Đồ Án môn học thiết kế chi tiết máy thiết kế hệ thống truyền Động cơ khí

ĐỀ 3: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hình 1 Sơ đồ hệ thống Hình 2 Sơ đồ tải trọng Hệ thống dẫn động gồm: 1... Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.. Tính

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

SV THỰC HIỆN: Nguyễn Đức Thiện MSSV: 21006661

Nguyễn Tuấn Thanh MSSV: 21001771

Lê Bùi Minh Khoa MSSV:

21005011

MÃ LỚP HỌC PHẦN: 420300290701 – DHCDT16A

GVHD: ThS Nguyễn Trung Dũng Ký tên:

………

Nhóm 8 - Phương án: 8

Tp Hồ Chí Minh, tháng , năm 2024

ĐỀ 3: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hình 1 Sơ đồ hệ thống Hình 2 Sơ đồ tải trọng

Hệ thống dẫn động gồm:

1 Động cơ điện

2 Khớp nối

3 Hộp giảm tốc

4 Bộ truyền xích

5 Băng tải

Số liệu thiết kế:

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

 Chết kế chi tiết máy độ tải: T=const

3

1 2

4

5

YÊU CẦU:

01 thuyết kế chi tiết máyt minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết kế chi tiết máyt

NỘI DUNG THUYẾT MINH:

1 Tìm hiểu hệ thống truyền động

2 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

3 Tính toán thiết kế chi tiết máyt kết kế chi tiết máy các chi tiết kế chi tiết máyt máy:

Tính toán thiết kế chi tiết máyt kết kế chi tiết máy bộ truyền ngoài

Tính toán thiết kế chi tiết máyt kết kế chi tiết máy các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tính toán thiết kế chi tiết máyt kết kế chi tiết máy trục và then

Thiết kế chi tiết máyt kết kế chi tiết máy vỏ hộp giảm tốc

4 Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép

5 Tài liệu tham khảo

BẢNG SỐ LIỆU

Phương án

F (N)

v (m/s )

D (mm )

L (nă m)

Chương 3: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 3.1 Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng

3.2 Chọn vật liệu

Bảng 3.1 Vật liệu và thông số bánh răng

Loại

bánh

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện

Kích thước S, mm

Độ rắn, HB

Giới hạn bền, MPa

Giới hạn chảy, Mpa Bánh

lớn 45 Tôi cảithiện 100

HB2 =

HB3 =

Bánh

nhỏ 45 Tôi cảithiện 60

HB1 =

HB2’ =

3.3 Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Z2’ – Z3 (cấp

chậm)

3.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]σH]H] và ứng suất

uốn cho phép [σH]σH]F]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]σH]H]

[σ H] = σ 0 H lim¿ ¿ 0,9 K HL

s H

Trong đó:

N’HO2 = 30.HB2’2,4 = 30.2602,4 = 18,75.106

NHO3 = 30.HB32,4 = 30.2302,4 = 13,97.106

+ Tải không đổi: NHE = 60.c.n.Lh

6 2

'HE 60 .II h 60.1.144.28800 248,8.10

6 3

2

60 60 60 .144.28800 102,8.10

2, 42

u

Trong đó:

Lh = 300.6.8.2 = 28800 (giờ)

c = 1 (số lần ăn khớp trong 1 vòng quay)

Vì N'HE2 N'HO2 do đó N'HE2 N'HO2 18,75.106

Vì N'HE3 N'HO3 do đó N'HE3N'HO3 13,97.106 + Hệ số tuổi thọ

K’HL2 =

m H

N ' HE 2 =

6 6

6

18,75.10

1

KHL3 =

m H

N HE 3 =

6 6

6

13,97.10

1

+ Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2] Ta có SH = 1,1

+ Giới hạn mỏi tiết kế chi tiết máyp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở: σ 0 H lim¿ ¿

[σ H]=σ 0 Hlim 0,9 K HL

S H

Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2] Ta có : σ 0 H lim¿ ¿ = 2HB + 70

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσ H ]:

[σ ' H 2] = σ ' 0 H lim 2 ' 0,9 K ' HL 2

S H = 590.0,9.11,1 = 482,72 (MPa)

[σ H 3] = σ 0 H lim 3 0,9 K HL3

S H = 530.0,9.11,1 = 433,63 (MPa) = Hmin

- Ứng suất uốn cho phép [σH]σH]F]

[σ F] = σ 0 F lim¿K FL K FC

S F ¿

Trong đó :

N FO = 5.106 – Số chu kì cơ sở, lấy bằng 5.106 đối với tất cả các loại thép

mF = 6 - Bậc đường cong mỏi Lấy bằng 6 do độ rắn răng H

< 350 (HB)

