THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP bánh răng côn răng thẳng

• Các số liệu cho trước : 1. Lực kéo băng tải : F = 8750 N 2. Vận tốc băng tải : v = 0,42 ms 3. Đường kính tang : D = 190 mm 4. Thời hạn phục vụ : lh = 16000 giờ 5. Số ca làm việc : số ca = 2 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 400 7. Đặc tính làm việc : va đập vừa Tmm = 1,4 T1 T2 = 0,77 T1 t1 = 2,6 h t2 = 3,7 h tck = 8 h PHẦN I : I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Công suất yêu cầu xác định theo công thức : Pyc = Trong đó : Công suất công tác Pct : KW Với : v = 0,42 ms – vận tốc băng tải F = 8750 N – lực kéo băng tải Hiệu suất dẫn động : = Theo bảng 2.3 TTTKHDĐCK ta có = 0,97 – hiệu suất một cặp bánh răng côn =0,95 – hiệu xuất bộ truyền đai để hở = 0,995 – hiệu suất một cặp ổ lăn = 0,99 – hiệu suất nối trục = 0,995 – hiệu suất một cặp ổ trượt = 0,96.0,95.0,9932.0,99.0,995 = 0,898 ;

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

Loại hộp : Hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng

2 Nối trục đàn hồi 5 Băng tải

• Các số liệu cho trước :

1 Lực kéo băng tải : F = 8750 N

PHẦN I :

1 Công suất yêu cầu xác định theo công thức : Pyc = β

42,0.87501000

Với : v = 0,42 m/s – vận tốc băng tải

F = 8750 N – lực kéo băng tải

77,0)8

6,2.(

t T

T

= 0,77 < 1 ( TM) ⇒ Công suất yêu cầu :

Ptd = β

ηct.

P

= 3,6750,898.0,77 = 3,14 KW

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là ut Theo bảng 2.4 TTTKHDĐCK ta có :

Đồng thời có momen mở máy thỏa mãn điều kiện :

Tmm/T ≤ Tk/Tdn

Từ kết quả tính toán : Pyc = 3,14 kW

nsb = 675,68 vg/phTheo bảng phụ lục P1.3TTTKHDĐCK ta chọn động cơ

Kiểu động cơ Công suất kW

Vậy động cơ 4A132S8Y3 đã chọn đáp ứng được các yêu cầu đề ra.

4 Phân phối tỉ số truyền

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

ut =

lv

dc n

n

=42720,23= 17,04 trong đó : Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng /phút )

nlv –là số vòng quay của trục máy công tác (vòng /phút)

- Phân phối tỷ số truyền:

ut = un.uh

Với : un – tỉ số truyền của bộ truyền ngoài

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Vì đường kình bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa ,do đó để tránh cho sai

lệch về tỷ số truyền không quá một giá trị cho phép ( 4 ≤ %) ta nên chọn tỷ số truyền theo tiêu chuẩn ud =un = 4

⇒Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng : uh = ut/un = 16,95/4 = 4,26

Gồm các trục:

Trục động cơ Trục bánh răng nhỏ: trục ITrục bánh răng lớn : trục IITrục công tác

1 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác : Pct = 3,675 kW

Công suất trên trục II : P2 =

ol k ct

P

η

η = 0,993,.6750,995.= 3,73 kWCông suất trên trục I : P1 =

ol br

P

η

2 = 0,973,.073,995= 3,865 kW

Công suất trên trục động cơ :

Pdc =

ol d

n

=4

720

= 180 vg/ph

Tốc độ quay trên trục II : n2 =

h u

n1

= 4180,26= 42,25 vg/phTốc độ quay của trục công tác : nct = n2 = 42,25 vg/ph

3 Mô men xoắn trên các trục

Ta có công thức tính mô men xoắn: Ti = 9,55.106 i

i n P

Mô men trục động cơ : Tđc =9,55.106 dc

dc n

P

=9,55.106.720

4 = 53055,56 N.mm

Mô men trên trục I : T1= 9,55.106 1

Mô men trục công tác : Tct = 9,55.106 ct

ct n

P

= 9,55.10642,25

675,3

PHẦN II : THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CHI TIẾT MÁY

Trong đó : mô men xoắn trên trục động cơ Tdc = 53055,56N.mm

d1 = (5,2 6,4)3 53055,56 = 195,4 240,5 mm

Chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 200 mm

- Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện :

60000

d1n dc

v=π ≤(25÷30) m/s

⇒

60000

720.200

d2 = 1.(1−ε) = 200.(1 – 0,01).4 = 729 mmVới ε=0,01 - hệ số trượt của đai vải cao su

