ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp ( thuyết minh + bản vẽ )

Trang 1

Đồ án thiết kế máy

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ
khí. Mặt khác, một nền cơng nghiệp phát triển khơng thể thiếu một nền cơ khí hiện
đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống trục dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết
lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một kỹ sư tương lai.
Đồ án môn học thiết kế máy trong ngành cơ khí là một mơn học giúp sinh viên ngành
cơ khí làm quen với những kĩ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu tốt hơn, vận
dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngồi ra, mơn học này
cịn giúp sinh viên củng cố kiến thức của các môn học liên quan. Vận dụng sáng tạo và
phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong q trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận
tình của giáo viên hướng dẫn thầy Th.S NQB và các thầy bộ môn trong khoa kỹ thuật
công nghệ.
Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.

Sinh viên thực hiện
LNB

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Đồ án thiết kế máy

Trang 2

Chương 1: GIỚI THIỆU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
1.1. HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ MỘT CẤP.
1.1.1. Giới thiệu về hộp giảm tốc.
Hộp giảm tốc là một thiết bị không thể thiếu đối với các máy móc cơ khí, nó có
nhiệm vụ biến đổi một vận tốc ban đầu thành một hay nhiều vận tốc ở đầu ra (tuỳ
thuộc vào công dụng của máy) tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và
truyền cơng suất từ động cơ đến máy cơng tác.
Có nhiều loại hộp giảm tốc và được phân chia theo từng đặc điểm riêng biệt:
- Loại truyền động: hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng, hộp giảm tốc
bánh răng trụ răng nghiêng, răng nón, hộp giảm tốc bánh răng trụ - trục
vít,...
- Số cấp: hộp giảm tốc một cấp, hai cấp hay nhiều cấp.
- Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian: hộp giảm tốc đặt nằm
nghiêng, nằm ngang hay thẳng đứng,...
- Đặc điểm của sơ đồ động: hộp giảm tốc triển khai, hộp giảm tốc đồng trục,
hộp giảm tốc có cấp tách đai.
=> Kết luận: Theo nhiệm vụ đồ án được giao là thiết kế hộp giảm tốc bánh răng
trụ 1 cấp.
1.1.2. Đặc điểm của hộp giảm tốc.
a. Ưu điểm:
Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng, tạo thành một tổ
hợp đặc biệt để giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ sang máy công tác.
Hiệu suất cao, có khả năng truyền những cơng suất khác nhau, tuổi thọ lớn hơn, làm
việc chắc chắn và sử dụng đơn giản. Phạm vi công suất, vận tốc và tỉ số truyền khá
rộng.
b. Nhược điểm:
Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp tải trọng phân bố không đồng đều trên các ổ trục
được chọn theo phản lực lớn nhất, vì vậy kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc

lớn.
Khó bơi trơn các bộ phận trong hộp giảm tốc, trọng lượng hộp giảm tốc lớn, bột
kim loại và bụi bẩn rơi vào chổ ăn khớp giữa các bánh răng làm chóng mịn răng,
trong q trình làm việc gây ra tiếng ồn.

1.2.

ĐẶC ĐIỂM CỦA CÁC BỘ TRUYỀN.
1.2.1. Đặc điểm của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
a. Nguyên lý làm việc.

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Đồ án thiết kế máy

Trang 3

Truyền động bánh răng gồm bánh răng dẫn, bánh răng bị dẫn. Truyền động
bánh răng là phương pháp truyền, chuyển động công suất nhờ sự ăn khớp của các răng
trên các bánh răng.
b. Ưu nhược điểm của truyền động bánh răng.
+ Ưu điểm:
• Đảm bảo độ chính xác truyền động (v, i) vì khơng có sự trượt.
• Tỷ số truyền cố định.
• Có thể sắp đặt vị trí tương đối giữa các cặp bánh răng ăn khớp theo những
góc mong muốn trong khơng gian (song song, chéo hay vng góc với

nhau).
• Hiệu suất cao ƞ= 0,96ữ0,98, thm chớ = 0,99 cho mt cp bỏnh rng.
ã Kích thước bộ truyền tương đối nhỏ gọn, khả năng tải lớn.
• Tuổi thọ và độ tin cậy cao.
• Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng.
+ Nhược điểm:
• Khơng thực hiện được truyền động vơ cấp.
• Khơng có khả năng tự bảo vệ an tồn khi q tải.
• Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn.
• Địi hỏi độ chính xác cao trong chế tạo (chế tạo tương đối phức tạp) và lắp
ráp.
• Chịu va đập kém vì độ cứng của bộ truyền khá cao.
c. Phạm vi sử dụng.
• Tốc độ có thể đạt tới 140 m/s.
• Cơng suất truyền được có thể rất nhỏ (0.1 kW) như trong các dụng cụ đo

•

và cơ cấu điều khiển, đến khá lớn (300 kW) như trong các máy mỏ, máy
xây dựng và làm đường, hoặc rất lớn (100.000 kW) như trong các máy
phát điện.
Tỉ số truyền (của 1 cặp bánh răng) có thể từ 1 đến 10 hoặc cao hơn.

1.2.2. Truyền động đai.

SVTH: LNB
DCK

Lớp:

Đồ án thiết kế máy

Trang 4

Hình 1.1: Bộ truyền đai
a. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của bộ truyền đai.
Bộ truyền đai làm việc theo nguyên lý ma sát: công suất từ bánh chủ động (1)
truyền cho bánh bị động (2) nhờ vào ma sát sinh ra giữa dây đai (3) và bánh đai (1),
(2).
b. Ưu nhược điểm của bộ truyền đai.
Ưu điểm:
• Có thể truyền động giữa các trục cách xa nhau (<15m).
• Làm việc êm, khơng gây ồn ào nhờ vào độ dẻo dai nên có thể truyền
động với vận tốc lớn.
• Nhờ vào tính chất đàn hồi của đai nên tránh được dao động sinh ra do tải
trọng thay đổi tác dụng lên cơ cấu.
• Đề phòng sự quá tải của động cơ nhờ vào sự trượt trơn của đai khi quá
tải.
• Kết cấu và vận hành đơn giản, giá thành rẻ.
Nhược điểm:
• Kích thước bộ truyền đai lớn hơn so với cá bộ truyền khác: xích, bánh
rang ( lớn hơn khoảng 5 lần so với bộ truyền bánh răng nếu truyền cùng
cơng suất ).
•
Tỉ số truyền làm việc thay đổi do hiện tượng trượt đàn hồi giữa đai và
bánh đai (ngoại trừ đai răng).
• Tải trọng tác dụng lên trục và ổ đỡ lớn (thường gấp 2-3 lần so với bộ
truyền bánh răng) do phải có lực căng đai ban đầu.
• Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao.

c. Phạm vi sử dụng.
Bộ truyền đai thường dùng để truyền công suất không quá 40 – 50kW, vận tốc
khoảng 5-30m/s. Tỷ số truyền i của đai dẹt thường không quá 5, đối với đai thang
không quá 10.
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Đồ án thiết kế máy

Trang 5

1.2.3. Truyền động xích.

Bộ truyền xích gồm đĩa xích dẫn 1, đĩa bị dẫn 2 và dây xích 3.
Nguyên lý làm việc của bộ truyền xích: xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục
dẫn I sang trục bị dẫn II nhờ vào sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích.
Các trục của bộ truyền xích song song nhau, có thể trong bộ truyền có nhiều bánh xích
bị dẫn. Ngồi ra, trong bộ truyền xích có thể có bộ phận căng xích, bộ phận che chắn
và bộ phận bơi trơn.
• Ưu điểm:
So với bộ truyền đai, bộ truyền xích có các ưu điểm sau:
- Khơng có hiện tương trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải
đột ngột, khơng địi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ đỡ nhỏ.
- Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và
số vịng quay.
- Bộ truyền xích truyền cơng suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh
xích, do đó góc ơm khơng có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và

do đó có thể truyền cơng suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
- Có thể truyền chuyển động giữa các trục khá xa nhau (Amax= 8 m).
- Khả năng tải cao hơn đai, hiệu sut truyn ng cao hn, t = 0,96ữ0,98.
ã Nhc im:
Do sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích khơng theo đường trịn, mà theo
hình đa giác, do đó khi vào khớp và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với
nhau và bản lề xích bị mịn, gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ
số truyền tức thời thay đổi vận tốc tức thời của xích và bánh bị dẫn thay đổi, và
phải có bộ phận điều chỉnh xích.
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Đồ án thiết kế máy

Trang 6

• Phạm vi sử dụng:
Bộ truyền xích dược sử dụng, khi truyền chuyển động và cơng suất giữa các
trục song song có khoảng cách trục A≤ 8m . Truyền động xích được sử dụng
rộng rãi trong máy nông nghiệp và máy vận chuyển (xe đạp, xe máy…), trong
máy công cụ và tay máy công nghiệp .v.v.., với cơng suất nhỏ và trung bình (N≤
110kW), tốc độ xích đến 15 m/s và tỉ số truyền i≤ 8.
1.2.4. Các vấn đề bôi trơn của hệ thống
a. Bôi trơn bộ phận ổ.
Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm các ma sát giữa các chi tiết lăn, chống
mịn, tạo điều kiện thốt nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt của chi tiết không bị han gỉ, giảm
tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bám.

Việc chọn hợp lí loại dầu và cách bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của bộ phận ổ.
Khi chọn cách bôi trơn cần chú ý đến điều kiện sau:
Vận tốc vòng ổ quay.
Tải trọng tác động.
Nhiệt làm việc và đặc điểm của môi trường xung quanh.
Chất bôi trơn thường dùng là dầu hoặc mỡ.
Trong thực tế khi vận tốc dưới 4-5m/s đều có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn bộ
phận ổ. Khi vận tốc lớn hơn 5m/s chỉ dùng dầu để bôi trơn, và khi vận tốc càng lớn ta
chọn độ nhớt càng cao.
b. Bôi trơn hộp giảm tốc.
Để giảm mất mát cơng suất vì ma sát, giảm mài mịn răng, đảm bảo thốt nhiệt
tốt và đề phịng các thiết bị không bị gỉ, chúng ta cần phải bôi trơn lien tục các bộ
truyền trong hộp giảm tốc. việc chọn hợp lý dầu, độ nhớt và phương pháp bôi trơn sẽ
làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền, nâng cao tuổi thọ của hộp giảm tốc.

Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc:
+ Bôi trơn lưu động.
+ Bôi trơn ngâm dầu.
Các loại dầu thường để bôi trơn hộp giảm tốc:
+ Dầu công nghiệp.
+ Dầu tua bin.
+ Dầu ô tô máy kéo AK10 và AK15
Vì hộp giảm tốc này có vận tốc nhỏ nên ngâm các bánh răng trong hộp dầu.
=> Vậy chọn phương pháp ngâm dầu để bôi trơn hộp giảm tốc.
SVTH: LNB
DCK

Lớp:

Trang 7

Đồ án thiết kế máy

c. Bôi trơn bộ truyền xích.
Đây là vấn đề có ảnh hưởng rất lớn đến tuổi thọ của xích: khi vận tốc v ≤ 4m/s,
sử dụng phương pháp bôi trơn định kỳ; khi vận tốc v ≤ 6m/s, sử dụng phương pháp bôi
trơn nhỏ giọt; khi vận tốc v ≥ 6m/s, tốt nhất là bôi trơn liên tục bằng cách ngâm một
đĩa trong dầu.

