THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI... TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY... - Phần III : Tính toán bộ truyề

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Mục lục

Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:

- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.

- Phần III : Tính toán bộ truyền xích

- Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

- Phần V : Chọn khớp nối.

- Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục.

- Phần VII : Tính chọn then.

- Phần VIII : Tính chọn ổ trục.

- Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.

- Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác

- Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình

Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó được giao đề tài :

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên

Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải

Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững,

dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành

đồ án môn học này

Hưng Yên, ngày…/…./…

Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt

Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2 Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ

* Công suất cần thiết:

- Công suất danh nghĩa trên trục công tác: P dn = F.v/1000

Với F: lực kéo băng tải

V: vận tốc băng tải

⇒Pdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW

- Công suất đẳng trị của động cơ: β = P 1 ∑(P t i/ )1 2t i/∑t i

Trong đó: -P 1 : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục công tác.

- P i : Công suất tác dụng trong thời gian t i

- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:

Ta gọi ηht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

ηht = ηk.ηđ.ηrtru.ηol4ηx

Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1

ηk – hiệu suất của khớp nối ηk = 1

ηđ - hiệu suất của bộ truyền đai thang ηđ = 0,95

ηrtru – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηrtru = 0,97

ηol – hiệu suất của một cặp ổ lăn ηol = 0,99

ηx – hiệu suất của bộ truyền xích ηx = 0,92

⇒ ηht=1 2 0,95.0,97.0,99 4 0,92= 0,8144

- Công suất cần thiết trên trục động cơ: P ct = P t / η= = 5,597 /0,144 = 6,87 kW

* Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ:

- Số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000.v/(πD)

Với: v- vận tốc băng tải (m/s)

D- Đường kính băng tải (mm)

- Số vòng quay trên trục động cơ : n sb = n lv u t = 26,75 56 = 1498 (v/p)

* Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4

1.2 Phân phối tỷ số truyền:

* Tính lại tỷ số truyền chung: u t = n đc / n lv = 1450 / 26,75 = 54

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Chọn tiết diện đai

Chọn tiết diện đai thang:

Theo hình 4.1 tài liệu [1]

40 0

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:

2.2.Tính toán sơ bộ đai

với vmax = 25 m/s → thoả mãn điều kiện.

Theo (4.2) tài liệu [1]

800

4,1( 1 ) 200( 1 0,02 )

t

d u

%5,2

%100.4

41,4

%100

Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2:b

Theo (4.4) tài liệu [1]

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

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Theo công thức (4.15) tài liệu [1]

max

15,12

4,513,35

v

l

= = = <

với imax = 10 vòng/giây

Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]

Trong đó:

2

) (d1 d2

8836

d 1

C C C C ] [P

K P z

α

=

Trong đó:

+ Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → Cα= 1-0,0025(180- α1) = 0,89với α = 139o

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

3350

1,971700

o

l

Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét

-lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1)

Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] → Cl = 1,15

+ Kđ : hệ số tải trọng động

Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → Kđ = 1,1

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → Cu = 1,14 với u = 3,86

+ [Po] : công suất cho phép (kW)

Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [Po] = 4,06 kW

→ P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69

Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → Cz = 1

Do đó

z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45

→ lấy z = 1

2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1)

+ Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra:

Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1]

Fv = qm v2 =0,105.15,122

+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]

qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng =15,12(m/s)

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]

v d

z C v

K P

.

.

780 1

α

F0 =

1.89,0.12,15

1,1.87,6.780

+ 30 = 376,9 (N)

Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1)

F r = 2F o z sin(α1 /2) = 2 376,9 1 sin(139 /2)

→ F r = 706 (N)

Hình dáng mặt cắt đai

Bảng thống kê

Đường kính bánh đai nhỏĐường kính bánh đai lớnChiều rộng bánh đaiChiều dài đai

Số đaiLực tác dụng lên trục

d1, mm

d2, mm

B, mm

l, mmz

Fr, N

200800 20 3350 1

Pt = P k kz kn≤ [P] (2.19)

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW)

[P]- công suất cho phép

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích

p = 31,75 (mm), theo bảng 5 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:

k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;

với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;

kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp

vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;

kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;

Từ (II -20) ta tính được: k = 1 1 1,25 1,3 1,2 1,25 = 2,437

Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19 2,437 1 1,046= 5,79 (KW)

⇒ Pt = 5,79 KW < [P] = 19,3 KW

Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1]

điều kiện p <pmax được thỏa mãn

Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:

2

2 1 24

.)(

π

−

(2.21) ⇒ x = 231.1270,75 +

75,31.)2460(

−+

+

−

2 1 2 2

1 2 1

2

)(

2)]

(5,0[5

,0

π

z z z

z x

z z

−+

+

−

2 2

14,3

)2460(2)]

2460(5,0122[24605,0122

⇒ a*w2 =1272,86 = 1273 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng: ∆a = (0,002…0,004)a*

.15

.1

≤ [i] (2.23)

⇒ i =

122.15

14,191.24

= 2,486Theo bảng 5 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25;

