Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối vớimột kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấumáy Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại cáckiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu vềkhả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấpchính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều sốliệu 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 tiếtmáy, 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 saunày 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 Đặng Bình Thành Nhiệm vụ của em là thiết

kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răngnghiêng và bộ truyền xích Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớpnối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băngtải

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thứctổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệusong 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 thầyNguyễn Đặng Bình Thành đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báucho việc hoàn thành đồ án môn học này

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ SÔ 1A

(Thiết kế hệ dẫn động băng tải)

Số liệu cho trước:

Mục lục

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1.1Chọn động cơ

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.3 Tính các thông số kỹ thuật của bộ truyền

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền xích

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG 3:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

3.1 Chọn vật liệu

3.2 Tính toán thiết kế trục

3.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

3.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

6.2 Tính toán thiết kế các chi tiết khác

CHƯƠNG 7: BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC

7.1 Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc

7.2 Bôi trơn ổ lăn

CHƯƠNG 8: CHỌN KIỂU LẮP GHÉP VÀ XÂY DỰNG BẢN VẼ

8.1 Xây dựng bản vẽ lắp

8.2 Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếu

CHƯƠNG 1.TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ

Hiện nay có hai loại đông cơ là cơ điện một chiều và cơ điện xoay chiều, thuận tiện

và phù hợp với mạng lưới điện hiện nay của nước ta Ta chọn đông cơ xoay chiều, động

cơ không đồng bộ ba pha roto ngắn mạch vì những ưu điêm sau:

Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào mạnglưới điện ba pha không cần phải đồi dòng điện

1.1.1 Tính toán công suất làm việc

1.Công suất làm việc ( ct 2.11 [I] )

P

lv =

.1000

2 Công suất tương đương ( công thức 2.14 [I] )

Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi: Tmm=1,4T1; T2=0,8T1; T3=0,3T1; t1=2h;

Công suất cần thiết trên trục động cơ là

Pct =

td ht

Hiệu số của bộ truyền bánh răng : �br = 0,96

Hiệu số truyền của bộ truyền xích : �x = 0,92

Hiệu suất của bộ truyền đai : �đ =0,95

Hiệu suất truyền của ổ lăn :

Hiệu suất hệ thống : �ht = �br �x �đ �ol3

=0,9923 0,92 0,95 =0,819 (1_3)

Pct =

td ht

P

η = 0,8194,131 = 5,043 (kW)

1.1.2 Tính toán sơ bộ số vòng quay đồng bộ

Theo công thức 2.16 [I] ta có số vòng quay trên trục công tác:

nlv =

60000

v D

60000.1,8.500

π = 68,75 (Vòng/phút ) (1_4)

Trong đó:

- v: Vận tốc băng tải (m/s)

- D: Đường kính băng tải (mm)

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut = ux.uđ.ubr

Tra bảng 2.4 tr21 [I], ta có:

- ux=4: Truyền động xích

- uđ=3,4: Truyền động đai thang

- ubr=3,15: Truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp

T ≤

k dn

T T

Theo bài ra ta có:

mm T

T =1,4Tra bảng P 1.3:Các thông số kỹ thuật của đông cơ 4A (trang 236,237,242) tađược kết quả

Bảng 1_1 : Thông số động cơ được chọn

Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Chọn : ux =4 ; ubánh răng =3,15

uđai = = 3,49

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 6

Công suất trục động cơ: Pdc = Pct =5,043 (KW )

Công suất trên trục I : PI = PIII .đ ol =4,131 0,95 0,992= 4,75 (kW)

Công suất trên trục II: PII = PI =4,75 0,992.0,96= 4,52 (kW)

Công suất trên trục làm việc : Plv = PII ηx.ηol 2

.9,55.10

ct P

n = 9,55.106= 16722,44 (Nmm)Trục I:

TI = 9,55.106

I I

P

n =9,55.106

4,75

825 = 54984,84 (Nmm)Trục II:

TII = 9,55.106

II II

P

n = 9,55.106

4,52

275 = 156967,27(Nmm)

Trục công tác:

Tct = 9,55.106

lv lv

P

n = 9,55.106

4,0968,75= 568138,18(Nmm)

Bảng 1_2: Thông số các trục làm việc của cơ cấu

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

II.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Lựa chọn loại đai

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa cáctrục xa nhau Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo

ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tảitrọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm các bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ

- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình

thang (đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng

Bảng 2_1 : Các thông số của đai được chọn

Thang

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 10

Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:

13 11

2 1

Chiều dài sơ bộ của đai là :

lsb = 2.asb + 2

)(d1 +d2

π

+ a sb

d d

.4

+

2(500 140)

4.1200

−

= 3405,38 (mm) Tra bảng 4.13 tr 63 [I], ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là ld=3550 mm

Số vòng chạy của đai:

2

−

= 2544,69 (mm)và: ∆ = (d2 -d1)/2 = (500 - 140) / 2 = 180 (mm)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 12

Điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)

Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 0,55.(140 + 500) + 8 = 360 (mm)

2(d1 + d2) = 2.(140 + 450) = 1280 (mm)

Vậy trị số a thỏa mãn điều kiện cho phép về khoảng cách trục

Tính góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ( theo công thức 4.7 tr 54 [I] ):

o

−

= 163,70 Vậy α1 = 163,70O >120O góc ôm thỏa mãn điều kiện

2.1.4 Xác định số đai

Số đai được tính theo công thức 4.16 tr60[I] )

z = [ ] l u z

d cd C C C C P

K P

α

0 (2_7) Trong đó:

+ Công suất trên trục bánh đai chủ động :

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai: (Tra bảng 4.16 và 4.19 [I] )

⇒ Fv = 0,105.21,112 = 46,791 (N)

- Xác định lực căng ban đầu (theo công thức 4.19 [I] )

F0 =

780

o d

P K

v C zα + Fv =

780.5,043.1, 2 21,11.0,91.2 + 46,791 = 168,31 (N)(2_11)

α

= 2.168,31.2.sin

163, 702

n2

Hình 2_2: Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc

Bảng 2_2: Thông số bộ truyền đai

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt

là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độbền mòn cao

2.2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Pt - Công suất tính toán

P = 5,043 (kW) - Công suất cần truyền;

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với z01=25, n01 = 200 vòng/phút,bước xích p=25,4 theo bảng 5.5 tr80 [I]

Trong đó : (Tra bảng 5.6 tr82 [I] )

Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền :

ko = 1 ( Do góc nghiêng nối tâm 45O <60o)

Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 (Do chọn a = 30…50p )

Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1,25 (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích);

Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn:

kbt = 1,3 (Tra bảng 5.6[I] và 5.7 tr 82[I] )

Hệ số tải trọng động :

kđ = 1,2 ( Do trường hợp tải trọng vừa )

Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền :

kc = 1 (Làm việc 1 ca )

⇒ k = 1,95

Từ (2_12) ta tính được: Pt = 5,043.1,95.1,08.0,727 =7,72 (kW) < [P] = 11(kW)Vậy Pt = 7,72 ( kW ) (thỏa mãn điều kiện)

Vậy tra bảng 5.8 trang 83 [I] ta chọn bước xích :

p = 25,4(mm) < pmax = 50,8 (mm) ⇒ Thỏa mãn điều kiện

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 18

2 1 2

4

) (

+

+

2 2

−+

+

−

2 1 2 2

1 2 1

2

)(

2)]

(5,0[5

,0

π

z z z

z x

z z

(2_15)Theo đó, ta tính được: Theo đó, ta tính được:

II c

z n

x ≤ [i] (2_16)

Ta có : i =

23.27515.146 = 2,89

⇒ i = 2,89 < [i] = 30 (Tra bảng 5.9 tr85[I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiệntượng gẫy các răng và đứt mắt xích

4 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng vađập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn(theo công thức 5.15 tr85 [I] )

- Khối lượng của 1 mét xích : q = 2,6 kg

- Hệ số tải trọng động : kđ = 1 (Chế độ làm việc êm );

- Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:

v =

1 3

.60.10

- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40oso vớiphương nằm ngang (tra bảng 5.10 tr86[I])

Với: f = (0,01…0,02)a, ta lấy: f = 0,015.a =0,015 1,014 = 0,01521 (m);

F0 = 9,81 2 2,6.1,01521 = 51,78 (N)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 20

Từ đó, ta tính được: s =

56700 1.6827,79 51, 78 1,139 + + = 8,240 [s] =8,2

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.2.3 Xác định đường kính đĩa xích và lực tác dụng lên trục

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

df1 = d1 - 2r

Trong đó :

Bán kính đáy răng : r = 0,5025.dl + 0,05 với : dl = 15,88 (mm) ( tra bảng 5.2 tr78[I] )

⇒ r = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 (mm)

Do đó: df1 = 187-2.8,03 = 171(mm)

df2 = 817-2.8,03= 801(mm)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 22

2 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: (theo công thức5.18 tr87 [I] )

σH = 0,47

d

vd d t r

k A

E F K F k

+

≤ [σH] (2_18) Trong đó:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] =650 (MPa ) ( Tra bảng 5.11 tr86 [I])

- Lực vòng trên băng tải : Ft = 3000(N)

E E

E E

Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích :

Với : kx = 1,15 (Bộ truyền nằm ngang một góc < 450 )

⇒ Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 3000 (N)

⇒ Fr = 1,15 3000=3450 (N)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 24

Bảng 2_3: Thông số kích thước của bộ truyền xích

Bị động : da2 = 829 mmĐường kính vòng đỉnh răng của đĩa xích Chủ động : df1 = 171 mm

Bị động : df2 = 801 mm

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 26

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vậtliệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có

độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền

có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòncủa răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10đến 15 đơn vị:

lim 0

σ

ZR .Zv KxH KHL

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 theo công thức (6.1a)tr93 [1] và theo công thức (6.1b) tr93 [1], ta có

[σH] = H

HL H S

K

.

lim 0

σ

(2_20) [σF] = F

FL FC F

σ

( Tra bảng 6.2 tr94 [I] )

+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn

KHL =

HO mH HE

N

N (2_21)

KFL =

FO mH FE

- NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

(Theo công thức 6.5 tr93 [I] )

Với: NHO = 30.H 2HB,4 (2_23)

⇒ NHO1 = 30 2452,4 = 16259974

NHO2 = 30 2302,4 = 13972305

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

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

-NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:( theo công thức 6.7 và 6.8 tr93 [I] )

T T n t

∑

Trong đó:

c =1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i

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

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

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

[σH]2 =

5301,1 = 481,8 Mpa

[σF]1 =

441.1.11,75 = 252 MPa

[σF]2 =

414.1.11,75 = 236,5 Mpa

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 30

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trịtrung bình của [σH]1 và [σH]2 nhưng không vượt quá 1,25[σH]min

I H

H ba

T K u

2 Xác định thông số ăn khớp

- Xác định môđun ta có : m = (0,01 ÷ 0,02)aw (2_27)

=>m= (0,01 ÷ 0,02).106= (1,06 ÷ 2,12) mm

Chọn : m = 2 ( tra bảng 6.8 tr99 [I])

m u+ =

2.1062.(3 1)+ = 26,5

t

m z

=

2.(25 75)2

+

= 100 mm suy ra : bw = 0,35 100= 35 mm

3 Xác định đường kính của các bánh răng

- Đường kính vòng chia :

d1 =

12

cos

z

2.250,943 = 53mm

d2 =

22

cos

z

2.750,943= 159mm

- Đường kính lăn :

dw1 =

w2

b m

β

π = π =1,83 > 1

(Thỏa mãn điều kiện trùng khớp.)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc phải thỏa mãn điều kiện sau: (công thức 6.33 tr105 [I] )

σH = ZM ZH Zε

2 1

+ ZM = 274 Mpa1/3 - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp(Tra theo bảng 6 5 tr 96 [I])

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc

cos.2

o o

= 1,39

- Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định dựa vào εβ như sau:

εβ =

w.sin

b m

β

π = 1,833 > 1 nên ta có Zε = 1 /εα

εα - Hệ số trùng khớp ngang ta có :

εα =

1 1 2 , 3 88

,

1

2 1

−

z z

π

= 2,289 m/s < 30 m/sVậy tra bảng 6.13 tr 106[I] , ta được cấp chính xác 9

⇒ Tra bảng 6.14 tr 107 [I] ta được KHα = 1,13

- KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp(công thức 6.41 tr107 [I] ) :

v b d

T K Kβ α (2_33)Trong đó :

= 362 Mpa < [σH] = 519 Mpa (Thỏa mãn điều kiện)

5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi uốn.

Điều kiện bền uốn cho răng: (theo công thức (6.43) tr108 [I] và (6.44) tr108 [I])

σF1 =

1 1

Y

Y

σ

≤ [σF2] Trong đó:

+TI = 54984,84 - Mô men xoắn trên bánh chủ động

+m = 2 - Mô đun pháp

+bw= 35 (mm ) - Chiều rộng vành răng

+dw1 = 53 (mm) - Đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 , ta có :

⇒ zv2 = 3 0

75cos 19, 22 = 89,08 Lấy zv2=89Theo bảng 6 18 tr109 [I] , ta có: YF1 = 3,90 ; YF2 = 3,51

KFv_ Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức ( công thức 6.46 và 6.47 tr109 [I])

KFv = 1 +

1

u (2_37)Trong đó:

+δF = 0,006 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

KFv = 1 +

5,96.35.532.54984,84.1, 07.1,05 = 1,1 Vậy :

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

6 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

- Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc (công thức 6.48 và 6.49 tr110 [I])

σHmax = σH Kqt với Kqt = Tmax/T = 1,4

=> σHmax =362 1, 4 = 428,324< [σH1]max =1624 Mpa (2_48) [σH2]max =1260 Mpa

-Kiểm nghiệm quá tải uốn :

σF1max = σF1.kqt = 18.7 1,4 = 26,18 < [σF1]max = 464 Mpa

σF2max = σF2.kqt = 37,4 1,4 = 52,36 < [σF2]max = 360 MpaVậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải

7 Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc với cạnh răng.

Lực Fn được phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr,

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 38

Hình 2_6: Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

- Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ

+Lực vòng:

Fx1=

I 1

II 2