KFC = 1 – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn ảnh hưởng đặt tải một phía

SF = 1,75 – Hệ số an toàn trung bình (Tra bảng 6.13/ trang

249 – Tài liệu [2])

+ Tải không đổi :

6 2

'FE 60 .II h 60.1.144.28800 248,8.10

6 3

2

60 60 60 .144.28800 102,8.10

2, 42

u

Vì N'FE2 N FOdo đó N'FE2 N FO 5.106

Vì N FE3 N FO do đó N FE3N FO 5.106

K’FL2 = m F

N ' FE 2 = 6

√5 106

5 106 = 1

KFL2 = m F

N FE3 = 6

√5 106

5 106 = 1 Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2] σ 0 F lim¿¿ = 1,8HB

Ứng suất uốn cho phép [σF]:

[σ F] = σ 0 F lim¿K FL K FC

S F ¿

F'2= 468.1 11,75 = 267,43 (MPa)

F3= 414.1 11,75 = 236,57 (MPa)

3.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [σH]σH]H]:

Chọn [σ H] = Hmin=[σ H 3]= 433,63 (Mpa)

ψba theo tiêu chuẩn.

Tra bảng 6.15/ Trang 260 – Tài liệu [2].Ta chọn: ❑ba= 0,315 (Đối xứng)

=> ❑bd= ψ ba (u2+1)

2 = 0,315.(2,42+1)

Tra bảng 6.4/ Trang 237 – Tài liệu [2] Nội suy ta được :

K H = 1,005

KF = 1,015

3.3.4 Tính khoảng cách trục aw

aw2 = 50.(u2 + 1)3

√ T II K H

ψ ba [σ H]2. = 50.(2,42 + 1) 3

√284842,014.1,0050,3 433,632.2,42 = 218,87 (mm)

Ta chọn aw2 = 225 (mm) theo tiêu chuẩn trang 260 – Tài liệu [2]

b w3 = ψ ba a w2 = 0,315.225 = 70,87

b w 2 ' =b w3 + (4 ÷ 5) = 70,87 + 5 = 75,87

m = (0,01  0,02) a w2 = 2,25  4,5 (mm)

Theo tiêu chuẩn trang 220 – Tài liệu [2]

Phương án 1: Chọn m = 2,5 (mm)

Phương án 2: Chọn m = 3 (mm)

Phương án 1:

Z2' + Z3 = Z2'.(1+u2) = 2 a w 2

m

=> Z2'= 2 a w2

m.(1+u2) = 2,5.(1+2,42)2.225 = 52,63 Chọn Z2' = 53 (răng)

Z3

==

2 a w 2

m - Z2' =

2.225

53 127

Phương án 2:

Z2' + Z3 = Z2'.(1+u2) = 2 a w 2

m

=> Z2'= 2 a w2

m.(1+u2) = 3.(1+2,42)2.225 = 43,86 Chọn Z2' = 43 (răng)

Z3 =2 a m w 2 - Z2' =

2.225

43 107

Phương án 1:

u2' = Z Z3

2

' = 12753 = 2,4

u2 = u2−u2'

u2 =2,42−2,42,42 = 0,8% ≤ 2% ÷ 3%

Phương án 2:

u2' = Z3

Z2' = 1074 3 = 2,488

u2 = u2−u2'

u2 =2,42−2 , 4882,42 =2,81 % ≤ 2% ÷3%

Ta chọn phương án 1: m = 2,5 (mm) với sai số u2 = 1%.

truyền

d2' = m.Z2' = 2,5.53 = 132,5 (mm)

d3 = m.Z3 = 2,5.127 = 317,5 (mm)

d w 2 ' = d2'= 132,5 (mm)

dw3 = d3 = 317,5 (mm)

d a 2 ' = d2' + 2m = 132,5 + 2.2,5 = 137,5 (mm)

da3 = d3 + 2m = 317,5 + 2.2,5 = 322,5 (mm)

d f 2 ' = d2' − 2,5m = 132,5 − 2,5.2,5 = 126,25 (mm)

df3 = d3 − 2,5m = 317,5 − 2,5.2,5 = 311,25 (mm)

α = 20o

α tw = α = 20o

3.3.10 Tính v và chọn cấp chính xác

v '2= π d2' n2

60000 = π 1 32,5.14 460000 = 0,999 (m/s)

Tra bảng 6.3/trang 230 - Tài liệu [2] Chọn cấp chính xác là 9

3.3.11 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

F t 2 ' = 2.T 2 d

w 2 ' = 2.284842,014132,5 = 4299,50 (N) = Ft3

F r 2 ' = F t 2 ' tgα = 4299,50.tg20 = 1564,89 (N) = Fr3

Tra bảng 6.5/trang 239 - Tài liệu [2]

Chọn KHV = 1.06 và KFv = 1,11

σ H = Z M Z H Z Ɛ

d w 2 ' √2 T II K H (u2+1)

b w 3 u2

≤[σ H]

Trong đó:

Z H = √sin 2 α4 = √sin 2.204 = 2,5

Cặp vật liệu làm bằng thép: Z M = 190 (MPa)

Chọn Ɛ α = 1,2 => Z Ɛ = √4−Ɛ α3 = √4−1,23 = 0,96

K H = K H = 1,005

σ H = Z M Z H Z Ɛ

d w 2 ' √2 T II K H K H V (u2+1)

b w 3 u2 =

190.2,5.0,85

132,5 .√2.284842,014 1,005.1,06 (2,4+1)70,87.2,4

= 335,62 (MPa)   0 lim3

1,1

HL R V l xH

H

s

(MPa)

Trong đó: Z R =1 – H s xét đ n nh h ng c a đ nhám b m t ệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ủa độ nhám bề mặt ộ ề ặ

Z V – H s xét đ n nh h ng c a v n t c vòng ệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ủa độ nhám bề mặt ậ ố Z V= 0,85.v0,1 = 0,85

Kl = 1 – H s xét đ n nh h ng đi u ki n bôi tr nệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ề ệ ơ

K xH= 1 – H s xét đ n nh h ng c a kích th c r ngệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ủa độ nhám bề mặt ướ ă

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn

3.3.14 Tính các hệ số Y’F2, YF3

Bánh răng tiêu chuẩn nên x2' = x 3 = 0

- Bánh dẫn:

Y F 2 '= 3,47 +13,2Z

v 2 ' - 27,9 x2

'

Z v 2 ' + 0,092.x2'

2

= 3,47 + 13,253 = 3,72

Với Z’v2 =

2

53 cos ( ) cos (0)

z

[σ F]2

'

Y F 2 '

=

Y F 3= 3,47 +13,2Z

v3 - 27,9 x3

Z v 3 + 0,092.x32

¿ 3,47 + 13,2127 = 3,57

Với

3

127

127 cos ( ) cos (0)

v

z Z



[σ F]3

Y F 3 =236,573,57 = 66,27

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh răng Z 3

 

4299,5.3,57.1,127

102,51( ) 67,5.2,5

F3 F3 .Y Y K R S xF 236,57.1.1, 022.1 241,77(MPa)

Trong đó: KF = KFƁ. KFV = 1,015.1,11 = 1,127 Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Ft – Lực vòng

YF3 – Hệ số dạng răng, phụ thuộc số răng tương đương

YR – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn ảnh hưởng của độ nhám bề mặt a độ nhám mặt lượn chân răng Thông thường lấy bằng 1

YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,022 – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn độ nhạy của độ nhám bề mặt a vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn kích thước bánh răng ảnh hưởng đết kế chi tiết máyn

độ bền uốn Vì da2’< 400mm nên KxF = 1

Vậy bánh răng Z 3 thỏa mãn điều kiện bền uốn

3.4 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên Z1 – Z2 (cấp nhanh) : 3.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]σH]H] và ứng suất

uốn cho phép [σH]σH]F]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]σH]H]

0,5.

     

Trong đó:

NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2602,4 = 18,7.106

NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2302,4 = 13,9.106

+ Tải không đổi: NHE = 60.c.n.Lh

6

6 2

1

3,3

u

Trong đó:

Lh = 300.6.8.2 = 28800 (giờ)

c = 1 (số lần ăn khớp trong 1 vòng quay)

Vì N HE1N HO1 do đó N HE1 N HO1  18,7.106

Vì N HE2 N HO2 do đó N HE2 N HO2  13,9.106

+ Hệ số tuổi thọ

KHL1 =

m H

N HE 1 =

6 6

6

18,6.10

1 18,6.10 

KHL2 =

m H

N HE 2 =

6 6

6

13,9.10

1 13,9.10 

+ Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2] Ta có SH = 1,1

+ Giới hạn mỏi tiết kế chi tiết máyp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở: σ 0 H lim¿ ¿

[σ H]=σ 0 Hlim 0,9 K HL

S H

Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2] Ta có : σ 0 H lim¿ ¿ = 2HB + 70

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσ H ]:

[σ H 1] = σ 0 H lim 1 0,9 K HL1

S H = 590.0,9.11,1 = 482,72 (MPa)

[σ H 2] = σ 0 H lim 2 0,9 K HL2

S H = 530.0,9.11,1 = 433,63 (MPa) = Hmin

- Ứng suất uốn cho phép [σH]σH]F]

[σ F] = σ 0 F lim¿K FL K FC

S F ¿

Trong đó :

mF = 6 do độ rắn răng H < 350 (HB)

N FO = 5.106 – Số chu kì cơ sở, lấy bằng 5.106 đối với tất cả các loại thép

KFC = 1 – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn ảnh hưởng khi quay một chiều

Ta có SF = 1,75 – Hệ số an toàn trung bình (Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2])

+ Tải không đổi :

6

1 60 60.1.475.28800 820,8.10

6 2

1

60 60 60 .475.28800 248,7.10

3,3

u

Vì N FE1 N FO do đó N FE1 N FO  5.106

Vì N FE2 N FO do đó N FE2 N FO 5.106

KFL1 = m F

N FE 1 = 6

❑ = 1

KFL2 = m F

N FE 2 = 6

❑ = 1 Tra bảng 6.13/ trang 249 – Tài liệu [2] σ 0 F lim¿¿ = 1,8HB

Ứng suất uốn cho phép [σH]σH]F]:

[σ F] = σ 0 F lim¿K FL

S F ¿

F1= 468.11,75 = 267,43 (MPa)

F2= 414.11,75 = 236,57 (MPa)

3.4.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [σH]σH]H]

0,5 0,5 482,72 433,63 458,83( )

        

Th a mãn đi u ki n: ỏ ề ệ Hmin H 1, 25Hmin  433,63 458,83 542,04 

3.4.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba theo tiêu chuẩn.

Tra bảng 6.15/ Trang 260 – Tài liệu [2] Ta chọn ba 0,315

1

.( 1) 0,315.(3,3 1)

0,67

ba bd

u



Tra bảng 6.4/ Trang 237 – Tài liệu [2] Ta chọnChọn

1,015

K K  

3.4.4 Tính khoảng cách trục aw

aw = 43 (u1- 1) 3

√ T I K Hβ

ψ ba [σ H]2 u1 = 43.(3,3 + 1) 3

√0,315 4 58,8389930,842.1,0152.3,3 =138,15 mm Chọn aw1 = 140 (mm) Theo tiêu chuẩn trang 260 – Tài liệu [2]

3.4.5 Bề rộng vành răng b

bw2 = ψba.aw1 = 0,315.140 = 44,1 (mm)

bw1=bw2 + (4÷5) = 44,1 + 5 = 49,1 (mm)

3.4.6 Tính môđun m

m n = (0,01 ÷ 0,02) aw1

= ( 0,01 ÷ 0,02).140 = (1,4÷2,8)

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế chi tiết máyt kết kế chi tiết máy, ta chọn modun của độ nhám bề mặt a

3.4.7 Tính tổng số răng

- Góc nghiêng bánh răng thỏa: 8° ≤ β ≤20 °

cos8 ° ≥ m n Z1 (u1+1)

2 a w 1 ≥ cos20 °



1

2,5 3,3 1

2.140

Chọn Z1=¿25 răng

- Xác định Z2 theo tỉ số truyền:

2 1 1 25.3,3 82,5

cos β= m n Z1.(u1+1)

2.a w 1 = 2,5.25 (3,3+1)

2.1 40 = 0,959 => β = 16,3o => (Thỏa mãn)

3.4.8 Xác định lại tỉ số truyền.

u1, = Z2

Z1 = 8325 = 3,32

∆ u1 = u1−u1,

u1 = 3,3−3,3 23,3 100% = 0,606%≤(2 % 3 %) => Thỏa mãn

3.4.9 Xác định các kích thước bộ truyền

- Đường kính vòng chia:

d1= m n Z1

cosβ = cos1 6,32,5.25 = 65,12 (mm)

d2 = m n Z2

cosβ = cos1 6,32,5.83 = 216,19 (mm)

dw1 = d1 = 65,12 (mm)

dw2 = d2 = 216,19 (mm)

2,5

2 65,12 2 70,33

cos16,3

(mm)

2,5

2 216,19 2 221, 4

cos16,3

(mm)

1 1

2,5 2,5 65,12 2,5 58,61

cos16,3

(mm)

2 2

2,5 2,5 216,19 2,5 209,68

cos16,3

(mm)