Chương 2: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Các số liệu cho trước:
P(N)
(Lực tác dụng)

v (m/s)
(Vận tốc băng tải)

11400

0,8

D(mm)
(Đường kính
tang)
400

t(năm)
Thời gian
5

ca/
ngày

giờ/
ca

2

6

2.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
Để chọn động cơ điện cần tính cơng suất cần thiết.
Gọi N là cơng suất trên băng tải.
η là hiệu suất chung.
Nct là công suất cần thiết thì :

N ct =

SVTH: LNB
DCK

N

η
Lớp:


Trang 8

Đồ án thiết kế máy

N=

P.v 11400.0,8
=
= 9,12( kW)
1000
1000

2
η =ηd .ηbr .ηo2 .ηx .ηkn
: là tích hiệu suất của bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị.

Trong đó: : Hiệu suất của bộ truyền đai.
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
: Hiệu suất của bộ truyền xích.
: Hiệu suất của khớp nối.
Vậy:

= 0,95 . 0,97 . 0,992 . 0,92 . 1 = 0,83

-Tính cơng suất cần thiết:
N ct =

N 9,12
=
= 10,99 (kW)
η

0 .8

Chọn động cơ điện.
Để hệ thống làm việc được thì ta phải chọn động cơ có cơng suất thỏa mãn điều
kiện: Nđc

2P
[ 1] , ta chọn động cơ kiểu A02-61-4 có cơng suất
322

Nct. Tra bảng

Nđc = 13 kW, số vòng quay động cơ nđc = 1460

( v ph )

2.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
- Xác định tỉ số truyền chung.

i=
nt

nđc
nt

: số vòng quay của tang.

(

nt =

60.1000.v 60.1000.0,8
=
= 38, 21 vg
ph
π .D
3,14.400

i=

nđc
1460
=
= 38,2
nt
38,2

)

Phân phối tỉ số truyền.

i =id .ix .ibr

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 9

Đồ án thiết kế máy

Trong đó:

Tra bảng

id: tỉ số truyền của đai.
ix: tỉ số truyền của bộ truyền xích.
ibr: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.

2− 2
[1] ta chọn:
32

• id = 4
• ix = 2
suy ra: ibr =

i
38, 21
=
= 4, 77
id .ix
4.2

2.3. TÍNH TỐN TỐC ĐỘ QUAY TRÊN CÁC TRỤC.
- Trục I:

nI =

(

nđc 1460
=
= 365 vg
ph
id
4

)

-Trục II:

nII =

nI
365
vg

=
= 76,5


ph


ibr
4,77

-Trục III:

nIII =

nII 76,5
=
= 38,25 vg 
 ph 
ix
2

2.4. TÍNH CƠNG SUẤT TRÊN CÁC TRỤC.
- Cơng suất danh nghĩa trên trục I:

N I = ηkn .ηd .ηo .N ct = 1.0, 95.0, 99.10, 99 = 10, 33 ( kW )
- Công suất danh nghĩa trên trục II:

N II =ηbr .ηo .N I = 0, 97.0, 99.10, 33 = 9, 92 ( kW )
- Công suất danh nghĩa trên trục III:

N III =ηkn .ηx .N II =1.0, 92.9, 92 = 9,12 ( kW )
2.5. TÍNH MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
- Trục động cơ:

M đc = 9, 55.106

N ct
10, 99
= 9, 55.106
= 71887 ( N .mm )

nđc
1460

- Trục I:
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 10

Đồ án thiết kế máy

M I = 9, 55.106

NI
10, 33
= 9, 55.106
= 270278 ( N .mm )
nI
365

- Trục II:
M II = 9, 55.106

N II
9, 92
= 9, 55.106
= 1238379 ( N .mm )

nII
76, 5

- Trục III:
M III = 9, 55.106

N III
9,12
= 9, 55.106
= 2277020 ( N .mm )
nIII
38.25

Bảng hệ thống các số liệu tính được
Trục
Trục động cơ
Thơng số
i
n (vg/ph)
N (kW)
M (N.mm)

id = 4
1460
10,99
71887

Trục I

Trục II

ibr = 4,77

365
10,33
270278

76,5
9,92
1238379

Trục III
ix = 2
38,25
9,12
2277020

Chương 3: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
3.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
3.1.1. Chọn loại đai.
Vì vận tốc của băng tải thấp và số vòng quay của tang nhỏ nên ta chọn bộ truyền
đai thang đặt liền với động cơ. Sở dĩ chọn đai thang vì kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, có
thể làm việc với vận tốc lớn. Tra bảng

2P
[ 1] .Ta chọn động cơ A02-61-4 có cơng suất
322

Nđc = 13 kW, số vòng quay của động cơ n đc = 1460( v/ph), ta giả thiết vận tốc đai v >5
(m/s). Có thể dùng đai loại B hoặc Б bảng

5 − 13
5 −11
[1]
[ 1] và bảng
93
92

Loại đai

B

SVTH: LNB
DCK

Б
Lớp:


Trang 11

Đồ án thiết kế máy

Kích thước tiết diện đai
a

22 13,5

17 10,5

230

4,8
19

138
4,1
14

h (mm)

Diện tích tiết diện F (mm2)
h0
ao

Hình 3.1: Đai thang
3.1.2. Xác định đường kính bánh đai nhỏ.
 Chọn theo loại đai B:
Tính sơ bộ theo cơng thức: D1 = 1,25.Dmin. Tra bảng

6.1b
[ 2] , Dmin = 200 (mm).
74

Vậy D1 = 1,25.200 = 250 (mm). Chọn D1 = 250 (mm) theo bảng
-

5 − 15
[ 1] .
93

Kiểm ngiệm vận tốc bánh đai :

π.n.D1
3,14.1460.250
v=
=
=19,1 (m/s).
60.1000

60.1000

v < vmax = (30 ÷ 35) m/s. Thỏa điều kiện.
3.1.3. Xác định đường kính bánh đai lớn.
Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo cơng thức sau:
D2 = id D1 (1 − ξ )
Với đai thang ξ= 0,02( hệ số trượt của đai), trang 84 [ 1]
D2 = id D1 (1 − ξ ) =4.250.(1-0,02) = 980 (mm).

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 12

Đồ án thiết kế máy

Vậy ta chọn D2 theo chuẩn tronh bảng

5 −15
[ 1] , D2= 1000 (mm)

93

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn theo công thức
n’2 = ( 1 −ξ )

(

D1
250
n1 = ( 1 −0, 02 )
1460 = 357, 7 vg
ph
D2
1000

Tỷ số truyền thực:
Sai số:

∆i =

5 −8
[1] :
85

itt =

)

n1 1460
=

= 4,08.
n '2 357, 7

itt − id
4, 08 − 4
.100% =
.100% = 2 % sai số này nằm trong khoảng
4
id

cho phép (2% < 5%).
3.1.4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A.
Với id = 4 tra bảng (

5 − 16
[ 1] ) chọn A = 0,95D2 = 0,95.1000 = 950(mm)
94

3.1.5. Tính chiều dài L theo khoảng cách sơ bộ A.
Tính sơ bộ theo cơng thức (

5 −1
[ 1] )
83

2
π
D − D1 )
(D1+D2) + ( 2
4. A

2
2
π
1000-250 )
(
L = 2.950+ (250+1000)+
= 4010,5 (mm).
2
4.950

L = 2A+

Chọn theo tiêu chuẩn, lấy L =4000 (mm) bảng (
-

5 − 12
[ 1] )
92

Kiểm nghiệm số vòng quay u trong 1 giây theo công thức (
u=

5 − 12
[ 1] ) :
92

v
19,1
=
−3 = 4,78

L 4000.10

3.1.6. Xác định chính xác khoảng cách trục A.
- Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai L = 4000 (mm)
Ta có cơng thức (

SVTH: LNB
DCK

5−2
[ 1] )
83

Lớp:


Trang 13

Đồ án thiết kế máy

2
2.L −π. ( D 2 +D1 ) + 
2.L −π.( D2 +D1 ) ] −8.( D2 −D1 )
8
2

A=

2
= 2.4000 − 3,14. ( 1000 + 250 ) + 2.4000 − 3,14.(1000 + 250) ] − 8.(1000 − 250)

8
2

= 944 (mm)
-

Kiểm tra theo điều kiện (

5 − 19
[ 1] )
94

0,55(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2(D1+D2)
⇔ 0,55(250+1000)+13,5 ≤ 944 ≤ 2(250+1000)
701 < 944 < 2500
Vậy thỏa mãn điều kiện.
3.1.7. Tính góc ơm α1 và kiểm nghiệm điều kiện.
α1 = 180o −

D2 − D1 o
1000 − 250 o
57 = 180o −
57 = 135o > 120o , vậy thỏa điều kiện.
A
944

3.1.8. Xác định số đai cần thiết.
Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và
bánh đai.
2

Chọn ứng suất căng ban đầu σ 0 = 1, 2 ( N / m ) và theo chỉ số D1 tra bảng ta có các hệ

số:

σ p  = 1,84 ứng suất có ích cho phép (tra bảng 5 − 17 [ 1] )
0
95
cα = 0,875 Hệ số ảnh hưởng góc ơm (tra bảng

5 − 18
[ 1] )
95

ct = 0,8 Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (tra bảng
cv = 0,868 Hệ số ảnh hưởng vận tốc (tra bảng

5−6
[ 1] )
89

5 − 19
[ 1] )
95

F = 230 mm2 : Diện tích tiết diện đai.
v = 19,1m/s : Vận tốc đai.
Số đai cần thiết được xác định theo công thức

Z≥

5 − 22
[ 1]
95

1000.N ct
1000.10, 99
=
= 2, 24
v. σ p  .ct .cα .cv .F 19,1.1,84.0,8.0,875.0,868.230
0

Lấy số đai Z = 3.
3.1.9. Xác định các kích thước chủ yếu của bánh đai.
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 14

Đồ án thiết kế máy

Chiều rộng bánh đai : B= (Z-1)t+2s
Tra bảng (

10 − 3
[ 1] )ta có: t = 26, h0 = 6, s =17
257

⇒ B = ( 3 – 1).26 + 2.17 = 86 (mm).

Đường kính ngồi cùng của bánh đai:
Bánh dẫn Dn1 = D1+2ho= 250 + 2.6 = 262 (mm)
Bánh bị dẫn Dn2 = D2 + 2ho = 1000 + 2.6 = 1012(mm)
3.1.10. Tính lực căng ban đầu so và lực tác dụng lên trục R.
- Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S0 = σ 0 .F= 1,2.230 = 276 (N). (

5 − 25
[ 1] )
96

- Lực tác dụng lên trục:
R = 3S0.Z.sin

α1
5 − 26
1350
[ 1] )
) = 2295 (N). (
=3.276.3.sin (
96
2
2

 Tương tự tính như loại đai B, ta cũng tính cho loại đai Б.
Ta có:
Loại đai
Tiết diện đai h, (mm)

Diện tích tiết diện F, (mm2)
Định dường kính bánh đai nhỏ D1, (mm)

B
22×13,5
230
250

Б
17×10,5
138
160

19,1

12,2

980

627,2

Lấy D2 theo tiêu chuẩn bảng (5-15), (mm)

1000

630

Số vòng quay thực của trục bị dẫn n2’

357,7

363,4

950

598,5

4010,5
4000

3232,6
3150

Kiểm nghiệm vận tốc đai v=

π .1460.D1
60000

max

vTính đường kính D2
D2=iD1(1-ξ) với đai hình thang
ξ =0,02,(mm)

(1-0,02).1460. D1 , (mm)
D2

Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng
(5-16) A=0,95D2, (mm)

Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục
A, (mm)
Lấy L theo tiêu chuẩn, (mm)
Xác định chính xác khoảng cách trục A theo
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 15

Đồ án thiết kế máy

L tiêu chuẩn, (mm)
Góc ơm α1, (độ)
Số dây đai cần thiết Z, (đai)
Lấy số đai Z, (đai)
Chiều rộng đai B, (mm)
Đường kính ngồi cùng của bánh dẫn Dn1,
(mm)
Đường kính ngồi cùng của bánh bị dẫn
Dn2, (mm)
Lực căng ban đầu S0, (N)
Lực tác dụng lên trục R, (N)

944
1350
2,24
3

86
262

925
1510
5,475
6
125
170

1012

640

276
2295

165,6
4809,76

Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại B, tuy có khn khổ lớn hơn
nhưng số dây đai, bề rộng bánh đai và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với phương án
dùng đai loại Б.
3.2. Thiết kế bộ truyền xích.
3.2.1. Chọn loại xích.
Vì bộ truyền làm việc với vận tốc và tải không cao nên ta có thể chọn loại xích ống
con lăn. Ngồi ra xích ống con lăn dễ chế tạo và giá thành rẻ hơn xích răng.
- Cơng suất trục dẫn NII = 9,92 (kw).
- Số vòng quay trục dẫn nII = 76,5 (v/ph).
- Tỉ số truyền ix = 2.

3.2.2. Chọn số răng đĩa xích.
Với tỉ số truyền ix = 2, (tra bảng

6−3
[1]) ta chọn số răng đĩa dẫn Z1= 27 răng và
105

số răng đĩa bị dẫn là Z2 = ix.Z1 = 2.27 = 54 răng. Chọn Z2 = 55 răng
3.2.3. Tính bước xích t.
- Tính hệ số điều kiện sử dụng theo cơng thức

(

6−6
[ 1] ) :
105

K=kđ.ka.k0.kđc.kb.kc
Trong đó: - kđ =1: Tải trọng làm việc ổn định ít va đập.
- ka = 1: Hệ số xét đến chiều dài xích
Chọn khoản cách trục A = (30÷50)t.
- k0 = 1: Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Góc nghiêng nhỏ hơn 60 0 nên
k0 = 1.
- kđc = 1: Khoảng cách trục điều chỉnh được.
- kb = 1,5: Bôi trơn định kì
SVTH: LNB
DCK

Lớp:

Trang 16

Đồ án thiết kế máy

- kc = 1,25 – Bộ truyền làm việc 2 ca.
Vậy : k = 1 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 1,875.
- Hệ số số răng đĩa dẫn :

kz =

Z 01
25
=
= 0, 926 .
Z1
27

- Hệ số số vòng quay đĩa dẫn : ( Lấy n0l = 200 vg/ph ).

kn =

n01
200
=
= 2, 61
n2
76, 5

- Cơng suất tính tốn theo cơng thức (

6 −7
[ 1] ) :
106

Nt = k . kz . kn . NII = 1,875.0,926.2,61.9,92 = 44,95 (kW).
Tra (bảng

6 −4
[1] ) với n0l = 200 vg/ph chọn xích ống con lăn 1 dãy có bước xích t=
106

44,45 (mm), diện tích bản lề F = 473 (mm2), công suất cho phép [N] = 45,5 (kW).
Dựa vào bảng (

6−1
[1]) ta tìm được kích thước chủ yếu của xích.
103

+ Tải trọng phá hỏng Q = 130000 (N), khối lượng 1 mét xích q = 7,50 kg.
+ Kiểm tra số vòng quay của đĩa xích theo điều kiện (

6− 9
[1]) :
107

n2 ≤ ngh
Theo bảng (

6− 5

[1]), với t = 44,45 mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 27 ta tìm được số vịng
107

quay giới hạn của đĩa dẫn ngh = 450(vg/ph).
Như vậy, điều kiện trên thoả mãn với n2 = 76,5 (vg/ph).
3.2.4. Xác định khoảng cách trục A và số mắc xích X.
Chọn khoảng cách trục sơ bộ theo công thức (

6 − 13
[1]).
108

A = (30 ÷50)t . chọn A = 40t = 40.44,45 = 1778 (mm)
Tính số mắc xích theo cơng thức (

X =

SVTH: LNB
DCK

6−4
[1]):
102

z1 +z2
2A
z −z1 2 t
+
+( 2
) .

2
t
2π
A

Lớp:


Trang 17

Đồ án thiết kế máy
2

27 +55 2.1780  55 −27  44, 45
=
+
+
=121, 59
÷.
2
44, 45
 2.3,14  1780

Chọn số mắc xích X = 122 (mắc xích).
- Kiểm nghiểm số lần va đập trong 1 giây theo công thức (

u=

6 −16
[1]).

108

Z .n
4.v
27.76, 5
= 1 =
= 1,13 < [ u ] = 15
L
15. X
15.122

Vậy thỏa mãn điều kiện.
Với [u] = 15, tra bảng (

6− 7
[1])
109

- Tính chính xác khoảng cách trục A theo công thức (
A=

6−3
[1]).
102

t
Z +Z 2
Z +Z 2 2
Z − Z1 2 ]
[X − 1

+ (X − 1
) −8( 2
)
4
2
2
2π

2 
2
44, 45 
27 + 55
27 + 55 
 55 − 27  


122 −
+ 122 −
A=
÷ −8 
÷
4 
2
2


 2.3,14  



A ≈ 1789 (mm).
- Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng q, ta giảm khoảng
cách trục A một khoảng
ΔA = 0,003A = 0,003.1789 ≈ 5 (mm).
Lấy A = 1789 –5 = 1784 (mm).
3.2.5. Tính đường kính vịng chia của đĩa xích.
+ Đĩa dẫn:
d c1 =

t
44, 45
=
=383 ( mm )
0
180
1800
.
sin
sin
Z1
27

+ Đĩa bị dẫn:
dc 2 =

t
44, 45
=
=778, 6 ( mm )
0

180
1800
.
sin
sin
Z2
55

3.2.6. Lực tác dụng lên trục.

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 18

Đồ án thiết kế máy

Ta tính theo cơng thức (

6 − 17
[1])
109

6.107.kt .N
6.107.1,15.9, 92
R = kt .P =
=

= 7455, 28 ( N ) .
Z .t.n
27.44, 45.76, 5

Với kt = 1,15: Bộ truyền nằm ngang.
Bảng tóm tắt các thơng số của bộ truyền xích.
Thơng số
Bước xích t (mm).
Khoảng cách trục A(mm).
Số mắc xích.
Đường kính vịng chia dc (mm).
Số răng Z (răng).
Lực tác dụng lên trục R (N).

Đĩa dẫn

Đĩa bị dẫn
t = 44,45
1784
122

383
27

778,6
55
7455,28

3.3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG.
Trong q trình làm việc, răng của bánh răng có thể bị hỏng ở mặt răng nhiều

chỗ tróc rỗ , mòn, hoặc hỏng ở chân răng dẫn đến gẫy… trong đó nguy hiểm nhất là
tróc rỗ mặt răng và gẫy răng. Đó là các pha hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất
tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kỳ gây nên. Ngồi ra răng có thể bị biến dạng
dễ gẫy giịn lớp bề mặt , hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng.Vì vậy khi thiết kế cần tiến
hành tính truyển động bánh răng theo các chỉ tiêu sau :
♣ Độ bền tiếp xúc
♣ Độ bền uốn
♣ Kiểm nghiệm răng về độ quá tải
- Yêu cầu: bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc 5 năm, ngày làm việc 2 ca,
mỗi ca 6 giờ.
- Công suất trên trục dẫn N I = 10,33 ( kW), số vòng quay n I = 365 (vg/ph), momen
xoắn MI = 270278 (N.mm).
- Công suất trên trục bị dẫn NII = 9,92 (kW), số vòng quay nII = 76,5 (vg/ph), momen
xoắn MII = 1238379 (N.mm).
3.3.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện.
- Do hộp giảm tốc 1 cấp chịu tải trung bình nên chọn vật liệu chế tạo bánh răng
có độ cứng bề mặt răng HB ≤ 350 .

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 19

Đồ án thiết kế máy

- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn của răng nhỏ lớn
hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25- 50 HB.

- Bánh răng nhỏ: thép 45 thường hoá. theo bảng .
Thông số của thép như sau: theo bảng .
Giả thiết đường kính phơi: ( 100 ÷300 )mm.
Giới hạn bền kéo: σbk = 580 (N/mm2)
Giới hạn chảy: σch = 290 (N/mm2)
Độ rắn: HB = 170 - 220, chọn HB=220.
- Bánh răng lớn thép 35 thường hố, theo bảng
Thơng số của thép như sau: theo bảng

3−6
[ 1] .
39

3−8
[ 1] .
40

Giả thiết đường kính phơi: 300 ÷ 500 (mm)
Giới hạn bền kéo:σbk=480 N/mm2
Giới hạn chảy: σch=240 N/mm2
Độ rắn: HB=140 - 190, chọn HB=190.
(với cả bánh răng lớn và bánh răng nhỏ đều chọn phơi là phơi đúc).
3.3.2. Tính ứng suất cho phép.
3.3.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Theo công thức
-

-

3 −1

[ 1] ta có :
38

Trong đó: [σ]Notx: ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2). Khi bánh răng làm việc
lâu dài phụ thuộc vào độ rắn HB. Theo bảng ta có :
[σ]Notx=2,6.HB (N/mm2).
Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc theo cơng thức ta có:

k N' =
-

[σ]tx =[σ]Notx .

6

N0
N td

N0 = 107 tra bảng : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Trường hợp bánh răng chịu tải trọng khơng thay đổi tính theo:

Ntđ = N = 60.u.n.T
Ntđ : số chu kì tương đương.
n : số vịng quay trong một phút của bánh răng.
u : là số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay được một vịng, u=1.
T: tổng số giờ làm việc, ta có:
T = 2.5.6.300 = 18000 (giờ).
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 20

Đồ án thiết kế máy
-

Số chu kỳ tương đương bánh răng nhỏ:
N td 1 = 60.u1.n1.T = 60.1.365.18000 = 39, 4.107 (N/mm2).

-

-

Số chu kỳ tương đương bánh răng lớn:
( N/mm2). Vì cả hai N td 1 và N td 2 đều lớn hơn N0 = 107, nên hệ số chu kì của
'
''
bánh răng: k N = k N = 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx = [σ]N0tx.

Tra bảng

3 −9
[ 1] , ta
43

có: [σ]N0tx=2,6.HB

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ:
[σtx]1=[σ]N0tx. = 2,6.220.1= 520 (N/mm2).
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn:
[σtx]2=[σ]N0tx. = 2,6.190.1= 494 (N/mm2).
3.3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
Vì phơi đúc, thép thường hố nên lấy hệ số an tồn n=1,8. Hệ số tập trung ứng
suất ở chân răng kσ =1,8.
Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng của thép 45 là:
σ −1 = (0,4
-

0,5)σbk = 0,45 . 580 = 261 (N/mm2).

Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng của thép 35 là:
σ −1 = (0,4

0,5)σbk = 0,45 . 480 = 216 (N/mm2).

- Khi răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động), ứng suất
uốn cho phép được tính theo cơng thức ,

[ σu ] =
-

σ0 .k '' N
n.kσ

(1, 4 ÷1, 6)σ−1.k '' N
=

n.kσ

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[σu ]1

1, 5.σ−1.k '' N
=
n.kσ

== 120,8 (N/mm2).
- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[σu]2 = = 100 (N/mm2).
3.3.3. Chọn hệ số tải trọng K.
Có thể chọn sơ bộ K = 1,3 1,5, chọn K=1,4.

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 21

Đồ án thiết kế máy

3.3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
Chọn bộ truyền chịu tải trọng trung bình chọn ψ A = 0,3 .
3.3.5.

Xác định khoảng cách trục A.

Áp dụng công thức :
2

Asb

1, 05.106  K .N
3
≥(i +1) 
÷
 σtx .i
 ψA .nII
2

 1, 05.106  1, 4.9,92
= (4, 77 +1) 3 
= 285 (mm).
÷.
494.4,
77
0,
3.76,5


3.3.6. Vận tốc vịng của bánh răng.
Áp dụng công thức :

v=

2π. A.nI
2.3,14.285.365
=
=1,88 m
s
60.1000. ( in +1)
60.1000. ( 4.77 +1)

(

)

Theo bảng , thì ta có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác là 9.
3.3.7. Xác định chính xác hệ số tải trọng.
Vì tải trọng không đổi và độ cứng các bánh răng . Nên ta có hệ số tập trung tải
trọng: Ktt = 1
Với V = 1,88 (m/s) và cấp chính xác là 9. Theo bảng , ta chọn được Kđ = 1,45
Vậy hệ số tải trọng K:
K= Ktt . Kđ = 1. 1,45 = 1,45
Hệ số tải trọng K = 1,45 không chênh lệch nhiều so với K sb nên ta lấy A=Asb=285
(mm).
3.3.8. Xác định mô-đun, số răng của bánh răng và chiều rộng bánh răng.
Xác định mô-đun theo công thức ta có:

m = (0, 01 ÷ 0, 02). A = (0, 01 ÷ 0, 02).285 = (2,85 ÷ 5, 7)

-

Tra bảng : ta chọn m = 3
Xác định số răng: công thức :

•

Số răng bánh nhỏ: Z1 =

2A
2.285
=
= 32, 9
m(i +1) 3(4, 77 +1)

Chọn số răng Z1 = 33 (răng).

•

Số răng bánh lớn: Z 2 = i.Z1 = 4, 77.33 = 157, 4 (răng).
Chọn số răng Z2=157 (răng).

-

Chiều rộng bánh răng nhỏ : b1 = ψ A . A = 0,3.285 = 85,5 (mm).
Chọn b1 = 86 (mm)

SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 22

Đồ án thiết kế máy
-

Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 - 10
(mm), nên chọn b2 = 80 (mm).
3.3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Theo cơng thức , có σu =
Trong đó:

Theo bảng

19,1.106.K .N
y.m 2 .Z .n.b

K=1,45 – hệ số tải trọng tra bảng
N: công suất của bộ truyền (kW).
y: hệ số dạng răng.
n: số vòng quay một phút của bánh răng đang tính.
m: mơ-đun.
Ztd: số răng tương đương = Z (bánh răng trụ răng thẳng)
σu: ứng suất uốn sinh ra tại chân răng.
b: bề rộng bánh răng.
: ứng suất uốn cho phép. (N/mm2)
3 −18
[ 1] , chọn hệ số
52

dịch dao là ξ=0, ta được :

Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,4585
Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517
Ứng suất uốn tại chân răng của bánh nhỏ là:
19,1.106.K .N I 19,1.106.1, 45.10,33
=
= 66,9 (N/mm2) < [σ]u1 = 120,8 (N/mm2).
σu1 =
2
2
y.m .Z .n1.b
0, 4585.3 .33.365.86

 Thoả mãn điều kiện.
Ứng suất uốn tại chân răng của bánh lớn:
(N/mm2) < [σ]u2 = 100 (N/mm2).
 thoả mãn điều kiện.
3.3.10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.
* Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Theo công thức

3 − 43
[ 1] ,
53

[σ]txqt = 2,5[σ]Notx
Bánh răng nhỏ:
[σ]txqt1 = 2,5[σ]Notx = 2,5.2,6.HB = 2,5 . 2,6 . 220=1430 (N/mm2).
Bánh răng lớn:
[σ]txqt2 = 2,5[σ]N0tx = 2,5.2,6.HB = 2,5 . 2,6 . 190=1235 (N/mm2).
Ứng suất uốn cho phép: Theo công thức , [σ]uqt=0,8σch
SVTH: LNB

DCK

Lớp:


Trang 23

Đồ án thiết kế máy

Bánh răng nhỏ:
[σ]uqt1 = 0,8σch1 = 0,8 . 290 = 232 (N/mm2).
Bánh răng lớn:
[σ]uqt2 = 0,8σch2 = 0,8 . 240 = 192 (N/mm2).
-Kiểm nghiệm lại sức bền tiếp xúc: Theo công thức

3 − 41
[ 1]
53

,và

3 −13
[ 1]
45

:

σ txqt = σ tx K qt ≤ [ σ ] txqt
Với σtx =
Trong đó: k =1,45 :hệ số tải trọng.

N: công suất trên từng trục.
i: tỉ số truyền bộ truyền bánh răng.
n :số vòng quay của trục.
kqt = 1,4: hệ số quá tải.
+ Đối với bánh dẫn:
σtx1 =

1, 05.106
(i + 1)3 .K .N1 1, 05.106 (4, 77 + 1)3 .1, 45.10,33
×
=
.
= 249, 5
A.i
b.n1
285.4, 77
86.365

N/mm2
Vậy σtxqt1 = 249,5. 1, 4 = 295,2 (N/mm2) < [σ]txqt1 =1430 (N/mm2).
→ Thỏa mãn điều kiện.
+ Đối với bánh bị dẫn:
σtx2 =

1, 05.106 (i + 1)3 .K .N II 1, 05.106 (4, 77 + 1) 3.1, 45.9,92
.
=
.
= 519 (N/mm2).
A.i

b.nII
285.4, 77
80.76,5

Vậy σtxqt2 = 519. 1, 4 = 614,1 < [σ]txqt2 = 1235 (N/mm2).
→ Thỏa mãn điều kiện.
* Kiểm nghiệm sức bền uốn:Theo công thức ,
σuqt = σu.kqt [σ]uqt
Trong đó, σu : ứng suất tại chân răng.
kqt = 1,4: hệ số quá tải.
Bánh dẫn: σuqt1= σu1.kqt = 66,9.1,4 = 93,66 (N/mm2) < [σ]uqt1 = 240 (N/mm2).
→ thỏa mãn điều kiện
Bánh bị dẫn: σuqt2 = σu2.kqt = 59,3.1,4 = 83,02 (N/mm2) < [σ]uqt2 = 208 (N/mm2).
→ thỏa mãn điều kiện
3.3.11. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền.
SVTH: LNB
DCK

Lớp:


Trang 24

Đồ án thiết kế máy

Mơ-đun pháp :
Số răng:

mn=3
Z1=33

Z2=157

Góc ăn khớp:
Chiều cao răng: h = 2,25.m = 2,25 . 3 = 6,75 (mm).
Chiều cao đỉnh răng: ha= m = 3
Chiều cao chân răng: hf =1,25.m = 1,25 . 3 = 3,75 (mm).
Độ hở: C=0,25.m=0,25.3=0,75 (mm).
Đường kính vịng chia:
Bánh nhỏ: dc1 = m.Z1 = 3 . 33 = 99 (mm).
Bánh lớn: dc2 = m.Z2 = 3 .157 = 471 (mm).
d +d
99 + 471
Khoảng cách trục: A = c1 c 2 =
= 285 (mm).
2
2
Chiều rộng bánh răng: b1 = 86 (mm), b2 = 80 (mm).
Đường kính vịng đỉnh răng:
Bánh nhỏ: De1 = dc1 + 2.m = 99 + 2.3 = 105 (mm).
Bánh lớn: De2 = dc2 + 2.m = 471 + 2.3 = 477 (mm).
Đường kính vịng chân răng:
Bánh nhỏ: Di1 = dc1 – 2.m – 2.C = 99 – 2.3 – 2.0,75 = 91,5 (mm).
Bánh lớn: Di2 = dc2 – 2.m – 2.C = 477 – 2.3 – 2.0,75 = 469,5 (mm).
3.3.12. Lực tác dụng lên trục.
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Fa=0.
Theo công thức ta có :
2M I 2.270278
=
Lực vịng: Bánh dẫn: P1 =
= 5460,16 (N).

d c1
99
Bánh bị dẫn: P2 =

2M II 2.1238379
=
= 5192,36 (N).
dc 2
477

Lực hướng tâm: Bánh dẫn: Fr1 = P1.tan = 5460,16.tan200 = 1987,3 (N).
Bánh bị dẫn: Fr2 = P2.tan= 5192,36. tan200 = 1890 (N).
Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thơng số
Số răng
Đường kính vịng chia: (mm)
SVTH: LNB
DCK

Giá trị
Bánh dẫn

Bánh bị dẫn

33

116

dc1 = 99

dc2 = 477
Lớp:


Trang 25

Đồ án thiết kế máy

Đường kính vịng đỉnh răng:(mm)
Đường kính vịng chân răng:(mm)
Chiều rộng bánh răng: (mm)
Mơ-đun

De1 = 105
Di1 = 91,5
b1 = 86

De2 = 354
Di2 = 469,5
b2 = 80
m= 3

Góc ăn khớp: (mm)

α 0 = 20o

Chiều cao răng: (mm)

h = 6,75

Chiều cao chân răng: (mm)

hf = 3,75

Chiều cao đỉnh răng: (mm)

ha = 3

Khoảng cách trục: (mm)

A= 285

Lực vòng: (N)

P1 = 5460,16

P2 = 5192,36

Lực hướng tâm: (N)

Fr1 = 1987,3

Fr2 = 1890

SVTH: LNB
DCK

Lớp: