Trên thị trường Việt Nam hiện nay đã xuất hiện nhiều chủng loại xe khác nhau của các hãng như Toyota, Honda, Isuzu...Mỗi hãng xe khác nhau có công nghệ sản xuất khác nhau, thậm chí cùng một hãng xe ở những dòng xe khác nhau cũng có cấu tạo và kỹ thuật chuẩn đoán khác nhau. Do vậy để làm tốt công tác quản lý chất lượng ô tô, có thể quyết định nhanh chóng các tác động kỹ thuật tiếp sau, cần thiết phải nắm vững kỹ thuật chẩn đoán trên ô tô ngày nay. Chẩn đoán trên ô tô là một công tác phức tạp cần đòi hỏi người tiến hành phải nắm được kết cấu cụ thể. Cũng để giúp cho các sinh viên có thể tìm hiểu sâu hơn vấn đề này các giảng viên đã giao cho chúng em đề tài về “Nghiên cứu tính toán thiết kế cầu chủ động của xe Kia Morning”.
GIỚI THIỆU ĐỀ TÀI
ĐẶT VẤN ĐỀ
Bước sang thế kỉ 21, sự tiến bộ về khoa học và kĩ thuật của nhân loại đã bước lên một tầm cao mới Rất nhiều những thành tựu khoa học, những phát minh sáng chế mang đậm tính hiện đại và có ứng dụng cao.
Là một quốc gia có nền kinh tế lạc hậu, nước ta đã và đang có những cải cách mới để thúc đẩy kinh tế Việc tiếp thu áp dụng những thành tựu khoa học tiên tiến của thế giới đang được nhà nước quan tâm, đẩy mạnh phát triển các ngành công nghiệp mới với mục đích đưa nước ta từ một nước nông nghiệp lạc hậu thàh một nước công nghiệp phát triển Trải qua nhiều năm phấn đấu cùng với sự tiếp cận các quốc gia có nền kinh tế phát triển, chúng ta có thể giao lưu học hỏi kinh nghiệm tiếp thu những thành tựu khoa học kĩ thuật để phát triển hơn nửa nền kinh tế trong nước.
Trong các ngành công nghiệp mới đang được nhà nước chú trong đầu tư phát triển thì công nghiệp ô tô là một trong các ngành tiềm năng Do sự tiến bộ của khoa học kĩ thuật nên quá trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa phát triển một cách rất nhanh, tỉ lệ với ô nhiễm môi trường nhanh theo và ngày càng tăng Các nguồn tài nguyên thiên nhiên như than đá, dầu mỏ, khí đốt bị khai thác bừa bãi nên ngày càng cạn kiệt Điều này đặt ra bài toán khó cho ngành động cơ nói chung và các ngành ô tô nói riêng, phải đảm bảo chất lượng khí thải và tiết kiệm nhiên liệu Các hãng xe lớn như Ford, Toyota, Mescedes, đã có nhiều cải tiến để đảm bảo an toàn cho người sử dụng, tiết kiệm nhiên liệu và giảm ô nhiễm môi trường. Để đáp ứng cho nhu cầu học hỏi, tìm hiểu về cầu chủ động, nắm bắt được kết cấu, nguyên lý hoạt động và khắc phục được một số hư hỏng của cơ cấu Đó là lý do chúng em thực hiện đề tài lần này.
MỤC TIÊU ĐỀ TÀI
Đề tài này nhằm giúp chúng em hiểu sâu hơn về cầu chủ động trên ô tô và hoàn thành được các mục tiêu:
- Thiết kế mô phỏng hoạt động của cầu chủ động.
- Xây dựng bản vẽ Solidworks các chi tiết của cầu chủ động.
- Chẩn đoán, bảo dưỡng và sửa chữa các lỗi thường gặp của cầu chủ động.
NỘI DUNG ĐỀ TÀI
1.3.1 Xây dựng bản vẽ chi tiết trên Solidworks
- Thực hiện tháo vi sai
- Đo kích thước các chi tiết bên trong
- Tiến hành vẽ trên Solidworks
PHƯƠNG PHÁP NGHIÊN CỨU
1.4.1 Phương pháp nghiên cứu thực tiễn
Là phương pháp tác động trực tiếp vào đối tượng trong thực tế để làm bộc lộ bản chất và quy luật vận động của đối tượng.
- Bước 1: Quan sát, đo đạc các thông số kết cấu.
- Bước 2: Lập phương án kiểm tra chẩn đoán hệ thống.
- Bước 3: Từ kết quả thu được của quá trình nghiên cứu, đề xuất phương pháp giải quyết các vấn đề liên quan đến hệ thống.
1.4.2 Phương pháp nghiên cứu tài liệu
Là phương pháp nghiên cứu thu thập thông tin khoa học trên cơ sở nghiên cứu các văn bản, tài liệu đã có sẵn và các thao tác tư duy logic để rút ra các kết luận khoa học cần thiết.
- Bước 1: Thu thập, tìm tòi các tài liệu về cầu chủ động trên ô tô.
- Bước 2: Sắp xếp các tài liệu khoa học thành một hệ thống logic chặt chẽ theo từng bước, từng đơn vị kiến thức, từng vấn đề khoa học có cơ sở bản chất nhất định.
- Bước 3: Đọc, nghiên cứu các tài liệu nói về cầu chủ động, phân tích, kết cấu nguyên lý một cách khoa học.
- Bước 4: Tổng hợp các kết quả đã phân tích được, hệ thống lại các kiến thức tạo ra thành một hệ thống lý thuyết đầy đủ.
KẾT CẤU CỦA ĐỒ ÁN
Đồ án gồm có 4 chương:
Chương 1: Giới thiệu đề tài
Chương 2: Cơ sở lý thuyết
Chương 3: Thiết kế cầu chủ động trên ô tô
Chương 4: Bảo dưỡng, sửa chủa hệ thống
CƠ SỞ LÝ THUYẾT
MÔ TẢ KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG
- Đỡ toàn bộ trọng lượng của các bộ phận đặt trên ôtô
- Biến chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của ôtô nhờ các bộ phận đặt trên cầu chủ động.
- Thay đổi tỷ số truyền nhằm mục đích tăng mômen xoắn qua cơ cấu phân chia truyền tới bánh xe chu động nào đó (thường 90 0 ) đối với trục dọc của bánh xe.
- Phải có tỷ số truyền đủ lớn, kích thước trọng lượng nhỏ gọn đảm bảo khoảng sáng gầm xe, qua đó đảm bảo tính năng thông qua của xe.
- Phải có hiệu suất truyền lực lớn, làm việc êm dịu và có độ bền lâu.
- Theo kết cấu cấu và vị trí đặt của cầu chủ động mà chia ra:
- Theo số lượng cặp bánh truyền lực chính:
+ Một cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
+ Hai cặp bánh răng có tỷ số truyền cố định.
2.1.2.1 Những yêu cầu cơ bản và phân loại
- Truyền lực chính (TLC) là cơ cấu biến đổi mômen trong HTTL và nằm giữa các bánh xe chủ động của ôtô.
- Đảm bảo đặc tính động lực học và tính kinh tế nhiên liệu tối ưu cho ôtô với các tỷ số truyền đã chọn.
+ Có hiệu suất cao, làm việc êm dịu và không ồn.
+ Đảm bảo khoảng sáng gầm xe đủ lớn.
+ Đảm bảo độ cứng vững của vỏ, của ổ và của trục.
- Theo số lượng bánh răng TLC Có 2 dạng: truyền lực đơn (một cặp bánh răng) và truyền lực kép (2 cặp bánh răng).
- Trong truyền lực đơn phân loại theo dạng bánh răng:
Bộ vi sai có nhiệm vụ làm cho các bánh xe chủ động có quay với các vận tốc khác nhau trong các trường hợp ôtô quay vòng hoặc ôtô chuyển động trên đường gồ ghề không bằng phẳng.
2.1.3.2 Yêu cầu của cụm vi sai
- Phân phối mômen xoắn giữa các bánh xe hay giữa các trục theo tỷ lệ đảm bảo sử dụng trọng lượng bám tối đa ở các bánh xe.
- Kích thước vi sai phải nhỏ gọn.
- Hiệu suất truyền động cao.
- Theo công dụng chia ra:
+ Vi sai giữa các bánh xe.
+ Vi sai giữa các cầu.
+ Vi sai giữa các truyền lực cạnh.
- Theo kết cấu chia ra:
+ Vi sai dạng bánh răng nón.
+ Vi sai dạng bánh răng trụ.
+ Vi sai tăng ma sát.
- Theo đặc tính phân phối mômen xoắn:
+ Vi sai không đối xứng.
Các bán trục dùng để truyền mômen xoắn từ bộ vi sai đến các bánh xe chủ động Trên các loại bán trục không được giảm tải hoàn toàn còn được dùng để tiếp nhận các lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động
- Phải chịu được mômen lớn trong khoảng thời gian lâu dài.
- Bán trục phải có cân bằng động tốt.
- Đối với bán trục cầu dẫn hướng chủ động phải đảm bảo tính đồng tốc cho các đoạn trục của bán trục.
- Đảm bảo độ chính xác về hình dáng hình học và kích thước.
- Đối với ôtô theo kết cấu các ổ tựa chia ra:
+ Bán trục chịu tải hoàn toàn, ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
+ Bán trục giảm tải 1/2: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai còn ở bên ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.
+ Bán trục giảm tải 3/4: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
+ Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa ở bên trong đặt trên vỏ bộ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm 2 ổ bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
- Đỡ toàn bộ phần được treo tác dụng lên cầu.
- Bao kín và bảo vệ cho bộ truyền lực chính, vi sai và các bán trục để nó có thể hoạt động tốt và lâu dài.
- Tiếp nhận và truyền các lực từ trên khung xe xuống và các lực từ mặt đường lên.
- Vỏ cầu phải đủ cứng vững để chịu được trọng lượng của xe.
- Phải đảm bảo độ kín để bảo vệ các kết cấu bên trong.
- Có kích thước và khối lượng nhỏ gọn để giảm tải trọng xe và tăng khoảng sáng gầm xe.
THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG TRÊN ÔTÔ
Những số liệu ban đầu
3.1.1 Nhiệm vụ đồ án thiết kế cầu chủ động. Đồ án môn học thiết kế cầu chủ động ôtô thực hiện: thiết kế và tính toán cầu chủ động
Cầu chủ động bao gồm: truyền lực chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
Trong phần này thiết kế và tính toán truyền lự chính; vi sai; bán trục; dầm cầu.
3.1.2 Các thông số cho trước
Các thông số cho trước khi thiết kế, tính toán cầu chủ động gồm:
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô : G= 8550(kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động : G2= 5130 (kg)
- Mômen cực đại của động cơ : M e max 10 (Nm) với nemax 00 - 2000(v/p)
- Tỷ số truyền của cụm hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính : i0= 7,46
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí : i1= 7,1 i2= 4,4; i3= 2,49; i5= 1,0
- Hệ số bám của đường : φmax= 0,8
Thiết kế tính toán truyền lực chính
3.2.1 Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính. a) Chọn tải trọng tính toán. Đối với ôtô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
Nhưng giá trị mômen Mtt này còn bị hạn chế bởi mômen bám:
Với: G ϕ 2 - trọng lượng phân lên cầu chủ động rbx – bán kính tính toán của bánh xe. ic- tỷ số truyền lực cạnh. i0- tỷ số truyền lực chính. ϕ
Từ điều kiện kéo và điều kiện bám ta chọn mômen xoắn tính toán là M tt "01 (Nm) b) Chọn các thông số kích thước cơ bản của bộ truyền lực chính :
Chọn môđun mặt mút lớn msChọn số răng của truyền lực chính:
Theo bảng (3.5) ta chọn số răng của TLC là: Z1=6; Z2D
Với: Z1- là số răng của bánh răng quả dứa.
Z2- số răng của bánh răng mặt trời.
Chọn hệ số dịch chỉnh răng ( ξ ) và góc ăn khớp ( α ).
- Chọn góc nghiêng trung bình đường xoắn răng ( β )
Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên đáy lớn khi xe chạy tiến ( tránh kẹt răng)
Nhìn từ đầu máy khi xe chạy tiến thì bánh răng chủ động quay phải ( thuận chiều kim đồng hồ ) nên ta chọn chiều xoắn của bánh răng nón chủ động là chiều trái như hình 2.1 :
Hình 3.1 : Chiều xoắn của bánh răng chủ động
-Tính chiều dài đường sinh
- Chiều dài đường sinh trung bình:
- Môđun pháp tuyến trung bình: m n =m s (L m /L e ) cosβ
- Đường kính vòng tròn chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính Hipôit: d e2 =(1,81÷2,06).√ 3 M tt i c =(1,81÷2,06) 3 √ 2201.1=(23 , 54÷26 , 5 )( cm)
Trong đó M tt "01 (Nm) i c =1 là tỷ số truyền của truyền lực cạnh
-Độ dịch trục E của bánh răng nhỏ :
E≤0,125.d e2 =0,125.25=3,125(cm) Chọn E=2(cm) = 30 (mm) -Chiều rộng bánh răng lớn chọn b 2 @(mm), b 1 F(mm)
- Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng bánh chủ động bộ : β 1 ≈25+5.√ i 0+90.E/d e 2 %+5.√ 7 , 46+90.3/ 25I , 5 0
- Ta có hệ số tăng đường kính bánh răng chủ động: K= cosβ 2 cosβ 1 =(1,3÷1,4)
Góc côn chia bánh nhỏ δ 1 =arctg(Z 1
Góc côn chia bánh lớn δ 2 0 −δ 1 0 −7,6 0 , 4 0 Đường kính vòng chia :
-Với bánh côn nhỏ d 1 = m n Z 1 cosβ 1 = 7,29 6 cos49,5 0 g,35(mm)
-Với bánh côn lớn d 2 = m n Z 2 cosβ 2 =7,29 46 cos32,4 0 79,89(mm) Đường kính vòng chia đáy lớn :
-Với bánh nhỏ : d e1 = m s Z 1 cosβ 1 6 cos 49,50 0 1,6(mm)
-Với bánh lớn : d e2 = m s Z 2 cosβ 2 44 cos 32,4 0 ≈573,24(mm) d e 2 d e 1 W3,24
101,6 =5,6 vì có hệ số tăng đường kính của bánh răng chủ động i 0 =Z 2
-Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn : h a 1 =(h ¿ a +ξ).m s =(1+0,535).11,88(mm) h a 2 =(h ¿ a −ξ).m s =(1−0,535).11=5,11(mm)
-Chiều cao chân răng mặt mút lớn : h f 1 =(h a ¿ +c ¿ −ξ).m s =(1+0,25−0,535).11=7,865(mm) h f 2 =(h a ¿ +c ¿ +ξ).m s =(1+0,25+0,535).11,635(mm)
Bảng 3.1 Thông số bộ truyền lực chính Hipôit
Thông số Chủ động Bị động
Chiều dài đường sinh L e $4(mm) L e $4(mm)
Chiều dài đường sinh trung bình
Góc ăn khớp α tb α tb 0 α tb 0
Góc nghiêng trung bình đường xoắn răng β 1 I,5 0 β 2 2,4 0
Bề rộng bánh răng b 1 F(mm) b 2 @(mm) Độ dịch trục E E = 30(mm) E = 30(mm)
Môđun pháp mặt mút lớn ms ms
Môđun pháp trung bình m n =7,29(mm) m n =7,29(mm) Đường kính vòng chia mặt mút lớn d e1 1,6(mm) d e 2 W3,2(mm) Đường kính vòng chia trung bình d 1 g,35(mm) d 2 79,89(mm)
Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn h f 1 =7,865(mm) h a 2 ,635 ( mm)
Chiều cao chân răng mặt đáy lớn h f 1 =7,865(mm) h a 2 ,635(mm)
-Xác định lực tác dụng lên bộ truyền lực chính
-Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền lực chính như hình 2.2 :
-Lực vòng tác dụng lên bánh nhỏ :
- Lực vòng tác dụng lên bánh lớn :
P 2 =P 1 cosβ 2 cosβ 1 e,36 cos32,4 0 cos 49,5 0 ,97(kN)
P 1 cosβ 1 (tgα.sinδ 1 +sinβ 1 cosδ 1 ) e,36 cos 49,5 0 (tg20 0 sin7,6 0 +sin 49,5 0 cos 7,6 0 )u,85(kN) ⇒Q 1 u,85(kN)
P 1 cosβ 1 (tg α.sinδ 2 +sinβ 2 cosδ 2 )
65,36 cos 49 5 0 (tg20 0 sin 82,4 0 +sin32 4 0 cos82,4 0 )C,44(kN)
R 1 e,36 cos49,5 o (tg20 o cos7,6 o −sin 49,5 o cos 7, o )=−39,55(kN)
R 2 e,36 cos 49,5 o (tg20 o sin 82,4 o −sin 32,4 o cos82,4 0 )),17(kN)
3.2.3 : Tính toán kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính
- Kiểm tra bền theo ứng suất uốn : σ u = p
Với: y- hệ số dạng răng được xác định theo hệ số răng tương đương Ztđ
Z 1td = Z 1 cos δ 1 cos 3 β 1 = 6 cos 7,5 0 cos 3 49 ,5 o ≈22 , 09
Z 2td = Z 2 cos δ 2 cos 3 β 2 = 44 cos 82 ,5 o cos 3 32 , 4 o ≈552 , 72 Vậy tra bảng (3-18) (TKCTM) ta có: y 1 =0,392; y 2 =0,517
[ σ u ] - ứng suất uốn cho phép, [ σ u ] ¿ (700÷900) (MN/m 2 )
- Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc: σ tx =0,418.√ b cos p α E sin α ( r 1 1td + r 1 2td )≤ [ σ tx ]
Với: ritđ- bánh răng tương đương, i=1;2 và r itd = r tb cos 2 β cosδ
[ σ tx ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [ σ tx ] = ( 1500÷2500 ) (MN/m 2 )
E = 2,15 10 5 (MN/m 2 ) là môđun đàn hồi của vật liệu r 1td g,35
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn
3.2.4 Tính trục ổ đỡ trục bộ truyền lực chính
3.2.4.1 Tính trục của bộ truyền lực chính : a) Chọn sơ bộ đường kính trục :
Chọn d 1 e(mm) b)Tính chính xác đường kính và định kết cấu trục :
Phân tích kết cấu trục :
Khoảng cách giữa hai gối đỡ :
Hình 3.2.Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn sơ bộ kích thước ổ đỡ trục :
Từ đường kính d = 65 mm ⇒ chọn ổ đũa côn ký hiệu 7313 có dxBxD là 65x33x140 (mm) (theo bảng P2.11 trang 261_tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1_NXBGD 2001)
L 1 là khoảng cách từ tâm gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng nhỏ
2 +10b,77(mm) Mômen uốn tác dụng lên ổ bi số 1:
M td =√ 4053 2 +2201 2 0.75= 4478( N m ) Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm : d=
Vậy đường kính trục tại ổ đỡ đầu tiên là 65mm.
3.2.4.2 Tính ổ đỡ trục bánh răng chủ động :
Hệ số làm việc của ổ bi đỡ chặn ( ổ đũa côn)
Q=Q 1 u, 85.10 3 ( N ) n là số vòng quay tính toán của trục khi vận tốc ôtô P km/h h là tổng thời gian làm việc của ổ bi h= S
V tb Trong đó V tb P km/h
SP.000 km là khoảng thời gian giữa 2 lần đại tu xe hP000
⇒Cu,85 10 3 1000 0,3 `2(KN) Tra bảng P2.11-trang 262 _tính toán hệ dẫn động cơ khí : chọn ổ đũa côn kí hiệu 7613 ổ đường kính d = 65mm
Tính toán vi sai
3.3.1 Tính toán kích thước bộ vi sai đối xứng :
Chọn số bánh răng hành tinh q = 4
Chọn số răng của bánh răng bán trục : Z=Z b " răng
Chọn số răng của bánh răng hành tinh : Z h răng
Tính góc côn chia của cặp bánh răng :
Góc côn chia của bánh răng hành tinh : δ h =δ 1 =arctg
22&,56 0 Góc côn chia của bánh răng trục : δ b =δ 2 0 −26,56 0 c,44 0 Đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng bán trục : d e 2 =0,4.D 2
Trong đó D 2 = 573,2 MM là đường kính vòng chia đáy lớn bánh răng vành chậu d e2 =0,4 573,2"9,28(mm)⇒ chọn d e 2 #0(mm)
Chiều dài đường sinh côn chia :
Môđun pháp tuyến sơ bộ của bánh răng vi sai m n = √ [ σ u ] z 3 ( q 1+ L 0 k ( σ 1−λ ) M 3 o ) π y
Trong đó k σ =0,2 là hệ số khoá vi sai đối với bánh răng côn đối xứng
Hệ số dạng răng, y=0,392 (tra bảng 3-18 sách TKCTM)
[ σ u ] - Ứng suất uốn cho phép, [ σ u ] U0 MN/m 2 b- chiều dài răng bán trục và bánh răng hành tinh; b=0,3.L 0 =0,3.135,2@,56 (mm) λ - hệ số kích thước, λ=1− b
Thông số Kí hiệu Đơn vị
Kết quả Bánh răng hành tinh
4 Môđun pháp vòng ngoài m s mm m s = L 0
5 Môđun pháp trung bình m n mm m n =m s L m
6 Nửa góc côn chia δ độ δ 1 &,56 δ 2 c,44
7 Hệ số dich chỉnh ξ mm 0,23 0,23
8 Chiều dài đường sinh L 0 mm 135,2 135,2
9 đường kính vòng chia đáy lớn d e mm 121 242
11 đường kính vong chia trung bình d mm d=m n Z 176 352
12 Chiều cao đầu răng đáy lớn mm h a =m s (h a ¿¿¿ ¿¿ ±ξ) ¿h a =1;c=0,25¿¿ 13,5 8,5
13 Chiều cao chân răng đáy lớn mm h f =m s (h a +c±ξ) 16,2 11,2
14 Góc đầu răng độ θ a 1 =arctgh f 1
3.3.2 Tính toán bền cho bộ vi sai
3.3.2.1 Chọn chế độ tải trọng tính toán :
Mômen lớn nhất từ động cơ truyền đến bán trục :
+ Giá trị M tt bị hạn chế bởi điều kiện bám:
Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh :
Q vs =P vs tg α sinδ,792.tg20 0 sin 26,56 0 =2,73(kN)
R vs =P vs tgα,792.tg20 0 =6,1(kN)
3.3.2.2 Tính bền bánh răng vi sai theo ứng suất uốn : ứng suất uốn : σ u ,1.10 6 K.N
Với: [ σ u ] - Ứng suất uốn cho phép, [ σ u ] =(1000 ¿ 2000) (MN/m 2 ) y- hệ số dạng răng, tra bảng 3-18 (TKCTM) y1=0,338; y2=0,392 mtb- môđun pháp tuyến trung bình, m tb =
Xác định K: Với các bánh răng có độ cứng HB