Đề cương môn thí nghiệm sức bền vật liệu  - Trường Đại học bách khoa - Đại học đà nẵng.

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRUYỀN LỰC CHÍNH VÀ VI SAI
4.1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính
4.1.1. Các thông số ban đầu
- Trọng lượng toàn bộ của ôtô: G = 15355 (kg)
- Trọng lượng phân bố lên cầu sau: G2 = 11290 (kg)
- Mô men cực đại của động cơ: M max e
= 794 (Nm), nemax = 2500 (v/p)
- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:
+ Tỷ số truyền của truyền lực chính: io = 5,578
+ Tỷ số truyền của hộp số cơ khí: i1 = 9; i2 = 5,49; i3 = 3,35; i4 = 2,04; i5 = 1,24; i6= 1
- Hệ số bám của đường: φmax=0,8
- Hiệu suất truyền lực: η=0,85
4.1.2. Chọn tải trọng tính toán
Với ôtô có công thức bánh xe 4×2 tải trọng tính toán xác định theo mômen cực đại
của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1 theo:
Mômen tính toán là momen tĩnh được xác định như sau:
M tt=min ( M tt 1, M tt 2) Trong đó: M − ¿ tt 1
Mômen tĩnh lớn nhất từ động cơ truyền đến các đăng M − ¿ tt 2
Moomen tĩnh lớn nhất tính theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến các đăng
+ Tính mômen tĩnh lớn nhất từ động cơ truyền đến các đăng M =M . i . η tt 1 emax h 1 tl (4.1) M − ¿ = emax
Mômen xoắn lớn nhất của động cơ. Ta có, Memax 794 ( N . m ) i − ¿ Tỉ =9 h 1
số truyền ở tay số một của hộp số. Ta có, ih 1 η − ¿ Hiệu =0,85 tl
suất truyền động từ động cơ tới các đăng. ηtl
M tt 1=794.9 .0,85=6074,1( N . m)
+ Tính Momen tĩnh lớn nhất tính theo điều kiện bám từ bánh xe truyền đến các đăng x . P . φ . r bx bx M = tt 2 i 0 .η tl (4.2)
x− ¿ Số bánh xe chủ động. x=2 P − ¿ Tải = bx
trọng thẳng đứng mà 1 bánh xe chủ động chịu. pbx 28032,28( N )
φ− ¿ Hệ số bám. φ=0,8 r − ¿ =0,5377 m bx
Bán kính động học bánh xe. rbx
M = 2.28032,28.0,8 .0,5377 =5086,55( Nm) tt 2 5,578.0,85
Vậy M tt=5086,55( Nm)
4.2. Xác định các thông số tính toán truyền lực chính 4.2.1. a, Chọn vật liệu
Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy
nói chung và truyền động bánh răng nói riêng. Ở đây ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng
như nhau: (Theo tài liệu [6], Trang 92)
- Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 241…285 có σ =850 Mpa b 1 , σ =580 Mpa. ch 1
- Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 192…240 có σ =750 Mpa b 2 , σ =450 Mpa . ch 2
b, Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2, tài liệu [6], Trang 94 với thép 45 được tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180… 350, ta có:
σ 0 =2 HB +70, S =1,1 =1,75 H
, σ 0 =1,8 HB, SF Hlim Flim
Chọn độ rắn của bánh chủ động HB =250 HB =240 HB 1
, độ rắn của bánh bị động HB2 (
H ≥ H +(10 … 15) HB ¿ . 1 2 Khi đó:
σ 0 =2 HB +70=2.250+70=570 Mpa Hlim 1
σ 0 =2 HB +70=2.240+70=550 Mpa Hlim 2
σ 0 =1,8 HB=1,8.250=450 Mpa Flim 1
σ 0 =1,8 HB=1,8.240=432 Mpa Flim 2
* Ứng suất tiếp cho phép:
Theo công thức 6.1a, tài liệu [6], trang 93. Ta có: K HL
[ σ ¿ ¿ H ]=σ0 . ¿ Hlim SH
Trong đó: SH =1,1hệ số an toàn (bảng 6.2 trang 94, tài liệu [6] K =1 HL
: Hệ số tuổi thọ trang 94, tài liệu [6] K 1
[ σ ¿ ¿ H 1]=σ0 . HL =570. =518 Mpa ¿ Hlim 1 SH 1,1 K 1
[ σ ¿ ¿ H 2]=σ0 . HL =575. =500 Mpa ¿ Hlim 2 SH 1,1
Với cấp nhanh sử dụng răng côn, do đó theo công thức 6.12, tài liệu [6], trang 95. [ σ ¿ ¿ H 2]
[ σ ¿ ¿ H ]=[ σ ¿ ¿ H 1]+
≤ 1,15.[ σ ¿ ¿ H ] min ¿ ¿ ¿ ¿ 2 [σ ¿ ¿ H 2]
[ σ ¿ ¿ H ]=[ σ ¿ ¿ H 1]+
= 518+500 =509 Mpa ¿ ¿ ¿ 2 2
≤ 1,15.[ σ ¿ ¿ H ] min=1,15.500=575 Mpa ¿
➔ Thoả mãn điều kiện ứng suất tiếp cho phép
* Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 6.2a, tài liệu [6], trang 93. Ta có: K . K FC FL
[ σ ¿ ¿ F ]=σ 0 . ¿ Flim SF Trong đó: S =1,75 =1 F , K FC
(do quay 1 chiều), K FL: Hệ số tuổi thọ K . K 1.1
[ σ ¿ ¿ F 1]=σ0 . FC FL =450. =257 Mpa ¿ Flim 1 SF 1,75 K . K 1.1
[ σ ¿¿ F 2]=σ0 . FC FL =432. =246 Mpa ¿ Flim2 SF 1,75
Theo công thức 6.14, tài liệu [6], trang 96.
[ σ ¿ ¿ F ] max=0,8. σ =0,8.450=360 Mpa ¿ ch
4.2.2. Xác định thông số bộ truyền bánh răng
a, xác định sơ bộ khoảng cách trục: •
Xác định khoảng cách trục aw theo tài liệu [6], trang 96 T . K 1 Hβ aw=K a ( [ σ ]2 .u . ψ H u+ 1) √3 ba Trong đó:
- Theo bảng 6.5 theo tài liệu 5, trang 96. Chọn K =43 a
- Bảng 6.6 theo tài liệu 5, trang 97. Chọn Ψ =0,25 ba
- Ψ =0,5 Ψ ( u + 1)=0,5.0,25 . (5,578+1)=0,8 ,Bảng bd ba nh
6.7 theo tài liệu 5, trang 98. Chọn K = Hβ 1,05.
- u là tỉ số truyền cặp bánh răng luôn ăn khớp, i =1,6 ÷ 2,5 a . Chọn u =2 794000.1,05 a =43. (2,5+1) √ 3 =259,87 w 5092 .2,5.0,25 Chọn theo dãy TC a = w 250(
mm). Theo trang 99, tài liệu [6].
b, Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài
Theo tài liệu [6], trang 112, ta có:
R =K . √u2+1 . √3 T . K /¿ ¿ ¿ e R 1 Hβ
de 1=Kd . √3 T1 . K Hβ /¿ ¿ ¿
Trong đó K =0,25 … .0,3 chọn K =0,25 be be
theo tài liệu [6], trang 112 - K =0,5. K R
d- Hệ số phụ thuộc vào bánh răng cà loại răng. Với truyền động bánh
côn răng cung trong bằng thép, Kd=83,5 MPa1/3-> K R=0,5.83,5=41,75 Mp a1/3 - K − Hβ
¿ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, K =
Hβ 1. Chọn tài liệu [6] trang 113
Thay số vào công thức ta có:
R =41,75.√22+1 . √3 794000.1/[ (1− 0,25 ).0,25 .2.¿ ¿ ❑5092]=188,04 mm ¿ e
de 1=83,5. √3 794000.1/ ¿ ¿ ¿
c, Xác định các thông số ăn khớp:
- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương
với bánh răng côn z ≥ z =17 vn 1 min
Với bánh côn răng nghiêng hoặc răng cung tròn. Theo tài liệu [6], trang 114 3
zvn1=z1/( cos σ1 . cos βm ) ở 1 1
đây góc côn chia σ =arctg =arctg =26,560 ( ) ( ) 1 u 2
- Để răng đủ độ bền uốn, mô đun vòng ngoài b m ≥ = 47,01 =4,7 te 10 10
Với b=K . R =0,25. be e 188,04=47,01
c, Xác định số bánh răng
theo bảng 6.22 trang 114, tài liệu [6].
Chọn được số răng Z =20 =1,6. Z =32 1 p , Z1 1 p
d, Tính đường kính trung bình dm 1và môdun trung bình
Theo tài liệu [6], trang 114
d =( 1− 0,5. K ) . d =(1− 0,5.0,25) .168,19=147,16 mm m 1 be e1 dm 1 147,16 m = = = 4,5 tm Z1 32 e, Xác định môdun
- Với bánh răng cung ttòn thường chọn β =350, từ môdun trung bình m m tmvà βmtính
ra môdun pháp trung bình m : Theo tài liệu [6], trang 115. nm m =m .cos nm tm β m Trong đó − m lấy =4 nm
giá trị tiêu chuẩn từ bảng 6.8, tài liệu [6], trang 99. Chọn mnm Từ m tiêu chuẩn nm tính lại mtm mnm 4 m = = = 4,88 tm cos β cos (35 ) m Lấy m =4 tm
- Từ mtm tiêu chuẩn ta tính lại dm 1: d
=m . Z =4.32=128 mm m 1 tm 1
f, Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
theo tài liệu [6], trang 115.
z2=u. z1=2.32=64
Từ z1và z2 tính góc côn chia: σ =arctg z 32 =26,560 1 =arctg ( ) ( ) 1 2 z 64
σ =900− σ =63,440 2 1
4.2.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo tài liệu [6]. Trang 115:
. K . √(u2 +1)
σ =Z . Z . Z . √2. T 1 ≤[ σ H ] H M H ε
0,85. b . d2 . u H m 1 1
Theo bảng 6.5, tài liệu [5], trang 96,Z =274 ( MPa3 ) M
Theo tài liệu [5], trang 115, Z theo bảng 6.12 tài liệu [6], trang 115 với lưu ý trong bộ H
truyền bánh răng côn thường dung dịch chỉnh đều ( x =x +x =0 ¿ hoặc không dịch chỉnh ( 1 1 2 x =0 =0 =β =1,5 1 ,x2 ) và βm . CHọn ZH
Zε- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định như sau: Zε=√1/ εα
Trong đó ε α- hệ số trùng khớp ngang
εα=[1,88−3,2.( 1 + 1 )]. cos βm Z1 Z2 ε 1 =[1,88−3,2. ( + 1 ) ] α . cos 35=1,417 32 64
Thay vào công thức. ta có: Zε=√1/ 1,417=0,84 K − ¿ Hệ H
số tải trọng khi tính về tiếp xúc K =K . H =1,187 H Hβ . KHα Hv
Thay các giá trị đã tính vào công thức: ≤ [ σ ]
σ =274.1,5 .0,84 . H H 0,85.47,01 . 1282.2
√2.794000 .1,187 . √(22+1)
Thoả mãn kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
4.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo tài liệu [6], trang 116.
σ F1=2.T 1. K F .Y ε .Y β . YF 1/(0,85. b . mnm . dm1) . ≤[ σF 1]
σ =Y . σ / Y ≤[ σ ] F 2 F 2 F 1 F 1 F 2 Trong đó: - m − ¿ =4 nm
môdun pháp trung bình,mm.ta có mnm
- b- Chiều rộng vành răng, mm. ta có b=44,07 mm - d =147,16 mm
m 1- đường kính trung bình của bánh chủ động, mm. Ta có dm 1 - Y = / = β 1− β 140 0,75 n
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Y β - Y Y − ¿ Hệ ,Y =3,62 F 1 , F 2
số dạng răng, tra bảng 6,18 tài liệu [6]. Ta có Y F 1 F 2
- K Fβlà hệ số kể đên sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21, tài liệu [6]. Ta có K = Fβ 1,01
- K Fαlà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng dồng thời ăn khớp.
Tra bảng 6,14, tài liệu [6]. Ta có K = Fα 1.01 K =K . K . K =1,02 F Fβ Fα Fv Thay vào công thức trên:
σ = 2. 794000.1,02 .1 .0,75 . 3,62 =199,44 ≤[ σ ] F 1
0,85.44,07 . 4 . 147,16 F 1
σ = 3,62.199,44 =199,44 ≤[ σ ] F2 3,62 F 2
Thoả mã điều kiện độ bền uốn Thông số Công thức Chiều dài côn ngoài R =188,04 mm e Chiều rộng vành răng b=47,01 mm Chiều dài côn trung bình
R =R − 0,5. b=164,54 mm m e Đường kính chia ngoài d =168,19 mm =256 mm e 1 ;de 2 0 0 Góc côn chia (lăn)
σ 1=25,56 ;σ 2=63,44 Chiều cao răng ngoài
h =2. h . m +c=2.0,819.4 +0,8=7,352 mm e te te
Chiều cao đầu răng ngoài h
=(h + X .cos β ) . m =4,35 mm ae 1 te n 1 m te
Chiều cao chân răng ngoài h =h − h =3 mm fe 1 e ae 1
Đường kính đỉnh răng ngoài d =d +2. h
. cos σ =176,04 mm ae 1 e 1 ae 1 1 Chiều dày răng ngoài
s =(0,5. π +2. X . tan α + x ). m =¿ e 1 n 1 n τ te 2,7mm 1
S =π .m − s =9,86 e 2 te e 1 Xn1=0.33; xt1=
4.3. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính
4.3.1. Tính thiết kế trục:
a, Chọn sơ bộ đường kính trục
Áp dụng tài liệu [7], trang 55: d ≈ (9 ÷10 ). √3 Memax( mm)
d ≈ (9 ÷10 ). √3 794=83,33(mm)
Theo tài liệu [6], trang 189, ta chọn được: d=85(mm), b =41 mm 0
b, Tính chính xác và xác định kết cấu trục
- Phân tích kết cấu trục:
+ Khoảng cách giữa 2 gối đỡ: l2=(2,5÷3).d=2,5.85=212,5 mm
+ Khoảng cách từ tâm gối đỡ B đến đường kính vòng chia trung bình của bánh răng chủ động:
l =k + k +0,5.( b +b )=15+15+ 0,5.( 41+ 44 )=72,5 mm 3 1 2 0
+ Khoảng cách từ then hoa đến gối đỡ số 2: l =0,5. ( L
+b )+ K +h =0,5.(102+ 41)+15+ 15=101,5 mm 1 mkn 0 3 n Trong đó:
- K =( 8÷ 15) mm 1
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn K =15 mm 1
- K =(5 ÷ 15) mm 2
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. Chọn K 2=15 mm
- K =(10 ÷ 20) mm =15 mm 3
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ. Chọn K 3 - L : Chiều
=(1,2 ÷ 1,4) . d =102 mm mkn
dài moay ơ khớp nối, lmkn 1
- h =(15÷ 20 )mm n
- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
+ Khoảng cách từ then hoa đến gối đỡ số 2: L=85 mm
Hình : Sơ đồ bố trí ổ đỡ trên trục bánh răng truyền lực chính
* Tính phản lực của các gối:
- Xét mô men quay quanh trục Oy:
∑ M =−R .l + R .( l +l )−Q . r =0 B ax 2 1 2 3 1 1 -> − + + R Q .r R .( l l ) = 1 1 1 2 3 =❑ ax l ❑ 2
‘3.4. Tính toán, thiết kế bộ truyền vi sai
3.4.1. Vật liệu chế tạo vi sai: Vỏ vi sai
Chế tạo bằng gang rèn hoặc thép 40 theo tài liệu [3] ta chọn vật liệu chế tạo vỏ vi sai
là gang rèn có ký hiệu K3-8 có HB = 163.
Trục chữ thập vi sai
Chế tạo bằng thép hợp kim: 12XH3A; 18XΓ ; 30XΓΓ ; 20X; 38X có nhiệt luyện
Vớithôngsố:σ b=1000 N / mm2 ; σch=850 N / mm2 HB =217 (N/mm2) σ =850 ch (N/mm2) HB = 217
Sau khi nhiệt luyện cho pha xemantit đến độ sâu 0,8
11 mm trong dầu ở nhiệt độ
84 0∘CRam ở 210∘C độ cứng sau khi nhiệt luyện đạt HRC = 62.
Các bánh răng hành tinh, bánh răng bán trục
Chế tạo bằng các loại thép 15HM; 18XΓΓ ; 35X theo tài liệu [3] ta có: σ =850 b (N/mm2) σ =650 ch (N/mm2) HB = 197
Sau khi nhiệt luyện có HRC = 56
ρ−1=(0,4 ÷0,45) σb lấy ρ−1=0,4 σ b=0,4.850=340 N/mm2
Theo công thức (3-46 tài liệu [3] ) ta có: [ ρ ] = = u 0,8 σ 0,8.650=520 ch
N/mm2 (ứng suất uốn cho phép khi quá tải).
3.4.2 Tính toán các thông số cơ bản của bánh răng bộ vi sai
Hình 3.10 Thông số hình học của bánh răng côn răng thẳng
- Góc ăn khớp α =20o
- Góc giữa hai trục δ =90o
Hình 3.11 Các thông số cơ bản của vi sai Trong đó:
L: chiều dài đường sinh; h1’; h2’: chiều cao răng; h1”; h2”: chiều cao chân răng; h: chiều
cao toàn bộ răng; dtb1; dtb2: đường kính trung bình; d1;d2: đường kính vòng chia; ϕ1;ϕ 2:
góc mặt nón lăn; γ ; γ ❑: góc chân răng; ϕ ; ϕ ❑ 1 2 e 1 e 2 : góc côn ngoài.
- Vì ô tô con có tải không quá lớn nên ta lựa chọn bộ vi sai với 2 bánh răng hành tinh.
- Tỷ số truyền của vi sai: i =2 vs
- Momen trên vỏ vi sai theo tài liệu [2] ta có M =M .i .i . η 0 em ax h 1 0 (3.1) Memax = 759,7(N.m)
i =1 0 ;i =6 .56 ; η=0 , 89 h 1 0
Vậy M 0=7 59,7.10 .6,56 .0,89=4 4354 ( N . m)
- Chiều dài nón sơ bộ theo tài liệu [3] ta có M 0 (3.2) i . q L=14 √3 vs Với M =4 4354 0 (N.m)
q=2 ( số bánh răng bán trục)
ivs = 2 (tỉ số truyền bánh răng hành tinh) Vậy 4 4354
ta tính được L=14 √ 3 =3 12( mm) (mm) 2.2
Ta chọn sơ bộL=3 12 (mm)
Momen lớn nhất của lực bám: Gφ . φ . r bx M = b η
M = 11290 .0,8 .0,5 6 =5 683( Nm) b 0,8 9
- Modun mặt mút lớn nhất:
ms=(0,02 ÷ 0,03) L (3.3)
m =0,03.312=9 , 36 s (mm) Chọn m =10 s
- Số răng của bánh răng bán trục: Z = 2 L i
m s . √i2 vs+ 1 (3.4) Z = 2.3 12 =27 2 1 0 √22+1 Ta chọn Z =27 2
- Số răng của bánh răng hành tinh: Z
Z =i . Z ⇒ Z = 2 (3.5) 2 vs 1 1 i vs Vậy Z = 27 =13,5 1 2 Chọn Z =14 1
- Modun pháp tuyến của bánh răng vi sai: ) . M 0 (3.6) m = n
[ σ ] . Z . q . L .(1− λ3) . π . Y √ 3.(1+ kσ Với: k = =
σ 0,05÷ 0,2 chọn 0,1 k σ L=312 (mm) M =4 4354 0 (Nm)
Y =0,338 (theo tài liệu [3]) Z =27 2 [ σ ]=100 (N/mm2) q=2 3. 1 0,1 .4 4354 .1 03
Vậy ta tính được: m = n= √ 11.15(mm)
100.27.2 .3 12. (1− 0 , 73). π .0,338 - Chiều dài côn: ( + )
L =0,5. m . √Z2+ Z2 (3.7) e n 1 2 Với: m =7 n (mm) Z1=14Z2=27 Ta tính được: e
L =0,5.7 . √ 1 42+2 72=1 06 (mm) Chọn L =1 06 e (mm) - Chiều dài răng:
b=0,3 L =0,3.1 06=3 2 e (mm) (3.8)
- Xác định góc côn chia ngoài. φ =arctg Z 14 =27 , 4o (3.9) 1 =arctg ( ) ( ) 1 2 Z 27
φ =90o− δ =90o− 27 , 4o=62 , 6o 2 1 (3.10)
- Modun trung bình theo tài liệu [3] được tính: m = m ( L− 0,5 b ) tb s L (3.11) Với: ms = 10 (mm) L = 312(mm) b = 32 (mm)
Thay vào công thức trên ta có được: m =1 0 . 312− 0,5.3 2 =9.5 (mm) ( ) tb 3 12 - Đường kính vòng chia: Ta có công thức:
d =m ×Z d =m ×Z 1 s 1 2 s 2 (3.12) Với: ms = 10 (mm) Z1 = 14 Z2 = 27
Thay vào ta được: d =4.14=1 40 1 (mm) d =4.27=270 2 (mm) - Số cấp chính xác: 8 f =1
- Hệ số chiều cao răng theo tài liệu [3] ta có: 0
- Chiều cao làm việc của răng theo tài liệu [3] ta có được:
h =2. f .m 1 0 s (3.13) Với ms=10 Vậy ta có: (mm) h1=2.1.10=20
- Chiều cao toàn bộ răng:
h =h + c ' 1 s (3.14) h =8 + 0,8 =8,8 (mm) - Góc chân răng: 2.h '' γ =arctg i i L (3.15)
Ta tính được góc chân răng như sau: 2. h ' ' γ =arctg
1 =arctg 2.4,8 =4,5 7o 1 L 120 2. h ' ' 2.4,8 γ =arctg 2 =arctg = 4,5 7o 2 L 120
- Đường kính đỉnh răng theo tài liệu [3] ta có:
D =d + 2.h '.cosφ ei i i i (3.16) Ta có: d =1 40 1 (mm) d =2 70 2 (mm) h1’=20(mm) h2’=20((mm)
φ =27 , 4o 1
φ =62 ,6o 2 Vậy ta tính được:
D =1 40+2.2 0 . co s27, 4o=1 75 ¿ mm) e 1
D =2 70+2.2 0. co s62,6o=2 88 (mm) e 2
- Kiểm nghiệm góc ăn khớp trên tiết diện đầu răng mà không bị cắt chân răng theo tài liệu [3] ta có: tg γ α i =arcsin mini √ tg φ (3.17) i
Ta có: γ =4,57o 1
γ2 = 4,57o
φ =27 , 4o 1
φ =62 ,6o 2
Thế vào công thức trên ta có được:
=arcsin √ tg 4,5 7o o α =19,12 min1
tg 27 , 4o tg 4,5 7o o α =arcsin min2 =11,7 4
√ tg 62 ,6o
Như vậy thỏa mãn điều kiện: α ≤α =20o min❑
Các thông số của bộ truyền vi sai Thông số Công thức Giá trị Đơn vị Góc ăn khớp α 20 Độ Góc giữa hai trục δ 90 Độ
Tỷ số truyền của vi sai i 1,92 vs Chiều dài côn
L =0, 5.m . Z 2 + Z 2 106 mm e n 1 2 Chiều dài răng b =0, 3L 31,8 mm e Modun mặt mút lớn nhất
m =(0, 02 0,03)L 10 mm s Modun pháp tuyến 3. 1+ k 11,15 mm ơ .M 0 m = n
[ơ ].Z.q.L.(1- λ 3 ).u .Y
Số răng của bánh răng bán trục 27 Răng Z = 2L 2 2 m . i +1 s vs
Số răng của bánh răng hành tinh Z Z = 2 14 Răng 1 i vs Góc côn chia ngoài Z δ =arctg 1 27,4 Độ 1 ∣ ∣ Z 2 J o δ =90 - δ 62,6 Độ 2 1 Đường kính vòng chia d =m × Z 140 mm 1 s 1 d =m × Z 270 mm 2 s 2 Góc mặt nón lăn φ Z =arctg 1 27,4 Độ 1 ∣ ∣ Z 2 J
φ =90o - φ 62,6 Độ 2 1 Hệ số chiều cao răng f 1 0
Chiều cao làm việc của răng
h =2. f .m 20 mm 1 0 s
Chiều cao của toàn bộ răng
h =h + c ' 22 mm 1 s Góc chân răng 2.h '' γ =arctg 1 4,57 Độ 1 L 2.h '' γ =arctg 2 4,57 Độ 2 L Đường kính đỉnh răng
D =d + 2.h '.cosφ 175 mm e1 1 1 1