ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY
Học kỳ II, năm học 2014 – 2015

Sinh viên thực hiện : Phạm Nguyễn Quốc Bảo

MSSV: 21200199

Người hướng dẫn

: TS. Phạm Huy Hoàng

Ký tên:

Ngày hoàn thành

: 08/06/2015

Ngày bảo vệ: 16/06/2015


•
•
•
•
•

Công suất trên trục thùng trộn, P (kW) = 4
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 60
Thời gian phục vụ, L (năm) = 4
Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ
Một năm làm việc 260 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 15 giây; T2 =0,9T ; t2 = 28 giây

Yêu cầu:
01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0; 01 bản vẽ chi tiết

Nội dung thuyết minh
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy
a. Tính toán các bộ truyền đai thang
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực
d. Tính toán thiết kế trục và then
e. Chọn ổ lăn và nối trục
f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác
3. Chọn dung sai lắp ghép
4. Tài liệu tham khảo

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:
..................................................................................................................................................

MỤC LỤC

LỜI MỞ ĐẦU

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
3


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc
thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc
hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,
qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Chi tiết máy, Vẽ
kỹ thuật…; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc
là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với
các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn, trục … Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện
các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí, đây là điều rất cần thiết với
một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy TS. Phạm Huy Hoàng, các thầy cô và các bạn trong

•
•

: hiệu suất bộ truyền đai
ηbrc = 0,97
: hiệu suất bánh răng côn
ηbrt = 0,98
: hiệu suất bánh răng trụ
ηol = 0,995
: hiệu suất ổ lăn
ηkn = 0,99
: hiệu suất nối trục đàn hồi
1.1.2. Tính toán công suất

Công suất tương đương:
2

2

 T1 
 T2 
 ÷ .t1 +  ÷ .t2
1.15 + 0,9 2.28
T
T 
Ptd = P  
=4
= 3, 74
t1 + t2
15 + 28

nsb = nlv .ut = 60.40,95 = 2457
Số vòng quay sơ bộ:

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
5

(v/ph)


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

1.1.4. Chọn động cơ điện

Dựa vào bảng thông số động cơ điện bảng P1.3. [1] Với:

 Pdc ≥ Pct = 4, 20( kW )

ndb ≈ nsb = 2457(v / ph)

Ta chọn động cơ: 4A100L2Y3
Kiểu động cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc quay,


•

λk =

ud = 3,15

Tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai:
n
2880
uc = dc =
= 48
nlv
60
Tỷ số truyền chung của hệ:
u
48
uhgt = c =
= 15, 24
ud 3,15
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:.
2, 25.ψ bd 2 .[K 02 ]
2, 25.1, 2
=
= 12,86
(1 − K be ).K be .[K 01 ] (1 − 0,3)0,3

ψ bd2 = 1, 2; K be = 0,3; [K 01 ] = [K 02 ]; c K = 1,1
Với:


Bộ truyền đai thang

1.3. Công suất, số vòng quay và moment trên các trục
1.3.1. Công suất trên các trục

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
6

ubrc = 4,02
ubrt = 3,79
ud = 3,15


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

P3 =

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Plv
4
=
= 4, 06
ηol .ηkn 0,995.0,99

Công suất trên trục 3:

(kW)

Công suất trên trục động cơ:

(kW)

1.3.2. Số vòng quay các trục

n1 =

ndc 2880
=
= 914, 29
ud
3,15

Số vòng quay trục 1:

(v/ph)
n2 =

n1 914, 29
=
= 227, 44
ubrc
4, 02

Số vòng quay trục 2:

(v/ph)
n3 =


4,16
= 9,55.10 6.
= 174674, 64
n2
227, 44

(Nmm)
P
4, 06
T3 = 9,55.106. 3 = 9,55.10 6.
= 646108,98
n3
60, 01

(Nmm)
T4 = 9,55.106.

Plv
4
= 9, 55.106. = 636666, 67
nlv
60

(Nmm)
P
4,51
Tdc = 9,55.106. dc = 9,55.106.
= 14955, 03
ndc
2880


4,31

4,16

4,06

4

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
8

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

4.02
3.79
914,29
227,44
60,01
45019,09 174674,64 646108,98

1
60
636666,67


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16


d1.ud 125.3,15
=
= 397, 73
1− ε
1 − 0, 01

Theo công thức 4.2, [1] ta có

(mm)

Trong đó:
•
•
•
•

d2: đường kính bánh đai lớn
d1: đường kính bánh đai nhỏ
ud: tỷ số truyền của bộ truyền đai
ε: hệ số trượt của bộ truyền đai ( ε = 0,01 – 0,02 )
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 400 (mm)
ud =

d 2 . ( 1 − ε ) 400.(1 − 0, 01)
=
= 3,17
d1
125

Xác định lại tỷ số truyền:


π .(d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
π .(125 + 400) (400 − 125) 2
+
= 2.397 +
+
= 1666, 29
2
4.a
2
4.397

(mm)

Cộng thêm 100 – 400 (mm) tùy theo cách nối đai và theo bảng 4.13, [1], ta chọn l = 2000
(mm) (ltc ≥ ltính)
Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai: i = v/l = 18,85 / ( 2000 . 10-3) = 9,43 s-1 ≤ imax =10 s-1
2.2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục a

a=

λ + λ 2 − 8∆ 2 1175,33 + 1175,332 − 8.137,52
=
= 571,11
4
4

(mm)

Trong đó:


1,45 (vì tải va đập nhẹ và làm việc 3 ca)
Cα: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, Cα=1 - 0,0025(180 - α1) = 0,93
Cu: hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền đai (tra bảng 4.17, [1]) ta chọn Cu =
1,14 (vì ud > 3)

CL =

L
= 1, 03
L0

•

CL: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai,

•

đai thực nghiệm, tra bảng 4.19, [1]
Cz: hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

•

(tra bảng 4.18, [1]) chọn Cz = 0,956
[Po] = 3 (kW)
⇒ z ≥ 2,09. Vậy ta chọn z = 3 đai.

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
10


Đường kính ngoài bánh đai
Chiều rộng bánh đai
Vận tốc
Số đai
Chiều dài đai
Diện tích tiết diện
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực tác dụng lên trục
Vật liệu

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
11

Giá trị
Bánh đai nhỏ
Bánh đai lớn
d1 = 125 (mm)
d2 = 400 (mm)
da1 = 131,6 (mm)
da2 = 406,6 (mm)
B = 50 (mm)
v = 18,85 (m/s)
z = 3 đai
l = 2000 (mm)
A = 81 ((mm)2)
a = 571,11 (mm)
α1 = 152,55o
Fr = 565,38 (N)
Vải cao su

= 14, 71.107 (cky )
HB2 = 30.235

N FO1 = N FO 2 = 4.106 (cky )
Tuổi thọ: Lh = 4.260.3.8 = 24960 giờ
3.3.2. Số chu kỳ làm việc tương đương
3

 T 
15
28 

8
N HE1 = 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60  13.
+ 0,93.
÷.914, 29.24960 = 11, 28.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

(ckỳ)

 NHE1 > NHO1 ⇒ KHL1 = 1
3

N HE 2

 T 
15
28 


 max 

(ckỳ)

 NFE1 > NFO1 ⇒ KFL1 = 1
6

N FE 2

 T 
15
28 

8
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60  16.
+ 0,96.
÷.227, 44.24960 = 2,37.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

 NFE2 > NFO2 ⇒ KFL2 = 1
3.3.3. Ứng suất uốn cho phép

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
12

(ckỳ)


⇒[σF1] = 468.1.1/1,75 = 267,43 (MPa) , [σF2] = 423.1.1/1,75 = 241,71 (MPa)
⇒ [σF] = [σF2] = 241,71 (MPa)
3.3.4. Ứng suất tiếp xúc cho phép

σ Ho lim
Z R Z V K xH K HL
SH
[σH] =
Trong đó : ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1

[σH1 ] =

σ°H lim1.K HL1 590.1
=
= 536,36
S H1
1,1
(MPa)

[σ H2 ] =

σ°H lim 2.K HL2 540.1
=
= 490,91
S H1
1,1
(MPa)

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

T1K Hβ
(1- K be )K be .u[σH ]2

Trong đó :
•
•

KR : Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng, KR = 0,5Kđ
Kđ : Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng thép Kđ =

•
•

100 (MPa1/3) ⇒ KR = 0,5.100 = 50 (MPa1/3)
Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,285
KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K be .u
2 - K be

Với bánh răng côn , có
= 0,67 ⇒ Theo bảng 6.21, [1] ⇒ KHβ = 1,55
• T1 = 45019,09 (Nmm): Mômen xoắn trên trục bánh chủ động
R e = 50 4, 022 +1 3

45019, 09.1,55
= 146, 45
(1 − 0, 285).0, 285.4, 02.490, 912

m tm
2, 23
=
= 2, 6
(1- 0,5K be ) (1- 0, 5.0, 285)

•
•

(mm)

Theo bảng 6.8, [1], lấy mte theo tiêu chuẩn: mte = 2,5 (mm)
Do đó: mtm = mte(1-0,5Kbe) = 2,5.(1-0,5.0,285) = 2,14 (mm)
z 109
ut = 2 =
= 4, 04
z1 27
Tỷ số truyền thực
∆u =

ut − u1
4, 04 − 4, 02
.100% =
.100% = 0, 498% < 5%
u1
4, 02

Vậy dùng u1 = 4,02 để tính toán
Góc côn chia :
• δ1 = arctan(z1/z2 ) = arctan(27/109) = 13,91°

Chiều cao răng ngoài: he = 2hte.mte + c = 2.cosβm.mte + 0,2.mte = 5,5 (mm)
Chiều cao đầu răng ngoài:
•
•

hae1 = (hte + x1cosβm)mte = 3,4 (mm)
hae2 = 2hte.mte – hae1 = 1,6 (mm)

Chiều cao chân răng ngoài:
•
•

hfe1 = he – hae1 = 2,1 (mm)
hfe2 = he – hae2 = 3,9 (mm)

Chiều cao đỉnh răng:
•
•

dae1 = de1 + 2hae1cosδ1=74,1 (mm)
dae2 = 273,27 (mm)

3.5. Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc

2T1K H u 2 +1
0,85bd 2 m1u

Theo công thức 6.58, [1]:
σH = ZMZHZε
≤ [σH]

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

(4 -1, 73)
= 0,87
3

Theo công thức 6.61, [1]: KH = KHαKHβKHv : Hệ số tải trọng tiếp xúc
• KHα: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng đồng thời ăn
•

khớp ⇒ Bánh răng côn răng thẳng nên : KHα = 1
KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21, [1]: KHβ = 1,55
vH bd m1
2T1K Hα K Hβ

•

KHv : Hệ số tải trọng động : KHv = 1 +
vH = δ H g o v

•

d m1 (u +1)
u

vH : Tính theo công thức 6.64:
v=


⇒ KH = KHαKHβKHv = 1.1,55.1,13 = 1,75

2.45019, 09.1, 75. 4, 02 2 + 1
σ H = 274.1, 76.0,87
= 379,31
0,85.40.57, 782.4, 02
⇒

(MPa)
u
Với
, δF = 0,016 go = 56
v F = 0, 016.56.2, 77

57, 78.(4, 02 +1)
= 21, 08
4, 02

⇒

(m/s)
K Fv = 1 +

⇒

21, 08.40.57, 78
= 1,35
2.45019, 09.1,55.1

KF = 1,55.1.1,35 = 2,09
• Yβ : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng : Bánh răng côn răng thẳng ⇒ Yβ=1
• Yε : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng : εα = 1,73 ⇒ Yε = 1/εα = 0,58
• YF1,YF2 : Hệ số dạng răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn
Với zv1 = z1/cosδ1 = 27,82; zv2 = z2/cosδ2 = 453,42
x1 = 0,36; x2 = -0,36 , tra bảng 6.18: YF1 = 3,51; YF 2 = 3,50

σ F1 =
⇒


SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
17

(MPa) < [�F1max] = 464 (MPa)


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

σ F2max = σ F2 .K qt = 91,39.2, 2 = 201, 06
•

(MPa) < [�F2max] = 360 (MPa)
Vậy đạt yêu cầu về khả năng quá tải

3.8. Lực
•
•
•

tác dụng lên bánh răng côn
Ft1 = Ft2 = 2T1/dm1 = 1558,29 (N)
Fr1 = Fa2 = Ft1tanαcosδ1 = 550,54 (N)
Fa1 = Fr2 = Ft1tanαsinδ1 = 136,35 (N)

Thông số bánh răng côn răng thẳng (bánh răng nhỏ – 1, bánh răng lớn – 2)
Tỷ số truyền

Hệ số dịch chỉnh
x1 = 0.36; x2 = - 0.36
Vận tốc
v = 2,77 (m/s)
Số vòng quay
n = 914,29 (v/ph)
Cấp chính xác
8
Số giờ làm việc
Lh = 24960 giờ
Moment xoắn bánh dẫn
T1 = 45019,09 (Nmm)
Moment xoắn bánh bị dẫn
T2 = 174674,64 (Nmm)
Lực vòng có ích
Ft1 = Ft2 = 1558,29 (N)
Lực hướng tâm
Fr1 = Fa2 = 550,54 (N)
Lực dọc trục
Fa1 = Fr2 = 136,35 (N)

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
18


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

 T 
15
28 

8
N HE1 = 60c∑  i ÷ n 1t1 = 60 13.
+ 0,93.
÷.227, 44.24960 = 2,81.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

(ckỳ)

 NHE1 > NHO1 ⇒ KHL1 = 1
3

N HE 2

 T 
15
28 

7
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60 13.
+ 0,93.
÷.60, 01.24960 = 7, 4.10
T
15
+

N FE 2

 T 
15
28 

7
= 60c∑  i ÷ n 1 t1 = 60 16.
+ 0, 96.
÷.60, 01.24960 = 3,11.10
15 + 28 
 15 + 28
 Tmax 

 NFE2 > NFO2 ⇒ KFL2 = 1
4.3.3. Ứng suất uốn cho phép

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
19

(ckỳ)


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

Theo bảng 6.2, [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350 :

[σ H1 ] =
⇒

σ°H lim1.K HL1 590.1
=
= 536,36
S H1
1,1
(MPa)

[σ H2 ] =
⇒

(MPa)
[σ H ] =

⇒

σ°H lim2.K HL2 540.1
=
= 490,91
S H1
1,1
[σ H 1 ] + [σ H 2 ]
= 513, 64
2

(MPa)

4.3.5. Ứng suất quá tải cho phép

= 172
513, 642.3, 79.0,315
(mm)

Trong đó:
•
•
•

Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, bảng 6.5
ψba = bw/aw = 0,315, tra bảng 6.6 [1], ψbd = 0,53ψba(u+1) = 0,8
KHβ = 1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
tra bảng 6.7 [1]

⇒ Chọn aw = 200 (mm) ⇒ bw = aw. ψba = 64 (mm)
4.5. Xác định các thông số ăn khớp

m = (0, 01 ÷ 0, 02)aw = 2 ÷ 4

Theo công thức 6.17 [1],
⇒ Tra bảng 6.8 [1], ta chọn m = 3 (mm)
Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 12°
z1 =

(mm)
2aw cos β 2.200.cos12°
=
= 27, 23
m(u + 1)
3.(3, 79 + 1)

2 yd1
2 yd 2
d w1 = d1 +
= 86,5(mm)
d w2 = d 2 +
= 326, 78(mm)
z1 + z2
z1 + z2
Đường kính đỉnh răng:
• da1 = d1 + 2m = 89,68 (mm)
• da2 = d2 + 2m = 322,14 (mm)
Đường kính đáy răng:
• df1 = d1 – 2,5m = 76,18 (mm)
• df2 = d2 – 2,5m = 308,64 (mm)
Đường kính cơ sở :
• db1 = d1cosα = 78,63 (mm)

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
21


ĐAMH: Chi tiết máy

Đề: 14 - Phương án: 16

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

•

db2 = d2cosα = 297,07 (mm)

= 1, 72
sin 2α tw
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,

βb = arctan(cos α t .tan β ) = 13, 66°
ε β = bw sin β / ( mπ ) = 1, 68
Hệ số trùng khớp dọc:

Zε =

1
= 0, 77
εα

•

Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng :
Với εα : Hệ số trùng khớp ngang :

ε α = [1,88 -3, 2(

1 1
1
1
+ )]cosβ = [1,88 - 3, 2( +
)]cos14,55° = 1, 67
z1 z2
27 102

Theo công thức 6.61, KH = KHαKHβKHv = 1,13.1,05.1,01 = 1,20: Hệ số tải trọng tiếp xúc.


Đề: 14 - Phương án: 16

πd w1n π.86,5.227, 44
=
= 1, 03
6000 0
60000

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

(m/s)

Theo bảng 6.13, [1] chọn cấp chính xác 9
vH = 0, 002.73.1, 03

Tra bảng 6.15 và 6.16, δH = 0,002 go = 73 ⇒

200
= 1, 09
3, 78

(m/s)

KHα=1,13: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,
tra bảng 6.14 [1]

σ H = 274.1,72.0, 77

2.174674, 64.1, 20.(3, 78 + 1)

K Fv = 1 + F w w1
2T2 .K Fβ .K Fα
•
Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn
a
ν F = δ F .g 0 .v w
u
Với
, δF = 0,006
go = 73
•

v F = 0, 006.73.1, 03

200
= 3, 28
3, 78

⇒

(m/s) ⇒
•
•
•
•

3, 28.63.86,5
= 1, 03
2.174674, 64.1,12.1,37


⇒

2.174674, 64.1,58.0, 60.0,90.3,8
= 71, 62
63.86,5.3
YF2
3, 6
σF1 =
71, 62 = 67,85
YF1
3,8

(MPa) < [�F2]

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
4.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48, [1] với :

Kqt = Tmax/T1 = 2,2

σ Hmax = σ H K qt = 397,80 2, 2 = 590,03
(MPa) < [�Hmax] = 1260 (MPa)
Theo công thức 6.49, [1]

σ F1max = σ F1.K qt = 71, 62.2, 2 = 157,56
•

(MPa) < [�F1max] = 464 (MPa)


Đường kính lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Đường kính cơ sở
Góc nghiêng răng
Góc ăn khớp
Góc profin răng
Góc profin gốc
Hệ số dịch chỉnh
Vận tốc
Số vòng quay
Cấp chính xác
Số giờ làm việc
Moment xoắn bánh dẫn
Moment xoắn bánh bị dẫn
Lực vòng có ích
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

SVTH: Phạm Nguyễn Quốc Bảo
25

GVHD: TS. Phạm Huy Hoàng

HB1 = 260; HB2 = 235
aw = 200 (mm)
m = 3 (mm)
bw = 64 (mm)
u = 3,78
z1 = 27 răng, z2 = 102 răng