α = 20

tgα tw = tgαα = cosβ tgαα = cos16,3tgα20 = 0,38 =>α tw =20,8°

3.4.10 Tính v và chọn cấp chính xác

v1 = π d1 n1

60.1000 = π 65,12.47560.1000 = 1,62 m/s

Tra bảng 6.3/trang 230 - Tài liệu [2] Chọn cấp chính xác 9

bộ truyền

- Lực vòng Ft1:

1 1 w1

2

899

2

30 8

2 2

76 65,12

, 42

t

T F d

=Ft2

20 2762 1047,38 cos cos16,3



- Lực dọc Fa1: F a1F tg t1  2762 16,3 807,66tg  F a2

3.4.12 Chọn hệ số tải trọng động

Chọn KHv = 1.02 và KFv = 1,04

Ta có:

w1.sin 47.sin16,3

1,68

b m







> 1 nên :

KFα = 4+(ε α−1)(ncx−5)

4 ε α = 1

Trong đó:

1 1 1,88 3, 2 .cos16,3 1, 644

25 83



      

Cấp chính xác bộ truyền – ncx = 9 -> K F 1 (Trang 241 – Tài liệu [2])

2 .( 1)

H



Trong đó:

Hệ số xét đết kế chi tiết máyn hình dạng của độ nhám bề mặt a bề mặt tiết kế chi tiết máyp xúc:

w

4 os 4 os16,3

2.4 sin 2 sin(2.20,8)

H

t



Hệ số xét đết kế chi tiết máyn tổng chiều dài tiết kế chi tiết máyp xúc:

0,78 1,644

Z





H s t i tr ng tính:ệ ố ả ọ K H K H 1,015

Hệ số xét đết kế chi tiết máyn cơ tính vật liệu Cặp vật liệu làm bằng thép: ZM =

190

2 .( 1)

H



= 190.2, 4.0,78 2.89930,842.1, 015.(3,32 1)



H H .Z Z K R V xH 458,83.1.0,89.1 408,36(MPa)

Trong đó: Z R =1 – H s xét đ n nh h ng c a đ nhám b m t ệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ủa độ nhám bề mặt ộ ề ặ

Z V – H s xét đ n nh h ng c a v n t c vòng ệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ủa độ nhám bề mặt ậ ố Z V= 0,85.v0,1 = 0,89

K xH= 1 – H s xét đ n nh h ng c a kích th c r ngệ ố ết kế chi tiết máy ả ưở ủa độ nhám bề mặt ướ ă

Bánh răng tiêu chuẩn nên x1 = x2 = 0

2 1

27,9

3, 47 0,092 3, 47 3,94

28, 27

F

v

x

Với

1

25

28, 27 cos ( ) cos (16,3)

v

z Z



2 2

27,9

3, 47 0, 092 3, 47 3,61

93,87

F

x

83

93,87 cos ( ) cos (16,3)

z v

z Z



1

1

[ ] 267, 43

67,88 3,94

F

F

Y



2

2

[ ] 236,57

65,53 3,61

F

F

Y



Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh răng Z2

uốn tại đáy răng

2

w2

2762.3,61.1,12

101, 29( ) 44,1.2,5

t F F

F

F Y K

MPa

b m

F2

 (Th a mãn)ỏ

F2 F2 .Y Y K R S xF 236,57.1.1, 022.1 241,77( MPa)

Trong đó: KF =1,12 Hệ số tải trọng khi tính của độ nhám bề mặt a bánh răng trụ răng nghiêng

Ft – Lực vòng

YR – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn ảnh hưởng của độ nhám bề mặt a độ nhám mặt lượn chân răng Thông thường lấy bằng 1

YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,022 – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn độ nhạy của độ nhám bề mặt a vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF – Hệ số xét đết kế chi tiết máyn kích thước bánh răng ảnh hưởng đết kế chi tiết máyn độ bền uốn Vì da2’< 400mm nên KxF = 1

3.5 Phân tích lực tác dụng lên cơ cấu

Z1

3.6 Thông số bộ truyền bánh răng

Bảng 3.2 Thông số bộ truyền bánh răng

Khoảng cách trục,

Chiều rộng vành

Đường kính vòng

Z3

Z2’

Z2

Đường kính chân

răng, mm d' 126, 25;f2 d  f3 311, 25 d f1 58,61;d f2  209,68

Đường kính đỉnh

răng, mm d'a2 137,5;d a3 322,5 d a170,33;d a2 221, 4

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, Giáo dục Việt Nam

[2] Nguyễn Trung Dũngn Hữu Lộc, 2012, Cơ sở thiết kế máy, Đại học quốc gia Tp.HCM