Đang tải... (xem toàn văn)
Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng
ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 1 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Lớp :CTM3_K11Môn Học: Đồ án Chi Tiết MáyĐề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳngChương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ 1.1, Chọn động cơ 1.1.1, Xác định công xuất động cơηPtPct =Trong đó:- Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) - Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)310 −= vFPtVới :Lực kéo băng tải F=14000 N Vận tốc băng tải V=0,34 m/s− Pt = 14000.0,34.310−= 4,76 kw Hiệu suất truyền động:- η =ηđ ηbr. 2olη. ηk .ηot- Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,96Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηbr =0,97Hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηol =0,99Hiệu suất khớp nối ηk =0,99Hiệu suất 1 cặp ổ trượt ηot =0,995− η = 0,96.0,97.0,992.0,99.0,995 = 0,9−9,076,4=Pct = 5,289 kw1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động Ut = Uh.UnTrong đó:- Uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc - Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoàiTheo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:Uh= Ubr= 4Un= Uđ =5 Ut= 4.5 = 20- Số vòng quay trục máy công tác: nlv = Dv 60000πVới vận tốc băng tải v =0.34 m/sSV:Phạm Thanh Tùng - 1 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 2 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Đường kính tang D= 200mm nlv = 200.14,334,0.60000= 32,48 (vg/ph)- Số vòng quay sơ bộ của động cơ :.nsb=nlv.ut = 32.20 = 640 (vg/ph)1.1.3 Chọn động cơ- Momen mở máy của động cơ 65,14,1.4,1211=+=TTTTTmm= 0,85- Theo kết quả tính toán ở trên :• Công suất cần thiết Pct = 5.289 kw• Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:nsb = 750 (vg/ph)• Tải trọng phải thỏa mãn:dnmmTTTTmax<Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:Tên động cơ Công suất động cơ (kw)nđb (vg/ph)Hệ số cosϕdnTTmax4A132S8Y3 5,5 716 0,74 1.81.2.Phân phối tỷ số truyền- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :Ut = Uh.Uđ = lvđbnn=48,32716= 22,04- Phân phối tỷ số truyền:Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Uh = Ubr = 4 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Un = Uđ = 5,511.3.Xác định công suất,số vọng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ thống dẫn động:Gồm các trục:− Trục động cơ− Trục bánh răng nhỏ: trục 1− Trục bánh răng lớn : trục 21.3.1,Trục bánh răng lớn:Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề 76 ta có:lkottlkotlvPPP0.0.2 ηηηηηη== Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:− ηot= 0,995− ηk= 0,99− ηo l= 0,99SV:Phạm Thanh Tùng - 2 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 3 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 P2 = 88,499,0.99,0.995,076,4=kw n2= nlv = 32,48 (vg/ph)T2 = 9,55.106.22nP = 9,55.10648.3288,4= 1434852,22 N.mm1.3.2,Trục bánh răng nhỏ:Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:brolPPηη.21=Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:− nlt= 0,99− nbr= 0,97 P1 = 08,597,0.99,088,4=kwn1= đđcUn = 51,5716 = 130(vg/ph)T1 = 9,55.106.11nP = 9,55.10613008,5= 373184,62 N.mm1.3.3,Trục động cơ:Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có:đbrđcPPηη.1=Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:− nbr= 0,97− nđ= 0,96 Pđc = 45,596,0.97,008.5=kwnđc = 716(vg/ph)Tđc = 9,55.106.đcđcnP = 9,55.10671645,5= 72692,04 N.mmBảng tổng kết số liệu:Thông số trục Động cơ 1 2Công suất P(kw) 5,4 5,03 4,83Tỷ số truyền U 5,51 4Số vòng quay n (vg/ph) 716 130 32,48Mômen xoắn T (N.mm) 72692,04 373184,62 1434852,22SV:Phạm Thanh Tùng - 3 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 4 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền đai dẹt2.1,Chọn loại đaiCăn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyền Uđ = 5,1 và điều kiện làm việc va đập nhẹ ta chọn Loại đai là đại vải cao su2.2,Xác định các thông số bộ truyền2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏTheo công thức thực nghiệm ta có : d1 = (5.2 .6.4)3đcTtrong đó : mômen xoắn trên trục động cơ T1 = 72692,04N.mmđường kính bánh đai nhỏ d1 d1 = (5.2 .6.4)372692,04=217,02 .267,1 mmTheo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d1 = 225 mm2.2.2,Đường kính bánh đai lớnd2 = ξ−1.1 dUd= 01,0151.5.225−= 1252,27 mmTheo tiêu chuẩn bảng 15_ tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d2 = 1250 mmTỷ số truyền thực tế :Utt=)01.01.(2251250)1(.12−=−ξdd= 5.61 Sai lệch tỷ số truyền :8.1100.51,561,551,5100. −=−=−=∆đttđUUUU% < 5% ⇒ đảo bảo2.2.3,Khoảng cách trục và chiều dài đai• khoảng cách trục :a))(2 .5,1(21dd +≥=1,5.(225 + 1250) = 2212,5 mm• chiều dài đai :L5,2212.4)2251250(2)2251250.(14,35,2212.24)()(22221221−+++=−+++=addddaπ= 6860,64 mm• tăng dây đai lên một lượng l = 139,36 mm để dễ nối đai.Vậy chiều dài của đai là L = 7m• Nghiệm đai về tuổi thọ :Lvi = Với chiều dài của đai L = 7mvận tốc đai v = smndđc/435,810.60716.225.14,310.60 331==π⇒<== 5205,17435,8i đảm bảo độ bền của đai• Nghiệm góc ôm α1:°=−−°=−−°= 6,1535,22122251250.57180.57180121addα> [ ]°= 1501α .Thỏa mãn điều kiện góc ôm2.3,Xác định tiết diện đaiSV:Phạm Thanh Tùng - 4 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 5 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76• Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai :[ ]FđtkFbAδδ == [ ]δδ FđtkFb =⇒Trong đó :δlà chiều dày của đai.Với đai vải cao summdd625,54022540140111==≤⇒≤δδTheo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn δ= 6 4=⇒zLưc vòng Ft = VPct.1000 Với vận tốc đai V = smndđc/435,810.60716.225.14,310.60 331==π Ft = NVPđc652435,85,5.1000.1000==• Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,1• Ứng suất có ích cho phép[ ]Fδ xác định theo công thức:[ ] [ ]00 . CCCvFFαδδ= Trong đó: Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm [ ]1.210dkkFδδ−= Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là ⇒°55Ứng suất căng ban đầu MPa8.10=σTheo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10=> [ ]256,22255,5105,2.0=−=Fδ(MPa)Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:− Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm :9208,0=αCTheo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có:− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc :0094,1=CvTheo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là °55− Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền 10=C⇒[ ]09,21.0094,1.9208,0.256,2 ==Fδ(MPa)Hệ số tải trọng động kđ = 1,35=> [ ]mmkFbFđt19,7009,2.635,1.652 ===δδ Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b = 75 (mm)( )mmB 85=⇒2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục− Lực căng ban đầu :.8,1 00==δσbF75.6=810 (N)− Lực tác dụng lên trục: ==26,153sin.810.22sin 210αFFr= 1577,19 (N)SV:Phạm Thanh Tùng - 5 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 6 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Chương 3 .Thiết kế bánh răng3.1,Chọn vật liệu Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:− Bánh răng nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240Chọn độ cứng HB = 230Giới hạn bền7501=bσ(MPa)Giới hạn chảy 4501=chσ(MPa)− Bánh răng lớn:Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217Chọn độ cứng HB = 180Giới hạn bền 6002=bσ(MPa)Giới hạn chảy 3402=chσ(MPa)3.2,Định ứng suất cho phép− Ứng suất tiếp xúc cho phép :[ ]HHLHSKH.0limσσ=+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở :70.20lim+= HBHσTheo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:SH =1,1 ⇒ 53070230.201lim=+=Hσ(MPa)⇒ 43070180.202lim=+=Hσ(MPa)+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:KHL = HmHEHONN .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúcHm= 6o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 4,2.30 HBNHO=⇒ 74,2110.39,1230.30 ==HON⇒ 64,2210.76,7180.30 ==HONo Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương iiiHEtnTTcN 603max∑=Với iiitTnc ,,,lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.∑∑∑=iiiiHEttTTtuncN .603max112⇒633210.9,810000.825.4.65,085,2.1.4130.1.60 =+=HENVì⇒>22 HOHENN22 HOHENN =.Tương tự thì do đó⇒>11 HOHENN11 HOHENN =Nên suy ra KHL = 1Như vậy sơ bộ xác định được :SV:Phạm Thanh Tùng - 6 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 7 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76[ ]MPaH82,4811,11.5301==σ[ ]MPaH91,3901,11.4302==σ[ ][ ] [ ][ ]⇒<=+=+=min2125,1365,436291,39082,4812HHHHMPaσσσσthỏa mãn− Ứng suất uốn cho phép: [ ]FFLFCFSKKF 0limσσ=Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:;SF = 1,75+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở :HBF.8,10lim=σ[ ]MPa414230.8,110Flim==⇒σ[ ]MPa324180.8,120Flim==⇒σ+ 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 = FmFEFONN .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốnFm= 6o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 610.4=FONo Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: iimiFEtnTTcNF 60max∑=Với iiitTnc ,,,lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.7666max11210.4,810000.825.4.65,085,2.14130.1.60 .60 =+==⇒∑iiFEtTTuncNVì627210.410.4,8 =>=FOFENNdo đó KFL2 = 1.Tương tự thì KFL1 = 1Như vậy sơ bộ xác định được :[ ]MPaF57,23675,11.1.4141==σ[ ]MPaF14,18575,11.1.3242==σ− Ứng suất quá tải chọ phép:[ ][ ][ ]MPaMPaMPachFchFchH272340.8,08,0max360450.8,08,0max952340.8,28,2max22112=========σσσσσσ3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục:[ ]321 .).1.(bdHHawuKTuKaψσβ±=SV:Phạm Thanh Tùng - 7 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 8 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76Trong đó : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: 3/149,5MPa=aK Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 373184,62 N.mm Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ ]MPaH365,436=σ Hệ số xác định theo công thức : )1(.53,0 ±= ubabdψψTheo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn 795,0)14(3,0.53,03,0 =+=⇒=bdbaψψ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:KHβTheo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy : KHβ = 1,02975mmaw70,212795,0.4.365,43602975,1.62,373184).14.(5,4932=+= 3.3.2 Xác định thông số ăn khướp: 1,Xác định môđun:mmamw2540,41270,270,212)02,001,0()02,001,0( ÷=÷=÷=Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 4mmBộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0+ Xác định số bánh răng nhỏ: [ ] [ ]27,21)14.(470,212.2)1.(.21=+=+=umazw.Lấy z1 = 21+ Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4.21 = 84+ Tổng số răng105842121=+==+zzzt + Tính lại khoảng cách trục mmmzatw2102105.42===Do đó tỷ số truyền thực tế Utt = Uh = 4 2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: 211 )1.( 2 .wwHHMHdubuKTzzz+=εσ .Trong đó: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,ZM = 2743/1MPa Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :wtbHaz2sincos2β= .VớiGóc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở βb: .00.20cos.cos === tgtgtgtbβαβVới 20)0cos/20()cos/( ==== tgarctgtgarctgtwtβαααTrong đó: góc prôfin gốcα= 20; góc prôfin răng tα; góc ăn khớp twαSV:Phạm Thanh Tùng - 8 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 9 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76⇒764,120.2sin0cos2==Hz Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :εz+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :014,3.40sin.63.sin.===πβεβmbw .Với chiều rộng vành răng mmabwbaw63210.3,0. ===ψ+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:69,10cos)841211(2,388,1cos.)11(2,388,121=+−=+−=βεαzz ⇒ 77,0369,1434=−=−=αεεz Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: mmuadhww168)14(210.2)1(21=+=+=.Vận tốc vòng ⇒=== smndvw/14.160000130.168.14,360000 11π Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9. Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: HvHHHKKKKαβ=.Với• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:KHβTheo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do795,0=baψ,bằng phương pháp nội suy:KHβ= 1,02975• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính về tiếp xúc:theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và 13,15,2 =⇒<αHKv• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:αβHwwHHvKTdbvK K.2 1H11+=o Với 64,404210.14.1.82.06,0 .0===uavgvwHHδo Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướpHδtheo bảng 6.15_TTTKHTDĐCKHệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 20g theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK⇒495,113,1.,029751.62,373184.2168.63.64,401 =+=HvK→ 74,1495,1.13,1.02975,1 ==HKVậy MPadubuKTzzzwwHHMH6,355168.4.63)14.(74,1.62,373184.2.77,0.764,1.274 )1.( 2 . 2211=+=+=εσ+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[ ] [ ]xHRVHHKZZ .σσ= với v = 1,14s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng 86,014,1.85,0.85,01.01.0=== vZVSV:Phạm Thanh Tùng - 9 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 10 - Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc RZvới cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công đạt độ nhắm95,040 .10 =⇒=RzZmRµ Với 1700 =⇒<xHaKmmd[ ]MPaH51,3561.95,0.86,0.365,436 ==σDo [ ]51,3566,355 =<=HHσσ nên giữ nguyên kết quả tính toán .Như vây. Bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc Tính lại chiều rộng vành răng : [ ]mmabHHwbaw11,6651,35641,374.210.3,0.22===σσψ3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp [ ][ ]2121211111 .2FFFFFFwwFFFYYmdbYYYKTσσσσσβε≤=≤= .Trong đó: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 373184,62 N.mm Môđun pháp : m = 4mm Chiều rộng vành răng : mmbw11,66= Đường kính vòng lăn bánh chủ động: mmdw1681= Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: FvFFFKKKKαβ=.Với• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:KFβTheo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do795,0=baψbằng phương pháp nội suy:KFβ = 1,0695• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính về uốn:theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và 37,15,2 =⇒<αFKv• Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng : 59,069,111===aYεεTrong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng69,1=aε• Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0 ⇒ Yβ = 1• Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: 2,1 FFYYo theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với ⇒= 211Z hệ số dịch chỉnh 021== xxo số răng tương đương : 84184cos21121cos322311======ββZZZZVVTheo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có:608,3;04,421==FFYY • Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:SV:Phạm Thanh Tùng - 10 - GVHD:Trần Thị Thu Thủy [...]... K Fv - 11 v F bw d w1 = 1+ 2.T1 K Fβ K Fα o Với v F = δ F g 0 v Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 aw 210 = 0, 016 .82 .1, 14 = 10 ,84 u 4 o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp δ F theo bảng 6 .15 _TTTKHTDĐCK Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2 g 0 theo bảng 6 .16 _TTTKHTDĐCK 10 ,84.66 ,11 .16 8 = 1, 11 ⇒ K Fv = 1 + 2.37 318 4,62 .1, 0695 .1, 37 → K F = 1, 0695 .1, 37 .1, 11 = 1, 63 2.T... [τ ] = 15 ÷ 30MPa Chọn [τ ] = 20MPa 4.2.Tính toán thiết kế trục: 4.2 .1. Xác định tải trọng tác dụng lên trục 1. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: − Từ bộ truyền bánh răng trụ: 2T Ft1 = 1 = Ft 2 d w1 Ft1tgα tw = Fr 2 cos β Fa 2 = Ft1tgβ = Fa 2 − Trong đó: − T1 , d w1 ,α tw , β lần lượt là mômen xoắn trên trục 1 (Nmm), đường kính vòng lăn bánh 1 (mm),góc ăn khớp ,góc nghiêng của răng − Ft1 , Ft... : YR = 1 (bánh răng phay) Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: : K xF = 1 (da . sai lệch các bước bánh răng 1 và 20g theo bảng 6 .16 _TTTKHTDĐCK 11 ,13 7 ,1. ,069 51. 62,37 318 4. 216 8 .11 ,66.84 ,10 1 =+=FvK→ 63 ,11 1 ,1. 37 ,1. 0695 ,1 ==FKVậy [ ][ ]MPaMPaYYMPaMPamdbYYYKTFFFFFFwwFFF14 ,18 529,5804,4608,3.27,65.57,23627,654 .16 8 .11 ,6604,4 .1. 59,0.63 ,1. 62,37 318 4.2......2 212 1 211 111 =<====<===σσσσσβε. vòng lăn bánh răng nhỏ: mmuadhww168 )14 ( 210 .2 )1( 21= +=+=.Vận tốc vòng ⇒=== smndvw /14 .16 000 013 0 .16 8 .14 ,360000. .11 π Theo bảng 6 .13 _ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính