Thuyết minh đồ án cơ sở thiết kế mấy hộp giảm tốc đồng trục

full thuyết minh đồ án cơ sở thiết kế máy hộp đồng trục , full k cần chỉnh sửa. Chúc các bạn may mắn, thành công và đạt điểm cao trong kì đồ án chi tiết máy sắp đến good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you good look for you

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể

thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, đặc biệt là đối với kỹ

sư nghành chế tạo máy Đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như : Cơ sở thiết kế máy, Sức bền vật liệu, Kỹ thuật đo,

Nguyên lý máy, Vẽ kỹ thuật, Đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ

án các môn học khác sau này

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụrăng nghiêng đồng trục Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thôngqua bộ truyền đai thang

Nội dung của đồ án được chia làm 7 phần như sau:

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Phần II: Thiết kế bộ truyền đai

Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng

Phần IV: Thiết kế trụcPhần V: Tính mối ghép thenPhần VI : Chọn ổ lăn

Phần VII : Thiết kế cấu tạo vỏ hộp và các chi tiêt máy khác

Phần VIII: Bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp, chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép

Phần XI: Sử dụng và bảo quản

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng

hợp còn có nhiều vấn đề chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót Em rất mong

được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để

em cũng cố và hiểu sâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành nhiệm vụ được giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

MỤC LỤC Trang

CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

I Chọn động cơ 5

1 Xác định công suất cần thiết 5

2 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ 5

3 Chọn động cơ 6

II Phân phối tỉ số truyền 6

1 Tỷ số truyền chung 6

2 Tốc độ quay các trục 7

3 Mômen xoắn trên trục 7

CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 9

I Thiết kế bộ truyền đai dẹt : 9

1 Chọn loại đai 9

2 Định đường kính bánh đai 9

3 Định khoảng cách trục a và chiều dài đai l : 10

4 Kiểm nghiệm góc ôm

11 5 Xác định tiết diện đai : 11

6 Xác đinh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 12

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG

HỘP GIẢM TỐC 13

I Chọn vật liệu 13

II Xác định ứng suất cho phép 13

1 Ứng suất tiếp xúc cho phép : 13

2 Ứng suất uốn cho phép: 14

3 Ứng suất quá tải cho phép 14

III Tính toán bộ truyền bánh răng cấp nhanh 14

1 Xác định khoảng cách trục sơ bộ 14

2 Xác định các thông số ăn khớp 15

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 18

6 Các thông số của bộ truyền 18

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm 19

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 19

2 Xác định các thông số ăn khớp 19

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 19

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 21

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải 22

6 Các thông số của bộ truyền 22

7 Kiểm tra tỷ số truyền của hệ dẫn động 23

8 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu 23

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC 25

I Thiết Kế Trục : 25

1 Chọn Vật Liệu Chế Tạo Trục 25

2 Tính Thiết Kế Sơ Bộ Trục 25

3 Tính Toán Thiết Kế Các Trục 29

CHƯƠNG V TÍNH MỐI GHÉP THEN 45

CHƯƠNG VI THIẾT KẾ GỐI ĐỞ TRỤC DÙNG Ổ LĂN 47

I Chọn Ổ Lăn 47

1 Tính toán ổ lăn trục 1 47

2 Tính toán ổ lăn trục 2 48

3 Tính toán ổ lăn trục 3 49

4 kích thước gối đở trục 50

5 Chọn cấp chính xác cho ổ lăn 50

6 Cố Định Ổ Lên Trục Và Trong Hộp 50

7 Bôi Trơn Ổ 51

CHƯƠNG VII THIẾT KẾ CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIÊT MÁY KHÁC 52

I Vỏ Hộp 52

II Các Chi Tiết Máy Khác 53

CHƯƠNG VIII DUNG SAI LẮP GHÉP 61 CHƯƠNG IX SỬ DỤNG VÀ BẢO QUẢN 62 CHƯƠNG X CÁC TÀI LIỆU THAM KHẢO 63

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

I Chọn động cơ

Toàn bộ công thức và số liệu tham khảo sách “ Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí tập 1- tập 2 “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển

1 Xác định công suất cần thiết

Pct=P tg

ƞ

Trong đó:

Ptg : Công suất trên trục tang

Pct : Công suất chính của động cơ

 : Hiệu suất của bộ truyền: =ol3 br2.ng

kn

Tra bảng 2.3 trang 19 [thầy Chất T1]

Hiệu suất khớp nối: kn= 0.99

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ol= 0,99

Hiệu suất bộ truyền bánh răng br= 0,96

Hiệu suất bộ truyền đai: ng= 0,96

2 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ.

uđ : Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài

uh : Tỉ số truyền sơ bộ của hộp

Tra bảng P1.1 trang 234 (C1) ta chọn động cơ

Thỏa điều kiện trên

II Phân phối tỉ số truyền

Vì hộp giảm tốc là đồng trục nên u1 = u2, do đó ta tính được tỉ

số truyền của 2 cặp bánh răng là:

u1 = u2=√u ch

u đ =√24,0833 =2.83

Xác định các thông số trên trục:

Ptg=3,5 kWP3 = P tg

ƞ kn ƞ ol=

3,50,99.0,99 =3,571 (kW)P2 = P3

ƞ br 2 ƞ ol=

3,5710,96.0,99= 3,757 (kW)P1= P2

ƞ br 1 ƞ ol=

3,7570,96.0,99= 3,954 (kW)Pđc= P1

ƞ đ ƞ ol=

3,9540,96.0,99 = 4,412 (kW)

I Thiết kế bộ truyền đai thang :

Thông số kỹ thuật của bộ truyền đai

- Công suất bộ truyền 4,12 (kw)

Với chế độ làm việc tải trọng va đập nhẹ, làm việc một chiều,

mỗi ngày làm việc 1 ca, tổng số thời gian làm việc là 8800 giờ

và truyền công suất 4,12 kW và có số vòng quay trên bánh dẫn

là 1445 vg/ph , ta tra hình 4.1 trang 59 ,

 chọn đai thang loại A

Loại đai hiệKí

u

Kích thước tiếtdiện ,mm tích tiếtDiện

diện A,mm

Đườngkínhbánhđai nhỏd1,mm

Chiềudài giớihạn l,mm

=> thỏa điều kiện

3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l :

Theo bảng 4.14 trang 60 chọn khoảng cách trục sơ bộ a =

2 = 130

4 Kiểm nghiệm góc ôm

P1= 4.12 kW : là công suất bánh răng chủ động

[P0]=2,2 kW : là công suất cho phép ( tra bảng 4.19 tr 62)

6 Xác đinh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng do lực ly tâm tạo ra :

Fv = qm.v2

Trong đó : qm = 0,105 kg/m là khối lượng 1m chiều dài đai thang loại A ( tra bảng 4.22 tr 64)

 Fv = 0,105.10,62 = 11,8

- Lực căng ban đầu đối với 1 đai:

F0 = 780.P1.Kđ/(v.Cα.z) + Fv = 870.4,12.1,25/(10,6.0,89.3) + 11,8

=155,6 N-Lực tác dụng lên trục:

Fr=2.F0.z.sin(α1

2 )=2.170.3.sin( 1432 ) = 875 NBảng tổng hợp

Thông số Đai thang loại AĐường kính bánh đai nhỏ d1,

Đường kính bánh đai lớn d2,

Chiều rộng bánh đai B, mm 50 mmChiều dài đai l, mm 1700 mm

Khoảng cách trục 400 mmLực tác dụng lên trục Fr (N) 875 N

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP

GIẢM TỐC

A Tính toán cho cặp bánh răng cấp chậm

Thông số cặp bánh răng như sau :

Tỉ số truyền : u = 2,83Vận tốc trục vào : n1 = 170 vg/phMomen xoắn T1 = 211079 Nmm

Hệ số quá tải Kqt = 2

1 Chọn vật liệu

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống

nhất trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau.Vì bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép nhiệt luyện,vì chế độ làm việc lớn hơn nên ta chọn vật liệu củabánh răng dẫn lớn hơn vật liệu của bánh bị dẫn Cụ thể, theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu như sau:

Bánh nhỏ thép C45 tôi cải thiện

Độ cứng 220 HBGiới hạn bền kéo σ bk1 = 750 [N /mm2]

Giới hạn chảy σ ch1 = 450 [N /mm2]

Bánh lớn thép C40 tôi cải thiện

Độ cứng 200 HBGiới hạn bền kéo σ bk2 = 700 [N /mm2]

Giới hạn chảy σ ch2 = 400 [N /mm2]

2 Xác định ứng suất cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo bảng 6.2 trang 94 (Chất 1)

σ0 Hlim=2HB+70 ; SH=1,1 ; SF=1,75 Khi đó

NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2002,4 ≈ 107Theo CT 6.6 trang 93 (Chất 1) NHE= NFE = 60.c.n.t Σ với t Σ

=8800 giờ

NHE2= 60.1.170.8800= 8,97.107 > NHO2

Do đó kHL2=1

⇒ NHE1 > NHO1 do đó kHL1 = 1Như vậy theo CT (6.1a) trang 93 C1 sơ bộ xác định được

[σH] = σ0 Hlim.k HL

S H

[σH1] = 510.1,11 = 463,64 MPa

[σH2] = 470.1,11 = 427,27 MPaVới cấp chậm sử dụng bánh răng chữ V do đó theo (6.12)

trang 95 (C1)

[σH] = ([σ H 1]+[σ H 2])

2 = 463,64+ 427,272 = 445,45 MPa <

1,25[σH2]

b Ứng suất uốn cho phép:

NFE2= NHE2 = 8,97.107 > NFO= 4.106

Do đó kFL2=1, tương tự kFL1 = 1

Từ đó theo CT (6.2a) trang 93 (C1) ta có kFC=1 (Bộ truyền

quay 1 chiều)

[σF1] = σ0 Flim1 kFC kFL1 / SF = 396.1.1/1,75 = 226,28 MPa[σF2] = σ0 Flim2 kFC kFL2 / SF = 360.1.1/1,75 = 205,71 MPa

c Ứng suất quá tải cho phép

Theo CT (6.13,6.14) trang 95,96

[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa[σF1]max = 0,8 σch1= 0,8.450 = 360 MPa[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8.400 = 320 MPa

- Với bánh rang nghiêng thì Ka = 43 ( tra bảng 6.5 trang

96 )

Tra bảng 6.7 trang 98, ta được:

- KHβ = 1.08 –hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc ( tra bảng 6.7

trang 98 )

- KFβ = 1,17 - hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

 aw1 = 43( 3+1)3

√445,45211079.1,082.3 0,4 = 165,5  chọn aw1 = 166 mm

4 Xác định thông số ăn khớp

- Modun pháp m n được chọn theo khoảng cách trục a theo

công thức (6.17)

m = (0,01 0,02) aw1 = (0,01 0,02) 166= 1,66  3,32Chọn m = 2,5

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100 → cos β = 0,9848

- Theo công thức (6.13) Số răng Z1 của bánh dẫn là:

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo ( 6.33) , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

σH = ZMZHZε√2T1K H(u+1)/(b w u d2w1)

- Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3-Theo công thức 6.35

Tgβb = cosαt tgβ = cos(20,396).tg(11,786) = 0,1956 βb

= 11,067Với αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,9789) = 20,396

Theo công thức (6.38) ta có Zε = √ε1α = √1,7611 = 0,763

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ( theo công thức bảng 6.11)

dw = 2aw/(u +1) = 2.166/(2,83 + 1) ≈ 87Theo công thức (6.40) ta có vận tốc vòng

v = π.dw1.n1/6000 = π.87.170/60000= 0,77 (m/s)

Với v = 0,77 m/s theo bảng 6.13 trang 128, chọn cấp chính

xác là cấp 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v ≤ 2,5 nên chọn KHα = 1,13 , KFα = 1,37

Theo bảng 6.15 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn

khớp δH và δF

δH = 0,02 và δF = 0,006Theo bảng 6.16 ta tra được trị số của hệ số kể đến sự ảnh

hưởng của sai lệch bước răng g0 = 73

σH = ZMZHZε√2.T1 K H(u+1)/(b w u d w 12

)

=274.1.733.0,763.√2.211079 1,23/¿ ¿ = 301,3 Khi đó : σH < [σH1]  Thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Số răng tương đương :

Hệ số dạng răng của bánh răng, tra bảng 6.18, ta được YF1 = 3,78 ; YF2 = 3,6

Ứng suất uốn sinh tai tại chân răng của các bánh răng là:

σF1 = 2.T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)

= 2.211079,55.1,64.0,58.0,92.3,78/(68.87.2,5) =

96,69 < [σF1]=226,28

σF2 = σF1.YF2/YF1 =96,69.3,6/3,78 = 92,09 < [σF2] = 205,71

 Vậy ứng suất uốn sinh ra thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo đầu đề ta có Kqt = 2

Ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải là :

σH1max = σH.√K qt=301,3.√2 = 426,1MPa < [σH1]max =1260 MPa

Ứng suất uốn sinh ra khi quá tải là :

σF1max = σF1Kqt = 96,69.2 = 193,38 MPa < [σF1]max = 360 MPa

σF2max = σF2Kqt = 92,09.2 = 184,18 MPa < [σF1]max = 320 MPa

 Vậy cặp bánh răng đã sử dụng thỏa mãn độ bền khi quá tải

8 Các thông số và kích thước bộ truyền

d2 = m.Z2/cosβ = 2,5.96/cos11,7860 = 245

mm

- Đường kính vòng đỉnh :

da1 = d1 + 2.m = 87 + 2.2,5 = 92 mmda2 = d2 + 2.m = 245 + 2.2,5 = 250 mm

- Đường kính đáy răng :

Ddf1 = d1 - 2,5.m = 87 - 2,5.2,5 = 80,75 mmDdf2 = d2 – 2,5.m = 254 – 2,5.2,5 = 238,75 mm

Khoảng cách trục aw1 = 166 mm

Chiều rộng vành răng b1= 73mm ; b2 = 68 mm

Tỉ số truyền u = 2,83Góc nghiêng của răng β = 11,7860

Số răng bánh răng Z1 = 34 ; Z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 ; x2 = 0Đường kính vòng chia d1 = 87 ; d2 = 245

Đường kính đỉnh răng da1 = 92 ; da2 = 250

Đường kính đáy răng df1 = 80,75 ; df2 = 238,75

9 Lực tác dụng lên trục :

B Tính toán cho cặp bánh răng cấp nhanh

Thông số cặp bánh răng như sau :

Tỉ số truyền : u = 2,83Vận tốc trục vào : n1 = 481,67 vg/phMomen xoắn T1 = 78387 Nmm

Hệ số quá tải Kqt = 2Khoảng cách trục : aw1 = 166 mm

1 Chọn vật liệu

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống

nhất trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau.Vì bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép nhiệt luyện,vì chế độ làm việc lớn hơn nên ta chọn vật liệu củabánh răng dẫn lớn hơn vật liệu của bánh bị dẫn Cụ thể, theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu như sau:

Bánh nhỏ thép C45 tôi cải thiện

Độ cứng 220 HBGiới hạn bền kéo σ bk1 = 750 [N /mm2]

Giới hạn chảy σ ch1 = 450 [N /mm2]

Bánh lớn thép C40 tôi cải thiện

Độ cứng 200 HBGiới hạn bền kéo σ bk2 = 700 [N /mm2]

NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2002,4 ≈ 107Theo CT 6.6 trang 93 (Chất 1) NHE= NFE = 60.c.n.t Σ với t Σ

=8800 giờ

NHE2= 60.481,7.8800= 25,4.107 > NHO2

Do đó kHL2=1

⇒ NHE1 > NHO1 do đó kHL1 = 1Như vậy theo CT (6.1a) trang 93 C1 sơ bộ xác định được

[σH] = σ0 Hlim.k HL

S H

[σH1] = 510.1,11 = 463,64 MPa

[σH2] = 470.1,11 = 427,27 MPaVới cấp chậm sử dụng bánh răng chữ V do đó theo (6.12)

trang 95 (C1)

[σH] = ([σ H 1]+[σ H 2])

2 = 463,64+ 427,272 = 445,45 MPa <

1,25[σH2]

b Ứng suất uốn cho phép:

NFE2= NHE2 = 8,97.107 > NFO= 4.106

Do đó kFL2=1, tương tự kFL1 = 1

Từ đó theo CT (6.2a) trang 93 (C1) ta có kFC=1 (Bộ truyền

quay 1 chiều)

[σF1] = σ0 Flim1 kFC kFL1 / SF = 396.1.1/1,75 = 226,28 MPa[σF2] = σ0 Flim2 kFC kFL2 / SF = 360.1.1/1,75 = 205,71 MPa

c Ứng suất quá tải cho phép

Theo CT (6.13,6.14) trang 95,96

[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa[σF1]max = 0,8 σch1= 0,8.450 = 360 MPa[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8.400 = 320 MPa

ψ ba=433 (u+1)3 T1 K Hβ

a w 13 u2.[σ H]2

- Chọn sơ bộ KHβ= 1,05 –hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

- Với bánh rang nghiêng thì Ka = 43 ( tra bảng 6.5 trang

Kiểm tra sai lệch KHβ Δ = 1,05−1,021,02 100% = 2,9% <4%

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100 → cos β = 0,9848

- Theo công thức (6.13) Số răng Z1 của bánh dẫn là:

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo ( 6.33) , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

σH = ZMZHZε√2T1K H(u+1)/(b w u d2w1

)

- Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3-Theo công thức 6.35

Tgβb = cosαt tgβ = cos(20,396).tg(11,786) = 0,1956 βb

= 11,067Với αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,9789) = 20,396

Theo công thức (6.38) ta có Zε = √ε1α = √1,7611 = 0,763

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ( theo công thức bảng 6.11)

dw = 2aw/(u +1) = 2.166/(2,83 + 1) ≈ 87Theo công thức (6.40) ta có vận tốc vòng

v = π.dw1.n1/6000 = π.87.481,7/60000= 2,19 (m/s)

Với v = 2,19 m/s theo bảng 6.13 trang 128, chọn cấp chính

xác là cấp 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v ≤ 2,5 nên chọn KHα = 1,13 , KFα = 1,37

Theo bảng 6.15 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn

khớp δH và δF

δH = 0,02 và δF = 0,006Theo bảng 6.16 ta tra được trị số của hệ số kể đến sự ảnh

hưởng của sai lệch bước răng g0 = 73

σH = ZMZHZε√2.T1 K H(u+1)/(b w u d w 12 )

=274.1.733.0,763.√2.78387 1,19/(30.2,83 872) = 317,3 MPaKhi đó : σH < [σH1]  Thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Số răng tương đương :

 Vậy ứng suất uốn sinh ra thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo đầu đề ta có Kqt = 2

Ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải là :

σH1max = σH.√K qt=317,3.√2 = 488,7MPa < [σH1]max =1260 MPa

Ứng suất uốn sinh ra khi quá tải là :

σF1max = σF1Kqt = 96,69.2 = 173,22 MPa < [σF1]max = 360 MPa

σF2max = σF2Kqt = 92,09.2 = 164,97 MPa < [σF1]max = 320 MPa

 Vậy cặp bánh răng đã sử dụng thỏa mãn độ bền khi quá tải

8 Các thông số và kích thước bộ truyền

mm

- Đường kính vòng đỉnh :

da1 = d1 + 2.m = 87 + 2.2,5 = 92 mmda2 = d2 + 2.m = 245 + 2.2,5 = 250 mm

- Đường kính đáy răng :

Ddf1 = d1 - 2,5.m = 87 - 2,5.2,5 = 80,75 mmDdf2 = d2 – 2,5.m = 254 – 2,5.2,5 = 238,75 mm

Số răng bánh răng Z1 = 34 ; Z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 ; x2 = 0Đường kính vòng chia d1 = 87 ; d2 = 245

Đường kính đỉnh răng da1 = 92 ; da2 = 250

Đường kính đáy răng df1 = 80,75 ; df2 = 238,75

9 Lực tác dụng lên trục :