường kính q theo công thức thực nghiệm:
q= 0,25.Z[SUB]2[/SUB]= 0,25.42=10,5​Theo bảng 7.3 ta chọn q=14
Khoảng cách trục a[SUB]w[/SUB] của bộ truyền được xác định theo công thức sau:
a[SUB]w1[/SUB]= (z[SUB]2[/SUB]+q) .​Trong đó : z[SUB]2[/SUB]- Số răng bánh vít Z[SUB]2[/SUB]= 42
q- hệ số đường kính trục vít được tiêu chuẩn hoá theo
môdun q= 14
T[SUB]II[/SUB]- Mômen xoắn trên trục bánh vít T[SUB]II[/SUB]= 101098 [N.mm] .
K[SUB]H[/SUB]- hệ số tải trọng K[SUB]H[/SUB]= 1,2 .
[s[SUB]H[/SUB]]- ứng suất tiếp xúc cho phép [s[SUB]H[/SUB]] = 221 [Mpa].
Thay số vào ta có:
a[SUB]w1[/SUB]= (z[SUB]2[/SUB]+q) . = (42+14) = 84,05 [mm].
Môdun của trục vít được xác định từ a[SUB]w[/SUB] .
m= .= 2,86 [mm].​Theo bảng 7.3 ta chọn được môdun tiêu chuẩn m=3 [mm].
Tính lại khoảng các trục a[SUB]W[/SUB]=m(Z[SUB]2[/SUB]+q)/2=3(42+14)/2=84
Vậy chọn a[SUB]W[/SUB]=85.
Hệ số dịch chỉnh: x= . = =0,333
VII- kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:
s[SUB]H[/SUB]= .[s[SUB]H[/SUB]].​Với a[SUB]w1[/SUB], z[SUB]2[/SUB]và q đã biết, để tính s[SUB]H[/SUB] thì cần xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [s[SUB]H[/SUB]] theo vận tốc trượt V[SUB]s[/SUB], mômen xoắn trên trục bánh vít ,hiệu xuất h và hệ số tải trọng K[SUB]H[/SUB].
ã Góc vít được xác định theo công thức sau:
g[SUB]w[/SUB]= arctg =arctg 7,76[SUP]0[/SUP]
ã vận tốc trược xác định như sau:
V[SUB]s[/SUB]= = 3,25 [m/s].​Vậy ta chọn vật liệu bánh vít là phù hợp ,vì khi chọn vật liêu bánh vít ta chọn V[SUB]s[/SUB] < 5 m/s. Tra bang 7.2 : [s[SUB]H[/SUB]]=215 MPA

Tính hiệu suất của bộ truyền trục vít .
h= 0,95 ​Với g[SUB]w[/SUB] là góc vít, j là góc ma sát.
Dựa vào vận tốc trượt V[SUB]s[/SUB]= 3,1 [m/s] theo bảng 7.4 ta xác định được j= 1,54.
Vậy h = 0,95 .= 0,95 .= 0,79
Mô men được xác định lại là: T[SUB]2[/SUB]=u[SUB]1[/SUB].T[SUB]1[/SUB].h[SUB]m[/SUB] h[SUB]ôl[/SUB] =21.6451,17.0,995.0,79
=107024,9 N/mm
ã xác định hệ số tải trọng K[SUB]H[/SUB].
K[SUB]H[/SUB]= K[SUB]H[/SUB][SUB]b[/SUB].K[SUB]Hv[/SUB].​Trong đó : K[SUB]H[/SUB][SUB]b[/SUB]- Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.Vì đầu bài cho tải trọng không đổi - êm dịu nên K[SUB]H[/SUB][SUB]b[/SUB]=1.
K[SUB]Hv[/SUB]- Hệ số tải trọng động .
Để xác định hệ số tải trọng động K[SUB]Hv[/SUB] phải dựa vào vận tốc trượt v[SUB]s[/SUB] để tra cấp chính xác bộ truyền .
Với v[SUB]s[/SUB]= 3,25 < 5 m/s theo bảng 7.6 ta tra được cấp chính bộ truyền là 8, theo bảng 7.7 tra được K[SUB]Hv[/SUB]= 1,2.

K[SUB]H[/SUB]= 1.1,2= 1,2.
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
s[SUB]H[/SUB]= = .=207,395Mpa
Xét tỷ số .
Vậy s[SUB]H[/SUB] = 207,395 < [s[SUB]H[/SUB]] = 215 [Mpa], điều kiện ứng xuất tiếp xúc được thoả mãn.
VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít .
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép.
s[SUB]F[/SUB]= .​Trong đó: T[SUB]II[/SUB]- Momen xoắn trên trục bánh vít .
Y[SUB]F[/SUB]- Hệ số biên dạng răng, xác định theo số răng tương đương
Z[SUB]v[/SUB]= .= 43,17
tra bảng 7.8 Ta được Y[SUB]F[/SUB]=1,53.
K[SUB]F[/SUB]- Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K[SUB]F[/SUB]= K[SUB]F[/SUB][SUB]b[/SUB].K[SUB]Fv[/SUB]= 1.1,2= 1,2.
Vì tải tĩnh nên K[SUB]F[/SUB][SUB]b[/SUB]= K[SUB]H[/SUB][SUB]b[/SUB]= 1 và K[SUB]Fv[/SUB]= K[SUB]Hv[/SUB]= 1,2 .
d[SUB]2[/SUB]- Dường kính vòng chia bánh vít , d[SUB]2[/SUB]= m.z[SUB]2[/SUB]= 3.42= 126 mm.
b[SUB]2[/SUB]- Chiều rộng vành răng bánh vít .
khi z[SUB]1[/SUB]= 2 thì b[SUB]2 [/SUB] 0,75.d[SUB]a1[/SUB].
d[SUB]a1[/SUB]- Đường kính vòng đỉnh trục vít .
d[SUB]a1[/SUB]= d[SUB]1[/SUB] +2.m= m(q+2)=3(14+2)= 48.

b[SUB]2 [/SUB] 0,75.48 =36 lấy b[SUB]2[/SUB]= 36 mm
m[SUB]n[/SUB]- môđun pháp của bánh vít : m[SUB]n[/SUB]= m.cosg= 3.cos7,75 =2,972.

s[SUB]F[/SUB]= = . = 20,4 [Mpa].
Vậy s[SUB]F[/SUB] =20,4 < [s[SUB]F[/SUB]]= 132,25 Mpa, điều kiện bền uốn được thoả mãn.
IX- Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.
Bộ truyền trục vít –bánh vít có thể bị quá tải khi mở máy hoặc khi hãm do đó cần kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.với K[SUB]qt[/SUB]=T[SUB]mm[/SUB]/T= 1,4.
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất cực đại không được vượt quá một trị số cho phép.
s[SUB]Hmax[/SUB]= s[SUB]H [/SUB][s[SUB]H[/SUB]][SUB]max[/SUB].​

s[SUB]Hmax[/SUB]= 207,39 =245,39< [s[SUB]H[/SUB]][SUB]max[/SUB]=400 Mpa.
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân bánh vít , ứng suất uốn cực đại không được vược quá một trị số cho phép.
s[SUB]Fmax[/SUB]= s[SUB]F[/SUB].K[SUB]qt [/SUB] [s[SUB]F[/SUB]][SUB]max[/SUB].​s[SUB]Fmax[/SUB]= 20,42.1,4=28,58 < [s[SUB]F[/SUB]][SUB]max[/SUB]= 160 Mpa.​X- xác định các kích thước của bộ truyền theo bảng sau :
Bảng thống kê các thông số hình học của bộ truyền .​[TABLE]
[TR]
[TD]Thông số​[/TD]
[TD]Ký hiệu​[/TD]
[TD]Công thức​[/TD]
[TD]Trị số​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Hệ số dịch chỉnh[/TD]
[TD]x​[/TD]
[TD]X=a[SUB]w[/SUB]/m-0.5(q+Z[SUB]2[/SUB])​[/TD]
[TD]0.333​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Khoảng cách trục[/TD]
[TD]a[SUB]w1[/SUB]​[/TD]
[TD]0,5m.(q+Z[SUB]2[/SUB]+2x)​[/TD]
[TD]85​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Đường kính vòng chia[/TD]
[TD]d​[/TD]
[TD]d[SUB]1[/SUB]=qm,d[SUB]2[/SUB]=m.Z[SUB]2[/SUB]​[/TD]
[TD]d[SUB]1[/SUB]= 42d[SUB]2[/SUB]=126​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Đường kính vòng đỉnh[/TD]
[TD]d[SUB]a[/SUB]​[/TD]
[TD]D[SUB]a1[/SUB]=d[SUB]1[/SUB]+2.m,
D[SUB]a2[/SUB]=m(2+z[SUB]2[/SUB]+2.x)[/TD]
[TD]d[SUB]a1[/SUB]=48d[SUB]a2[/SUB]=134​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Đường kính vòng đáy[/TD]
[TD]d[SUB]f[/SUB]​[/TD]
[TD]d[SUB]f1[/SUB]= m(q-2,4)d[SUB]f2[/SUB]= m(z[SUB]2[/SUB]-2,4+2x)​[/TD]
[TD]d[SUB]f1[/SUB]=34,8d[SUB]f2[/SUB]=120,8​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Đường kính ngoài của bánh vít[/TD]
[TD]d[SUB]aM2[/SUB]​[/TD]
[TD] d[SUB]aM2 .[/SUB] d[SUB]a2[/SUB]+1,5m​[/TD]
[TD]138,5​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Chiều rộng bánh vít[/TD]
[TD]b[SUB]2[/SUB]​[/TD]
[TD] z[SUB]2[/SUB]=2 thì b[SUB]2 [/SUB]0,75.d[SUB]a1[/SUB][/TD]
[TD]36​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Chiều dài ren trục vít[/TD]
[TD]b[SUB]1[/SUB]​[/TD]
[TD]b[SUB]1[/SUB]³ (11 + 0,06.z[SUB]2[/SUB]).m​[/TD]
[TD]40,56(chọn=60)​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Bước ren trục vít[/TD]
[TD]T​[/TD]
[TD]t = p.m​[/TD]
[TD]9,42​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Góc ôm[/TD]
[TD]d​[/TD]
[TD]d= arcsin .=​[/TD]
[TD]50,73​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
C- THIẾT KẾ BÁNH RĂNG .
I-Chọn vật liệu.
Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là như nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu như sau.
1-Chọn vật liệu bánh nhỏ:
Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB[SUB]1[/SUB] = 230
Có s[SUB]b1[/SUB]= 750 [Mpa].
s[SUB]ch1[/SUB]= 450 [Mpa].
2-Chọn vật liêu bánh lớn .
Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên

VII Kiểm tra bền tĩnh
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc do quá tải đột ngột(chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệmtrục về độ bền tĩnh
công thức kiểm nghiệm có dạng
s[SUB]tđ[/SUB]=
Trong đó : s= - ứng suất pháp. t= - ứng suất tiếp xúc.
Với thép CT5 . có s[SUB]b[/SUB]=500 Mpa ;s[SUB]ch[/SUB]=300 Mpa.
=0,8.300=240 Mpa.
d – đường kính đoạn trục.
M[SUB]max[/SUB] ,T[SUB]max [/SUB] - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
Dựa theo kết cấu trục và các biểu đồ mô men tương ứng có thể thấy tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm lúc quá tải cần được kiểm tra về độ bền tĩnh
Trục I : tiết diện bI
Trục II : tiết diện aII lắp bánh vít
Trục III : tiết diện aIII,bIII lắp bánh răng và ổ lăn
Khi mở máy mômen tăng 1,4 lần vì vậy các lực và môn men tăng 1,4 lần ,dựa vào biểu đồ ta tính lại mômen tương đương và ứng suất kết quả tính toán được ghi trong bảng sau:
[TABLE="width: 646"]
[TR]
[TD]Thiết diện​[/TD]
[TD]d​[/TD]
[TD]Mmax​[/TD]
[TD]Tmax​[/TD]
[TD]t​[/TD]
[TD]s​[/TD]
[TD]s[SUB]td[/SUB]​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]bI​[/TD]
[TD]34.8​[/TD]
[TD]113445.08​[/TD]
[TD]9031.638​[/TD]
[TD]1.071516331​[/TD]
[TD]26.9183​[/TD]
[TD]26.9822226​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]aII​[/TD]
[TD]26​[/TD]
[TD]191308.32​[/TD]
[TD]141537.179​[/TD]
[TD]40.26433176​[/TD]
[TD]108.846​[/TD]
[TD]129.271706​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]aIII​[/TD]
[TD]38​[/TD]
[TD]359478.938​[/TD]
[TD]502366.97​[/TD]
[TD]45.77625838​[/TD]
[TD]65.5123​[/TD]
[TD]102.850645​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]bIII​[/TD]
[TD]35​[/TD]
[TD]472221.043​[/TD]
[TD]502366.97​[/TD]
[TD]58.58506939​[/TD]
[TD]110.139​[/TD]
[TD]149.757252​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
Ta thấy s[SUB]td[/SUB] các tiết diện đều nhỏ hơn 240 vậy các tiết diện được kiểm tra đều đủ bền
VIII Tính chọn gối đỡ trục :