TIỂU LUẬN HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP BÁNH RĂNG TRỤ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO

Tiểu luận

HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP
GVHD : VĂN HỮU THỊNH
SVTH : BÙI HỒNG TÂN
MSSV : 18143149
Đã duyệt xong phần III
HCM, ngày 1 tháng 7 năm 2020


LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào
tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và
phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các cụm chi tiết nằm trong các thiết
bị máy móc phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp và giao thông vận tải...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào
thực tiễn. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến
thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu,
v.v..., được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản
xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với
một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những kiến thức cơ
bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế
các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải
quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ
sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động phổ biến trong ngành cơ khí và
có vài trò rất quan trọng trong ngành cơ khí, vì vậy thiết kế hộp giảm tốc không
chỉ giúp sinh viên nắm chắc kiến thức của các môn đã được học mà còn giúp

sinh viên quen dần với thực tiễn sản xuất, với thực tiễn làm việc đặc thù của
ngành cơ khí. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi
tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo
tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên
không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn
và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến
bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt
là Thầy Văn Hữu Thịnh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp
sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Hà Nội ngày 2 tháng 10 năm 2015
Sinh viên thực hiện
Bùi Hồng Tân


Trường ĐHSPKT TP. HCM
Khoa Cơ khí Chế tạo máy
Bộ môn Thiết kế máy

TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI
TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
HK: II, Năm học: 2019-2020
Đề: 02
Phương án: 4

1. Đông cơ điện
2. Nối trục đàn hồi
3. Hộp giảm tốc 1 cấp
bánh răng trụ răng

nghiêng
4. Bộ truyền đai thang
MSSV: 18143149
5. Băng tải

Giảng viên môn học: PGS.TS. Văn Hữu Thịnh
Sinh viên thực hiện: Bùi Hồng Tân

Hình 1: hệ dẫn động xích tải

Hình 2: Sơ đồ tải trọng

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.

Lực kéo trên băng tải F (N): 5000
Vận tốc vòng của băng tải V(m/s): 1.2
Đường kính tang D (mm):360
Số năm làm việc a(năm): 5
Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc:300 ngày/năm
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @:142 (độ)
Sơ đồ tải trọng như hình 2

Khối lượng sinh viên thực hiện: 01 bản thuyết minh tính toán gồm:

1.
2.
3.
4.

Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của HGT
Tính toán thiết kế bộ truyển của HGT
Sơ đồ phân tích lực trên 2 trục của HGT

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


1.




Chọn động cơ điện .
Công suất trên trục công tác : P = = = 6 (kW)
Công suất tính : Pt = P ( Tải trọng tĩnh )
Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pct = = = 6,59 (kW)
= ...3 = 1.0,96.0,98.0,993 = 0,91
Tra bảng 2.1 ta được :
Bộ truyền đai thang – để hở : = 0,96
Bộ truyền bánh rang trụ : = 0,98
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : = 0,99

 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Tốc độ quay của trục công tác : n = = = 63,66 (v/ph)
Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc cấp 1 bánh răng trụ
răng nghiêng , theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn : uđ = 3 , uh = 5 . Tỉ số truyền chung sơ bộ.
usb = uđ . uh = 15
nsb = n . usb = 63,66 . 15 = 954,9 (v/ph)
Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện :
PđcPct = 6,59 (kW)
nđc nsb = 954,9 (v/ph)
và :

=1

Tra phụ lục P 1.2 chọn động cơ điện loại 4A132M6Y3 :
Pđc = 7.5 kW ; nđc = 968 v/ph ; có = 2
2. Phân phối tỉ số truyền .
Tỉ số tuyền chung :
u = = = 15,21
Chọn trước tỉ số truyền uđ của bộ truyền đai thang :
uđ = 2; 2,24; 2,5; 2,8; 3; 3,15; 4 ; 4,5 ; 5
2


vì u =15,2 nên chọn uđ = 3
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hôp giảm tốc
uh = = = 5,07
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền
ut = uđ . uh = 3 . 5,07= 15,21
= = 0 (Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép về tỉ số truyền)
Bảng hệ thống số liệu

Trục
Thông Số
u

Động cơ

I
uđ = 3

II
uh = 5,067

III
unt = 1

N (v/ph)

968

322,67

63,68

63,68

P (kW)

6,58

6,25

6,06

6

64916

184980

908810

899812

T (Nmm)

Trong đó :
n1 = = = 322,67 v/ph
n2 = = = 63,68 v/ph
n3 = n2 v/ph
P2 = = = 6,06 (kW)
P1 = = = 6,25 (kW)
Pm = = = 6,58(kW)
T1 = = = 184980 (Nmm)
T2 = = = 908810(Nmm)
3


T3 = = = 899812 (Nmm)
Tm = = = 64916 (Nmm)

PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI .

1. Chọn loại và tiết diện đai thang .
Chọn loại tiết diện đai thường
Ta có : Pm = 6,58 (kW) – Công suất trên trục bánh đai chủ động
nđc = 968 (v/ph) – Số vòng quay trên trục bánh đai chủ động
u = 3 – Tỷ số truyền của bộ truyền đai
Từ hình 3.2 ta chọn tiết diện đai thang loại
2. Đường kính các bánh đai d1 , d2 .
Theo bảng 3.12 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 (mm)
Vận tốc của đai : vđ = = = 9,12 (m/s) 25 (m/s)
Đường kính bánh đai bị dẫn : = = 545,45 (mm)

Ta chọn đường kính bánh đai bị dẫn d2 = 545 (mm)

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai
uđ = = = 3,06
sai lệch tỉ số truyền = .100% = 2% ( Thỏa mãn điều kiện )
3. Khoảng cách trục a .
Sơ bộ chọn khoảng cách trục a theo bảng 3.14 dựa theo tỉ số truyền u và đường kính
bánh đai d2 .
Chọn a/d2 = 1 suy ra a = 1.d2 = 545 (mm)
4


Ta có 0,55.(d1+d2) + h a 2.( d1+d2 )
0,55.(180+545) + 10,5 545 2.( 180+545 )
409,25 545 1450 ( Thỏa mãn điều kiện )
Trong đó h : chiều cao của đai thang

4. Chiều dài đai l .
Ta có : l =
l = 2.545 + .(180+545)+ = 2289,94 (mm)
Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai l = 2240 (mm)
5. Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ .
i = = = 3,648 imax = 10 (Thỏa mãn điều kiện )
Khoảng cách trục ( a ) theo chiều dài đai tiêu chuẩn l : l =2240 (mm)
a=
Trong đó : = = 1361,17
= = = 182,5
a = = = 655,17 655 ( mm )
6. Góc ôm .
= = =

(Thỏa)

7. Xác đính số đai z .
z=
Trong đó :Pm - công suất trên trục bánh đai chủ động Pm = 6,58 (kW)
[P0] - công suất cho phép,
tra bảng 3.19[1] ta được [P0]=5,57 (kW)
Kd - hệ số tải trọng động,
tra bảng 3.7[1] ta được Kd=1,1
Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,
C = 1 - 0,0025( - α1) = 1- 0,0025 ( - 148,24 ) = 0,92
C1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
Ta có lo = 2240 , l =2240 nên l/lo = 1
5

Tra bảng ta được C1 = 1
Cu - hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
u=3,06 tra bảng 3.17 Cu =1,14
Cz - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
dây đai
Ta có Pm /[P0] = 1,18 nên ta được Cz = 1
z = = = 1,24
Chọn z = 2
8. Chiều rộng bánh dai .
B = (z-1).t +2e = ( 2-1).19+2.12.5 = 44(mm)
9. Đường kính ngoài của bánh đai da.
da1 = d1 + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
da2 = d2 +2ho = 545 +2.4,2 = 553,4 (mm)
10. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
 Lực căng được xác định :
Fo =
Trong đó : Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra Fv = qm.v2 (qm – khối lượng 1 mét chiều
dài đai 4.22)
v – vận tốc vòng m/s
Pm – công suất trên trục bánh đai chủ động
Fo = = + 0,178.9,122 = 315,24 (N)
 Lực tác dụng lên trục :
Fr = 2Fo .z.sin() =2.315,24.2.sin) = 1212,84 (N)

6


Bảng kết quả tính toán .
Thông số

Kí
hiệu

-

Đơn
vị
-

d1

180

mm

d2

545

mm

ud

3,06
0,01
655
148,24
2240
2
44

188,4
553,4
315,24
1212,84

mm
Độ
mm
mm
mm

Loại tiết diện đai
Đường kính bánh đai
nhỏ
Đường kính bánh đai
lớn
Tỷ số truyền
Hệ số trượt
Khoảng cách trục
Góc ôm
Chiều dài đai
Số đai
Chiều rộng bánh đai
Đường kính ngoài bánh
đai
Lực căng đai
Lực tác dụng lên trục

a
l

z
B
da1
da2
Fo
Fr

Phần III : THIẾT KẾ BỘ QUYỀN BÁNH RĂNG.
Các thông số đầu vào :
P1 = 6,25 ( kW )
n1 = 322,67 (v/ph)
u = 5,067
Thời gian sử dụng : 300.5.2.6 = 18000 ( Giờ )
Tải trọng không thay đổi

7

Giá trị

N
N


1. Chọn vật liệu làm bánh răng.
Tra bảng 6.1 ta chọn :
Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 241 285 , có giới hạn bền
= 850 MPa , có giới hạn chảy = 580 MPa

Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 192 240 , có giới hạn bền
= 750 MPa , có giới hạn chảy = 450 MPa

2. Xác định ứng xuất cho phép .

Ứng suât tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép [] được xác định theo công
thức:
[] = .
[] =.KFC
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350
= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; = 1,8HB ; SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 250 ; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 235 khi đó :
= 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa ; = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa
= 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa ; = 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 MPa
Theo ( 6.5 ) NHo1 =30 = 30.2502,4 = 1,7.107
NHo2 =30 = 30.2352,4 = 1,47.107
Theo ( 6,6 ) NHE2 = 60cn = 60.1.322,67/5,067.18000 = 6,88.107
NHE2 NHo2 do đó KHL2 = 1
NHE1 NHo1 do đó KHL1 = 1
Như vậy theo (6.1a) sơ bộ xác định được :
[] = .
[] = . = = 518 MPa
[] = . = = 490,9 491MPa
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (6.12)
[] = = = 504,5 MPa
8


Theo ( 6,6 ) NHF2 = 60cn = 60.1.322,67/5,067.18000 = 6,88.107
NHF2 NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1
Suy ra NHF1 NFO = 4.106 do đó KFL1 = 1
[] =.KFC = = 257,1 MPa
[] =.KFC = = 241,7 MPa

Ứng suất quá tải cho phép :
=2,8. = 2,8 . 450 =1260 MPa
=0,8. = 0,8 . 580 = 464 MPa
=0,8. = 0,8 . 450 = 360 MPa

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục .
Khoảng cách trục được xác định theo công thức :
aw = Ka (u1 + 1 )

Trong đó :

Theo bảng 6.5 vì bánh răng là răng tụ răng nghiêng nên K a= 43
u1 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u1=5,067
T1 = = = 184980 (Nmm)
[] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [] =1260 (MPa)
- hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được =0,3
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi
tính về tiếp xúc, phụ thuộc vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số
Vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên
= 0,53 (u+1)
= 0,53. 0,3 . ( 5,067 + 1 ) = 0,96
Tra bảng 6.7 ta được = 1.15

9


Suy ra : aw = Ka (u1 + 1 ) = 43(5,067 + 1 ) = 213,72 (mm)
Chọn aw = 213 (mm)
4. Xác định thông số ăn khớp .

Xác định modun m
m = (0.01 0.02 ) aaw = (0.01 0.02 ) . 213 = 2,13 4,26
Theo bảng 6.8 bảng trị số tiêu chuẩn của modun ta chọn m = 3
Vì hộp bộ truyền là bánh răng trụ răng nghiêng nên chọn = 100 , do đó cos =
0,9848
Từ công thức 6.31 ta tính được số răng bánh nhỏ :
z1 = = = 23,05 ta chọn z1 = 23
Số răng bánh lớn z2 = u z1 = 5,067 . 23 = 116,54 ta chọn z2 =117
Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là :
ut = = 5,087
sai lệch tỉ số truyền = .100% = . 100% = 0,39 % ( Thỏa mãn )
cos = = = 0,9859suy ra = 9o37’
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền được tính theo :
= ZM.ZH.Z
Trong đó :
ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5[1] ta có
ZM = 274 (MPa)1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , tra bảng 6.12 ta có Z H = 1,76
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- hệ số trùng khớp dọc : = = = 1,13
bw : chiều rộng vành răng bw = . aw = 0,3 . 213 = 63,9 (mm)
Vì = 1,13 nên :
Z = = = 0,77
: hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức
= [1,88-3,2( + )]cos = [1,88-3,2( + )]cos9,63 o=1,69
10


dw1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw1 = = = 69,99 (mm)
Ta có vận tốc vòng của bánh răng : v = = = 1,18 (m/s)
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : KH = . .
Với v=1,18 (v/ph) tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
chọn = 1,13 , = 1,37
theo 6.42 vH = δH gov = 0,002.73.1,18. = 1,11
Trong đó theo bảng 6.15 δH = 0,002; theo bảng 6.16,go = 73
Do đó theo 6.41 = 1+ = 1 + = 1,0118 1
KH = . . = 1,15.1.13.1 = 1,3
Suy ra = ZM.ZH.Z = 274.1,74.0,77 = 497,76
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo 6.1 với v = 1,18 (m/s) 5 (m/s) , Zv = 1 , với cấp chính xác động học là 9 ,
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 2,5
1,25 , do đó ZR = 0,95 với da 700 , KxH =1
[H] = [H] Zv ZR KxH = 504,5 . 1 . 0,95 . 1 = 479,76
Ta có : [H] = 3,7% 4% thì ta có thẻ giữ nguyên kết quả tính toán và chỉ cần tính lại
chiều rộng vành răng bw suy từ 6.33
bw = aw ()2 = 0.3 . 213 . ()2 = 68,78 ( mm )
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc .
Đề đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định
theo công thức (6.43)
-

= []
=

[]

Trong đó : T1 - momen xoắn trên trục bánh răng chủ độn
m - môđun pháp

bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vòng lăn
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp răng
Y = 1/ với hệ số trùng khớp ngang đã tính ở trên
Y = 1/ = 1/ 1,69 = 0,59
11


- hệ số kể đến độ nghiêng của răng
= 1 - /140 = 1 - /140 = 0,9312
YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh răng 1 và bánh răng 2 phụ thuộc
vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh tra trong bảng 6.18
Z v1 = = = 23,66
Z v2 = = = 120,37
Tra bảng 6.18 tra được Y F1 = 4 , YF2 = 3,6
KF

- hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF =

Trong đó : – hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 ta được
= 1,27
–hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7 ta được = 1,32
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
= 1+ = 1+ = 1,03
với vF = . go . v . = 0,006.73 . 1,18 . = 3,34
tra bảng 6.15 : = 0,006

tra bảng 6.16 : g o = 73
Suy ra KF = 1,32 . 1,27 . 1,03 = 1,73
Suy ra = = = 98,97 ( MPa)
= = = 89,07 ( MPa)
modun pháp m = 3 mm Ys = 1,08 -0,0695ln(3) =1,004 , YR = 1 vì da < 400 mm nên
KxF = 1 thay các giá trị vào ta được
[] = [] Ys YR KxF = 257,1.1,004.1.1 = 258,13 ( MPa )
[] = [] Ys YR KxF = 241,7.1,004.1.1 = 242,67 ( MPa )

12


= 98,97 MPa < [] = 258,13 MPa
= 89,07 MPa < ] = 242.67 MPa
vậy thỏa điều kiện độ bền uốn
7. Kiểm nghiệm răng về độ quá tải .
Hệ số quá tải Kqt = = 1
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa mãn
điều kiện sau :
= . [ ] max
=497,76. = 497,76 1260 MPa
Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng , ưng suất uốn cực
đạt tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép tức là :
= . [ ] max
= 98,97 .1 = 98,97 464 MPa
= 89,07.1 = 89,07 360 MPa
Thỏa mãn điều kiện quá tải
8. Các thông số và kích thước của bộ truyền .
Khoảng cách trục
Môdun

Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng
Số răng

aw = 213 mm
m=3
bw = 68,78 mm
u = 5,087
= 9o37’58”
Z1 = 23
Z2 = 117

Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia

x1 = x2 = 0
d1 = mZ1/ cos = 69,99mm
d2 = mZ2/ cos = 356,01 mm

Đường kính vòng đỉnh răng

da1 = d1 + 2m = 75,99 mm
da2 = d2 + 2m = 362,02 mm

Đường kính vòng đáy răng
13

df1 = d1 – 2,5m = 62,49 mm

df2 = d2 – 2,5m = 348,52 mm

TÀI LIỆU THAM KHẢO :

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1:Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy (NXB Đại Học Quốc Gia 2016) - Văn
Hữu Thịnh

14


Contents
LỜI NÓI ĐẦU....................................................................................................................2
SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:......................................................................................................1
Phần 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.......................................2
1. Chọn động cơ điện ................................................................................................2
2. Phân phối tỉ số truyền ...........................................................................................3
Bảng hệ thống số liệu...................................................................................................3
PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI ................................................................................4
1. Chọn loại và tiết diện đai thang ............................................................................4
2. Đường kính các bánh đai d1 , d2 ............................................................................4
3. Khoảng cách trục a ...............................................................................................5
4. Chiều dài đai l .......................................................................................................5
5. Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ .................................................................................5
6. Góc ôm ..................................................................................................................6
7. Xác đính số đai z ...................................................................................................6
8. Chiều rộng bánh dai ..............................................................................................7
9. Đường kính ngoài của bánh đai da.........................................................................7
10.

Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục ........................................................7

Bảng kết quả tính toán ................................................................................................8
Phần III : THIẾT KẾ BỘ QUYỀN BÁNH RĂNG....................................................................8
1. Chọn vật liệu làm bánh răng..................................................................................8
2. Xác định ứng xuất cho phép .................................................................................9
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục ........................................................................10
4. Xác định thông số ăn khớp .................................................................................11
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.................................................................12
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ................................................................13
7. Kiểm nghiệm răng về độ quá tải .........................................................................15
8. Các thông số và kích thước của bộ truyền .........................................................15
TÀI LIỆU THAM KHẢO :..................................................................................................16