⇒ i = 2,486 < [i] = 25, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa

k

Q

++ 0 ≥ [s] (2.24)Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:

p n III z

(2.25) ⇒ v =

60000

14,191.75,31.24

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015 1269 = 19,035 (mm);

kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40oso với phương nằm ngang;

Từ đó, ta tính được: s =

38,2222,18935,902.1

180sin

75,31

180sin

75,31

• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

d

vd d t r

k A

E F K F k

.+

2

1.2

E E

E E

+ - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 MPa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12 - tr 87 - tài liệu [1],

ta có: A = 262(mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:

- Ưng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:

1.262

10.1,2.95,72,1.14,902432,

10.1,2.18,32,1.35,902222,

Như vậy: σH1 = 288,84 MPa < [σH] = 600 MPa ; σH2 = 205,67 MPa < [σH] = 600 MPa;

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích

f Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích

Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:

F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.32)

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:

Fr = kx Ft (2.33)

Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ

Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

Các đại lượng Thông số

PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG

4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Bánh nhỏ : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có

các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có

các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

σ

ZR .Zv KxH KHL (3 34)

YR Ys KxF KFC KFL (3 35)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;

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức (3 17) và (3.18) trở thành:

[σH] =

H

HL H

S

K

.lim 0

S

K

K

.lim 0

σ

(3 35a)Trong đó:

σ lim

0

H và σ lim

0

cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

(3 36)

mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ)

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2

⇒ KHL1 = 1 , KHL2 = 1;

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

1,25[ ]σH min = 1,25.500=625 Mpa > [σH] =509,0905 Mpa

* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

ba H

H II

u

K T

ψσ

β

trong đó:

- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Với cặp bánh răng

nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1]

- u là tỷ số truyền u = u2 = 3,78- KH β: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính

,0130260,44.1

)1.(

ba H

H II

u

u K T

ψσ

1)8.1,01.(3,7

10cos 2

34 +

°

u m

Rõ ràng là aw tính theo (6.21) khác với aw tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể trị

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

và góc nghiêng thực tế là:

100.2

2.7620

5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện

σH =

nh w w

nh H H

M

U b d

U K T Z Z

Z

)1.(

2

1 2

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

) 67 , 20 2 sin(

26 , 16 cos 2 2

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH β.KHV KH α

- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’

=+

=

184,178,3/100.577,1.73.002,0

028,113,1.03,1.44,30260.2

84,41.30.577,11

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o H H

H H Hv

ω

α β

ω ω

δν

ν

Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒δH = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒ go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒ KH β = 1,01

⇒ KH = KH β.KHV KH α =1,03.1,13.1,025= 1,193

8 , 41 78 , 3 30

) 1 78 , 3 (

193 , 1 44 , 30260 2 7728 , 0 713 , 1

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v =1,577 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25÷0,63 µm Do

đó ZR = 1 với da< 700mm ⇒ KxH = 1

Nhận thấy rằng σH < [σH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.

6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay:

Điều kiện bền uốn cho răng:

σF1 =

1

1 1

2

w nw

F F

d m b

Y Y Y K

Y

Y

σ

≤ [σF2] Trong đó:

T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 30260,44 Nmm;

mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw = mtw = 2(mm);

z

(3.59)

zvn2 = 3β

2cos

z

(3.60)

⇒ zvn1 = cos3(1620,260) = 22.6

⇒ zvn2 = cos3(1676,260) = 85,90

Theo bảng 6 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,39 ; YF2 = 3,50;

KF α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6 14- tr 107- tài liệu [1]

K K T

d b v

2

1

δF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 - tr 107 - tài liệu [1], ta chọn δF = 0,006;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 - tr 107 -

)18,3.(

41,8 +

= 5,028 Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:

σF1 =91,25 Mpa < [σF1] = 257,143 Mpa;

σF2 = 94,21 Mpa < [σF2] = 246,857 Mpa

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xúc:

σHmax = σH Kbd với Kqt = Kbđ = 1,5

=> σHmax = 518,18 1,5 = 634,63 < [σH1]max =1624 Mpa, [σH2]max =1260 Mpa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48

σF1max = σF1.kqt = 91,25.1,5 = 136,875 < [σF1]max = 464 Mpa

σF2max = σF2.kqt = 94,21.1,5 = 141,315 < [σF2]max = 360 Mpa

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải

8 Thông số cơ bản của bộ truyền

- Góc ăn khớp: αt = αt ω = arctg(tgα/cosβ) = 20,670

- Đường kính chia : d1= m.Z1/cosβ =2.20/cos(16,26 o) = 41,7 (mm)

Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ

w

d

T

= 2.3026041,7,44 =1447,8 N + Lực hướng chiều trục Fz1:

Fz1=Fx1 tgαtw cosβ (IV -18)

⇒ Fz1=1447,8 Tg20,670 cos16,260 =527,19 N

+Lực hướng kính:Fy1 :

Fy =Fx1 tgβ (IV -19) ⇒ Fy =1447,8 tg16,260=378,2 N

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn: