Bài a hoàng 69 - đồ án PDF

Preview

Summary

Download Bài a hoàng 69 - đồ án PDF

Description

Đồ án chi tiết máy MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU.....................................................................2 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN.........................3 CHƯƠNG 1........................................................................4 TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỈ SỐ TRUYỀN..................4 1.1. Tính chọn động cơ..........................................................................................4 1.1.1.Chọn động cơ...........................................................................................4 1.2. Chọn phân phối tỷ số truyền...........................................................................6 1.2.1.Tính toán thông số trên các trục...............................................................6 CHƯƠNG 2........................................................................8 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...................................8 2.1. Thiết kế bộ truyền trong.................................................................................8 2.1.1. Chọn vật liệu :.........................................................................................8 2.1.2. Ứng suất cho phép :.................................................................................8 2.1.3.Tính toán các thông số bánh răng:..........................................................11 2.2. Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục , ổ lăn.................................................19 2.2.1. Thiết kế bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai dẹt ).......................................19 2.2.2. Tính trục................................................................................................23 2.2.3.Tính toán chọn ổ lăn...............................................................................38 2.3.Tính và lựa chọn các chi tiết khác.................................................................41 2.3.1.Thiết kế vỏ hộp.......................................................................................41 2.3.2. Hệ thống bôi trơn..................................................................................43 2.3.3 Các chi tiết phụ.......................................................................................44 2.3.4 Dung sai lắp ghép...................................................................................48

Page 1

Đồ án chi tiết máy

LỜI NÓI ĐẦU Đồ án môn học Chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay. Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn của một phân xưởng cơ khí”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất. Em xin chân thành cảm ơn !

Vĩnh Yên, ngày 1 tháng 7 năm 2020 Sinh viên thực hiện

Nguyễn Minh Hoàng

Page 2

Đồ án chi tiết máy

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

1.Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2.Bộ truyền đai dẹt 3.Hộp giảm tốc bánh răng nón 1 cấp 4.Nối trục đàn hồi 5. Thùng trộn Số liệu thiết kế: Công suất trên trục thùng trộn P(kw)=

2.5

Số vòng quay của thùng trộn (v/ph)=

160

Thời gian phục vụ T(giờ) = 15000 Khuân khổ nhỏ gọn, vận hành bảo quản và sửa sữa chữa thuận lợi, có thể chế tạo trong điều kiện hiện nay của nước ta Page 3

Đồ án chi tiết máy

CHƯƠNG 1 TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính chọn động cơ 1.1.1.Chọn động cơ 1.1.1.1.Xác định tải trọng tương đương - Công suất trên trục động cơ điệnlà Pct và được tính theo công thức : Pt Pct = 

Trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác = 2,5 (kw) ƞ là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống - Tính hiệu suất truyền động ƞ Dựa vào bảng 2.3 (trang 19 [1]) trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn : + Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):  d 0,95 + Hiệu suất của cặp bánh răng côn (được che kín) : br 0, 96 + Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol =0,99 + Hiệu suất của khớp nối trục η k=0,99 Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức : 3 3 ƞ = k  ol  br đ = 0, 99 0,99 0,96 0,95 =0,876

=> Pct =

P1 2,5 = η 0,876

= 3,854 (kw) Page 4

Đồ án chi tiết máy 1.1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ. Tra bảng 2.4 ( trang 21 [1]) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ, từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác: Truyền động đai thì ud = 2 ÷ 4 Truyền động bánh răng côn hộp giảm tốc 1 cấp uh = 2 ÷ 4 Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống được tính theo công thức: ut = u1 . u2 . u3 .... ut =

ud . uh = 2,24.3= 6,72

Trong đó : + ud là tỉ số truyền của truyền động đai (chọn ud =2,24) + uh là tỉ số truyền bánh răng côn hộp giảm tốc 1cấp (chọn uh =3)  Chọn số truyền chung sơ bộ Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb ) là: nsb= nlv.ut nsb = 160 . 6,72 = 1075,2 (vòng/phút) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n db =1500 vòng/phút  Pdc Pct    ndb  nsb   Tmm  Tk  T Tdn

V ớ i điềều kiện chọn động cơ là :

Dựa vào bảng P 1.3 (trang 237[1]) các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với

Pct =3,995 (kw) và ndb =1500 (vòng/phút) ta chọn được : Công

Vận tốc

Đường

suất

kính trục Page 5

Đồ án chi tiết máy Kiểu động cơ

Pdc (kw)

4A100L4Y3

quay ndc

Cos

(vg/phút)

φ

4

1420

η%

T max T dn

Tk T dn

động cơ (mm)

0,84

84

2,2

2,0

28

1.2. Chọn phân phối tỷ số truyền - Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (3.23) [1] ta có: ndc 1420 ut = nlv = 160

= 8,875

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc (uh) tính theo công thức : ut 8,875 uh= ud = 2,24 = 4 -Với hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng côn: uHGT = uh = 4

1.2.1.Tính toán thông số trên các trục 1.2.1.1. Tính toán công suất trên các trục Ta có : Pdc = 4 (kw) P Pdc  1 4  kw   P1 Pdc .ol .d 4.0,99.0,95 3,76  kw  ol .d P PI  II  PII PI .ol .br 3,76.0,99.0,96 3,57  kw   ol . br P PII  lv  Plv PII .ol .k 3,57.0,99.0,99 3,5 kw  ol .k 1.2.1.2. Số vòng quay các trục

n ndc 1420 (vòng/phút) Page 6

Đồ án chi tiết máy nI 

nct 

ndc 1420  634 ud 2,24 (vòng/phút)

n II=

n I 634 =158,5 = 4 uh

(vòng/phút)

1.2.1.3.Tính mômen xoắn T ở các trục 9,55 106  Ta có : Ti=

pi ni do đó ta tính được:

Pdc 4 6 =9,55. 10 . =26901,41[Nmm] . 1420 ndc

T dc=9,55.10 . 6

T I =9,55.10 .

PI 6 3,76 =56637,22 [ Nmm] . =9,55. 10 634 nI

T II =9,55.10 6 .

P II 3,57 =9,55. 106 . =215100,95 [ Nmm ] . 158,5 n II

6

T lv =9,55. 10 . 6

Plv nlv

=9,55.10 . 6

3,5 =208906,25[ Nmm ] . 160

1.2.1.4. Bảng kết quả Trục Thông số Tỷ số truyền Công suất P (kw) Tốc độ quay n (vg/phút) Momen xoắn T (N.mm)

Trục động cơ

Trục I

u d  2,24

Trục II

uh 3,517

Trục làm việc

uk 1

4

3,76

3,57

3,5

1420

634

158,5

160

26901,41

56637,22

215100,95

208906,25

Page 7

Đồ án chi tiết máy

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1. Thiết kế bộ truyền trong Bộ truyền trong hộp giảm tốc là bộ truyền bánh răng côn, răng thẳng. Vì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn . 2.1.1. Chọn vật liệu : Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp chịu công suất nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu 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 ăn mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị. H1 ≥ H2 + (10…15)HB - Theo bảng 6.1 trang 92 [1] , ta chọn : Giới hạn bền Giới hạn chảy

Vât~

Nhiê ~t luyê ~n Tôi cải

σb

σ ch

Bánh chủ

liê ~u Thép

850MPa

580MPa

250 HB

đô ~ng Bánh bị

45 Thép

thiê ~n Tôi cải

750MPa

450MPa

235 HB

Page 8

Đô ~ cứng

Đồ án chi tiết máy đô ~ng

45

thiê ~n

2.1.2. Ứng suất cho phép : * Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F]:

 H0 lim [H] = s H ZR.ZV.KxH.KHL

 F0 lim [F] = s F YR.YS.KxF.KFC.KFL Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1.

 H0 lim  [H] = s H KHL

 F0 lim [F] = s F KFC.KFL - Trong đó :

0

 H lim 0

là ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kì cơ sở

 F lim là

ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Theo bảng 6.2 (trang 94[1]) với thép 45, tôi cải thiện : •

° H lim ¿ =2 HB+70 σ¿

và

F lim ¿ =1,8 HB σ¿ °

- Bánh chủ động : σ°H lim 1=2 HB1 + 70 =2.250 + 70=570 Mpa σ°F lim 1=1,8 HB 1=1,8.250=450 MPa

- Bánh bị động : σ°H lim 2=2 HB 2+70 =2.235 + 70 =540 Mpa σ°F lim 2=1,8 HB2=1,8.235=423 MPa .

Page 9

Đồ án chi tiết máy •

S H =1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

•

S F =1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn.

• KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (KFC = 1 đặt tải một phía , bộ truyền quay 1 chiều ) • KHL, KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. mH

KHL = mF

KFL =

N HO N HE N FO N FE

- mH , mF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. (mH = 6, mF = 6 do HB 350) - NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. 2,4

NHO = 30.H HB  Số chu kỳ làm việc cơ sở :  Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : -

2,4 2,4 6 N HO 1=30 HB1 =30. 250 =17,1. 10 (chu kỳ)

-

N HO 2=30 HB2 =30. 235 =14,7.10 (chu kỳ ) 2,4

2,4

6

 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : N FO1 =N FO2=4.10

6

 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE = NFE = 60c.n.t c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay. Page 10

Đồ án chi tiết máy n: số vòng quay trong 1 phút. t: tổng số giờ làm việc của bánh răng: 15000 h NHE1 = NFE1 = 60.1.1420.15000 = 127,8.107 NHE2 = NFE2 = 60.1.180,2.10000 = 14,3.107

 Ta thấy :

{

N HE 1 > N HO 1 N HE 2 > N HO 2 N FE 1 > N FO 1 N FE 2 > N FO 2

 Suy ra :



nên ta chọn N HE =N HO để tính toán.

K HL 1=K HL2= K FL1= K FL2=1

570.1 [ ] = 1,1 = 518,18 Mpa. 0 H1

[

0 H2

540.1 ] = 1,1 = 490,9 Mpa.

450.1.1 [ ] = 1,75 = 257,14 Mpa. 0 F1

[ 

0 F2

423.1.1 ] = 1,75 = 241,71 Mpa. 0

0

[H] = min ([H 1 ],[ H 2 ]) = 490,9 Mpa.

2.1.3.Tính toán các thông số bánh răng: 2.1.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng chủ động : 3

de1 = Kd.

T1 .K H  (1  Kbe ). Kbe . u.[ H ]2

Trong đó: + KR= 0,5Kd – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kd=100MPa1/3

Page 11

Đồ án chi tiết máy + Kbe – Hệ số chiều rộng vành răng Kbe=b/Re=0,25…0,3 , với uh = 4 chọn Kbe = 0,25 (T113[1]) + KHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành rằng bánh răng côn. Theo sơ đồ I ngoài trục bánh răng lắp trên ổ đũa, HB≤350 K be .u h 0,25.4 2  Kbe = 2−0,25

 0,571

 Tra bảng 6.21(trang 113[I]) : KH = 1,13. T1 = 56637,22 Nmm - momen xoắn trên trục chủ động. [H] = 490,9 Mpa - ứng suất tiếp xúc cho phép.  de1 = 100.

√ 3

56637,22.1,13 ( 1−0,25 ).0,25 .4 . 490,9 2

= 70,75mm.

2.1.3.2. Xác định các thông số ăn khớp. Điều kiện de1> 70,75 :

chọn de1 = 80 mm

Ta xác định các thông số ăn khớp: Chọn m và Z như sau: Tra bảng 6.22[I] với de1 = 80 mm  Z1p = 17. -Số răng bánh nhỏ : Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 . Chọn Z1=28 răng Với bánh răng côn răng thẳng: Zvn1 = Z1/cos1 1 1 u Góc mặt côn chia : 1 = arctg h = arctg 4 Zvn1 =

28 cos 14,04°

= 14,040

= 28,86> 17: thoả mãn điều kiện tránh cắt lẹm chân răng.

-Đường kính vòng chia trung bình bánh nhỏ : Page 12

Đồ án chi tiết máy dm1 = (1 – 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,25). 70,75= 62 (mm) - Mô đun trung bình : mtm = dm1/Z1 = 62/28= 2,2143 -Xác định mô đun : mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 2,2143/(1 – 0,5.0,25) =2,531 Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn mte = 3 Tính lại mtm: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 3.(1 – 0,5.0,25) = 2,625 dm1 = Z1.mtm = 28.2,2143 = 62 (mm) -Số răng bánh lớn : Z2 = uh.Z1 = 4.28 = 112 (răng)  Chọn Z2= 112 (răng) Tính lại uh=112/28=4 sai lệch 0,48% chấp nhận được . -Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5.mte.

Z12  Z22

= 0,5.3.

√282+ 1122 = 173,17 (mm)

-Đường kính vòng chia trung bình bánh lớn : dm2 = Z2.mtm = 112.3= 336(mm) -Góc côn chia : δ 1=arctg

Z1 28 =14,04 ° =arctg 112 Z2

δ 2=90° −14,04° =75,96

2.1.3.3. Kiểm lại răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn điều kiện:

Page 13

Đồ án chi tiết máy

H = ZM.ZH.Z.

2T1 .K H . u 2  1 0,85. b. dm21u

 [H].

Trong đó: ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 trang 96 [1]: ZM= 274 Mpa1/3. Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Z =

4   3

: hệ số trùng khớp ngang. 1 1  = (1,88 – 3,2( Z1 + Z 2 )).cosm 1 1 112 )).cos00= 1,73. = (1,88 – 3,2( 28 +

Z =

4  1,73 3 = 0,869

ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12: xt = x1 + x2 = 0 và β = 0 ta được ZH = 1,76. KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KH.KH.KHv. KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng . Tra bảng 6.21[1]: KH = 1,13 KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KH = 1 (do bánh răng côn thẳng) KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Page 14

Đồ án chi tiết máy

KHv = 1 +

 H. b. d m1 2T1 .K H  .K H

dm1 ( uh  1) uh H =  H .g0.v. dm1 = 73,5 (mm) đường kính trung bình bánh côn nhỏ.

 .d m1 .n1 π .62.1420 60000 V = 60000 =

= 4,61 m/s (cấp chính xác 7)

 H = 0,006 tra ở bảng 6.15[1] go = 47 tra ở bảng 6.16[1] H = 0,006.47.5,464.

√

62. (3,5 +1) 3,5

= 13,76

HH = 274.1,76.0,869.

Vậy H= 420,43 Mpa < [H] = 490,9 Mpa

 thoả mãn độ bền tiếp xúc. 2.1.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Điều kiện: 2T1 .K F .Y .Y .Y F1

F1 = 0,85.b.m tm.d m1  [F1]

Page 15

Đồ án chi tiết máy YF 2 F2 =F1. YF 1  [F2] Trong đó: -mtm = 2,625 môđun pháp trung bình. -b = 38,22(mm) chiều rộng vành răng. -dm1 = 73,5 (mm) đường kính trung bình của bánh chủ động. -Y = 1/ = 1/1,73 = 0,578 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. -Y =1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng (răng thẳng ) -YF1, YF2 hệ số dạng răng +Tra bảng 6.18 [1] với x1 =0,33; x2 =- 0,33 + Số răng tương đương : 28 0 Zvn1 = cos15,94 = 29,13 98 0 Zvn2 = cos 74,05 = 101,96

 YF1 = 3,54 ; YF2 = 3,65 KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KF KF KFv KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các vành răng. Tra bảng 6.21: KF = 1,25 KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KF =1 (côn răng thẳng) KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Page 16

Đồ án chi tiết máy

KFv = 1 +

 F .b.d m1 2T1 .K F .K F

F =  F .g0.v.

dml ( uh  1) uh

73,5.(3,5  1) 3,5 = 0,016.47.5,464. = 39,92 (  F = 0,016 tra ở bảng 6.15[1]) 39,92.38,22.73,5  KFv = 1 + 2.56637,22.1 = 1,99

KF = 1,25.1.1,99 = 2,4875 2T1 .K F .Y .Y .Y F1

=>F1 = 0,85.b.m tm.d m1

2.56637,22.2,4875.0,577.1.3,54 0,85.38,22.2,625.73,5 = = 91,82 Mpa.

91,82.3,61 3,54 = 93,64 Mpa. F2 =

F1 = 91,82 Mpa < [F1] = 257,14 Mpa. F2 = 94,16 Mpa < [F2] = 241,71 Mpa. KL: Hai bánh răng thoả mãn về độ bền uốn 2.1.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải tra bảng 1.3 động cơ 4A100L4Y3 có Kqt = Tmax/T = 2,2. Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: Hmax = H.

Kqt

 [H]max

[H]max = 2,8.ch = 2,8.580 = 1624 Mpa. Page 17

Đồ án chi tiết máy Hmax = 420,43. 2,2 = 623,6< [H]max Fmax = F.Kqt [F]max [F]max = 0,8.ch = 0,8.580 = 464 MPa Fmax = 77,37.2,2 = 170,214 Mpa < [F]max KL: Bộ truyền bánh răng thoả mãn điều kiện về quá tải.

2.1.3.6. Xác định các kích thước hình học. Thông số

Kí hiệu

Công thức

Chiều dài côn ngoài

Re

Chiều rộng vành răng

b

Chiều dài côn trung bình

Rm

Rm = Re – 0,5.b =133,77

Đường kính chia ngoài

de

de1 = mte.Z1 = 84

Re = 0,5.mte.

Z12  Z 22

= 152,88

b = Kbe.Re = 38,22

de2 = mte.Z2 = 294 Góc côn chia



1 = arctg (Z1/Z2) = 15,940 2 = 900 - 1 = 74,050

Chiều cao răng ngoài

he

he = 2.hte.mte + c = 6,6 Với hte = cos m = 1 c = 0,2.mte = 0,6

Chiều cao đầu răng ngoài

hae Page 18

hae1 = (hte + xn1.cosm).mte= 3,99

Đồ án chi tiết máy Với xn1 = x1 = 0,33 hae2 = 2.hte.mte - hae1 = 2,01 Chiều cao chân răng ngoài

hfe

hfe1 = he – hae1 =2,61 hfe2 = he – hae2 = 4,59

Đường kính đỉnh răng ngoài

dae

dae1 = de1 + 2.hae1.cos1 = 91,679 dae2 = de2 + 2.hae2.cos2 = 294,89

Đường kính trung bình

dm

dm1 = (1 - 0,5.b/Re).de1 = 73,5 dm2 = (1 - 0,5.b/Re).de2 = 224

Mođun vòng trung bình

mtm

mtm = mte.Rm/Re = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,625

Mođun pháp trung bình

mnm

mnm = (mte.Rm/Re).cosm = {mte – b/(Z1 + Z2)}.cosm = 2,697

2.2. Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục , ổ lăn 2.2.1. Thiết kế bộ truyền ngoài ( bộ truyền đai dẹt )

Page ...