⇒ Chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 800 mm

- Tỷ số truyền thực tế : utt=

)1.(

u

u −

04,4

404,

4 −

= 1% < 4 %

⇒ Bộ tuyền đảm bảo

3 Khoảng cách trục và chiều dài đai

- Khoảng cách trục được xác định theo công thức :

a ≤(1,5 2)(d1 + d2) = ( 1,5 2)(200+800) =1500 2000 chọn a = 1800

- Từ khoảng cách a đã chọn ta có chiều dài đai :

L = 2a + π(d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/4a

L = 2.1800 + π(200 +800)/2 + (800-200)2/4aL= 5220,79 mm

Tăng thêm 100÷400 tùy theo cách nối đai , tăng thêm 379,21 ⇒L = 5600

- Xác định lại khoảng cách trục theo L :

a = (λ+ λ2 −8∆2 )/4 = (4029,2 + 4029,22 −8.3002 )/4 = 1992trong đó : λ = L –π(d1+d2)/2 = 5600 – π(200+800)/2 = 4029,2

4 Xác định tiết diện đai

- Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai

- Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [σ]0 =k1−k2.δ/d1

- Bộ truyền nằm nghiêng một góc 400 ⇒Ứng suất căng ban đầu [σ]0= 1,8 MPa

- Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10

25,2200/5.105,2][σF 0 = − = MPa

- Hệ số ảnh hưởng của góc ốm α1 theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK: Cα= 0,94

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK : Cv= 1

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền với α = 400 : C0= 1

1.1.94,0.25,2 ][][σF = σF 0CαC v C0 = = 2,115 MPa

- Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,25

⇒b = Ft.Kđ/([αF].δ) = 530,57.1,25/(2,115.5) = 62,73 mm

⇒theo tiêu chuẩn chọn b= 63 mm

- Tiết diện đai : A = b.δ = 63.5 = 315 mm2

- Chiều rộng bánh đai B = 71

5 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu : F0 = σ0.b.δ = 1,8.63.5 = 567 ( N )

- Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.sin(α1/2) = 2 567.sin(81,40) = 1121,24 (N)

⇒ Ta có bảng kết quả tính toán

II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

1 Chọn vật liệu

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt về vật liệu và quan điểm thống nhất hóa thiết kế ở

đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau :

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 240HB có σ 1= 750 MPa , σch1= 450 MPa

Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 200HB có σ 1= 750 MPa , σch1= 450 MPa

2 Định ứng xuất cho phép

- Ta có công thức tính ứng xuất tiếp xúc cho phép : [ H] H0 K HL /S H

H

σ = 2HB + 70

1 lim

H

σ = 2.240 +70 = 550 Mpa 0

2 lim

Với bậc của đưởng cong mỏi mH = 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : NHO = 30.HB2,4

Với c,n i,T i,t ilần lượt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

1 1

7 3

3

8

7,3.77,08

6,2.1.(

26,4

180.1

=

VìN HE2 >N HO2.Tương tự thì do đóN HE1>N HO1Nên suy ra KHL = 1

Hệ số an toàn khi tính ứng xuất uốn : SH = 1,1

- Như vậy theo 6.1a_TTTKHDĐCK sơ bộ xác định được :

H HL H

Để tính toán bộ truyền ta chọn [σH]= [σH]2 = 427,27

- Ta có công thức tính ứng xuất quá tải cho phép : [ ]F 0F K FC.K FL /S F

F

σ = 1,8.240 =432 Mpa0

2 lim

F

σ =1,8.200= 360 Mpa

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:KFC = 1(vì tải đặt một phía)

Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của

bộ truyền: KFL = m F

FE

FO N

N / Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn mF = 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO =4.106

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: ( ) i i

m i

/

/

60 ∑ max

=

7 6

6

8

7,3.77,08

6,2.1.(

26,4

180.1

=

Vì NFE2 = 1,709.107 > NFO2 = 4.106 do đó KFL2 = 1.Tương tự thì KFL1 = 1

Hệ số an toàn khi tính ứng xuất uốn : SF = 1,1

- Như vậy theo 6.2a_TTTKHDĐCK so bộ tính toán được :

1][σF = 432.1.1/1,1= 392,73 MPa

2][σF = 360.1.1/1,1=327,27 Mpa

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :

- Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động theo ct

u – Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u = 4,26

T1 – Momen xoắn trên trục dẫn : T1= 205059,7 mm

Kbe - Hệ số chiều rộng vành răng ; lấy K be=0,25 (vì u = 4,24 >3)

kH β- Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với:

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1=z1.mtm=23.4,375 = 100,62 mm

- Chiều rộng vành răng : b = Re.kbe= 251,65 0,25 = 62,9

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

zH – theo bảng 6.12 với x1 + x2 =0 ta có zH=1,76

T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 205059,7 N.mm

zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức

zε= (4−εα)/3 = (4−1,715)/3 = 0,874Theo công thức 6.60_TTTKHDĐCK ta có :

α

ε = 1,88 – 3,2(1/z1 +1/z2) = 1,88 – 3,2(1/23 +1/98) = 1,708

Kh – theo công thức 6.61_TTTKHTDĐCK :

kH =kH α.kH β.kHV

kH β – theo trên ta có kH β=1,13

kH α:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng kH α=1

kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63_ TTTKHTDĐCK :

kHV = 1 + νH.b.dm1/(2.T1.kH β.kH α)

Trong đó: với v = π.dm1.n/60000 =π.100,62.180/60000 = 0,948 m/s

Tra bảng 6.15_TTTKHDĐCK ta có : δH= 0,006

Bảng 6.16_TTTKHDĐCK có : go = 82 với cấp chính xác là 9

⇒ νH = δH.g0.v d m1(u+1)/u= 0,006.82.0,948. 100,62(4,26+1)/4,26 = 5,19 ⇒ Vậy kHV = 1+ 5,19.62,9.100,62/(2 204104,72.1.1,13) =1,047

Ta có :σH= 386,54 < [σH] 427,27 Mpa ⇒thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

kF α: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸ kF α=1

kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo công thức :

Với răng thẳng Yβ= 1

Với zv1=z1/cos(δ1) = 23/ cos(13,2ο) =23,62

1 1

F F

F F

σσ

σσ

⇒Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

⇒ σFmax1=σF1.kqt= 47,79.1,4 = 66,9 MPa <[ ]σF1 max=480 MPA

σFmax2=σF2.kqt= 51,18.1,4= 71,65 MPa < [ ]σF2 max=440 MPA

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn

8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :

Theo các công thức trong bảng 6.19_ TTTKHTDĐCK ta có :

- Đường kính chia ngoài : de

- Chiều cao chân răng ngoài : hfe

hfe1=he- hae1= 11– 6,95= 4,05 mm

hfe2= he- hae2 = 11 – 3,05 = 7,95 mm

- Đường kính đỉnh răng ngoài : dae

dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1= 115 + 2.6,95.cos( 13,20) = 128,53 mm

dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2= 428,76 + 2.3,05.cos( 76,790 ) = 430,15 mm

9 Xác định lực ăn khớp :

Lực vòng : Ft1= Ft2 = 2T1/dm1= 2 205059,7/100,62= 4075,92 N

Lực hướng tâm : Fr1 = Ft1.tgαtwcosδ1 = 4255,7.tg200.cos (13,20) = 1444,3 N

Fr2 = 4255,7.tg200.cos(76,790) = 339,01Lực dọc trục : Fa2 = Fr2 = 339,01 N ; Fa2 = Fr1 = 1444,3 N

Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn

Đường kính trung bình của bánh răng dm1 = 100,62 mm

dm2 = 428,76 mmĐường kính chia ngoài của bánh răng de1 = 115 mm

de2 = 490 mmĐường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng dae1 = 128,53 mm

dae2 = 430,15 mmGóc côn chia của bánh răng δ1 = 13,2°

7 Chọn vật liệu :

- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb =600MPa, ứng suất xoắn cho phép ]

Dựa vào đường kính vừa chọn , ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 _TTTKHDĐCK , ta có:

- d1 = 45 mm ⇒ b01 = 25 mm ;

- d2 = 75 mm ⇒ b02 = 37 mm ;

9 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách trục

Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

- Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức:

lmik = (1,2…1,4)dik

Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn;

- Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ :

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10 3_ TTTKHTDĐCK, ta có:

+k1 :Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

Xác định chiều dài của các đoạn trục:

- Theo bảng 10 4 _TTTKHDĐCK, xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn -

trụ (H.10.10 - tr 193), ta có các kết quả như sau:

a Ta có lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn theo công thức :

Ft1 = 2T1/dm1 = 4075,92 N

Fr1 = Ft1 tgα.cosδ1 = 1444,3 N

Fa1 = Ft1 tgα.sinδ1 = 339,01 NGiả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ

Ta tính toán được các thông số như sau:

Phản lực theo phương của trục y:

Vậy YB , Yc có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

Phản lực theo phương của trục x:

∑M x (B) = - Xc.l11 + Ft1.l13

⇒ Xc = (Ft1.l13)/l11 = 4075,92.181,88/120 = 6177,74 N

∑F ( X) = XB – XC + Ft1

⇒ XB = XC – Ft1 = 6177,74 – 4075,92 = 2101,82 N

Vậy XB,XC có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

b.Tính đường kính của trục

- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 45 mm, vật liệu chế tạo trục là thép

45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5_TTTKHTDĐCK, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 50 Mpa

- Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d = 3 M td /0,1.[σ]

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15

và10.16_TTTKHDĐCK momen tương đương được tính theo công thức :

Mtd = M x2 +M y2 +0,75M z2

Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn A

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 3176759,87/(0,1.50)= 32,87

- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính

được đường kính của trục tại mặt cắt A là:

-Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB =3196491,07/(0,1.50)= 33,99 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn :

- Mô men xoắn TC

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi

chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau:

- Mô men uốn MD y = Fa1.dm1/2 = 339,01.100,62/2 = 17055,5 N.mm

- Mô men xoắn D

z

T = 205059,7 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt D:

D tđ

M = 170555,62 +0,75.205059,72 = 178404 Nmm;

- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 3178404/0,1.50= 32,92 mm

- Do tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải

tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là:

a Tính phản lực tại các gối đỡ E và G

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ E và G theo hai phương x và y như hình

vẽ Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y:

Vậy YE , có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

+ Phản lực theo phương của trục x:

∑M x (G)= XE.l21 – Ft2.(l21 – l22) + Fk.l23

⇒ XE = [Ft2.(l21 – l22) – Fk.l23]/ l21 = 1548,5N

∑F x = XE – Ft2 + XG – Fk = 0

⇒ XG = Ft2 + Fk – XE = 4075,9 + 1621,37 – 1548,5 = 4148,77 N

Vậy XE, XG có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ.

b.Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d2 = 75 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5_TTTKHTDĐCK, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 48 Mpa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d = 3 M td /0,1.[σ] Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15 và 10.16_TTTKHDDCK momen tương đương được tính theo công thức :

Mtđ = M x2 +M2y +0,75.M Z2 Xét các mặt cắt trên trục II:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc

Mô men uốn = = 0

- Mô men xoắn = 0 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt E: = 0 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt E: dE = 3 0/0,1.48 = 0 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với bánh răng bị động của bộ truyền:Xét thấy momen theo trục x về phía trái của F lớn hơn phía phải F nên ta lấy momen phần bên trái của F

- Kích thước của trục tại mặt cắt F: dF = 3 834443,2/(0,1.48) = 54,81 mm

Do mặt cắt tại F có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:

dF = 54,86 + 0,04.54,86 = 57,05 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm G - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn :

∑M y (G) = YE.l21 + Fr2.(l21 – l22) – Fa2.( dm2/2)

= 1096,99.337 + 339.(337 – 159,84) – 1444,3.(428,76/2)

= 120113,84

- Mô men uốn :

∑M x (G)= XE.l21 – Ft2.(l21 – l22) + Fk.l23

= 1548,5.337 – 4075,9.(337 – 159,84) + 1623,7.123,5

= 285

- Mô men xoắn = 843112,42Nmm;

- Mo men tương đương trên mặt cắt G:

MG

td = 120113,842 +2852 +0,75.843112,422 = 739970,5 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt G: dG = 53,6 mm;

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại E và G là như nhau:

IV.Tính toán mối ghép then

a Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục I :

- Chọn then :

Theo bảng 9.1a_TTTKHTDĐCK , với đường kính trục chỗ lắp then là d = 35 mm Ta chọn loại then là then bằng có :

Bề rộng then : b = 10 mm

Chiều cao then : h = 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 5 mm

Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng nhỏ là :

Tra bảng 9.5_TTTKHTDĐCK Ta được [σ]= 50 MPa ; [τ]= 50 MPa

Then lắp trên bánh răng côn nhỏ : σd= 2 205059,7.0,75/[35.50.(8 – 5)] = < 100 MPa

τC = 2 205059,7/(35.50.10) = 23,43 < 50 MPa

Then trên bánh đai lớn : σd = 2 205059,7/[35.55.(8 – 5)] = <100 MPa

τC = 2 205059,7/(35.55.10) = 21,2 < 50 MPa

Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục I

b.Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục II