Đồ án chi tiết máy hệ dẫn động băng tải

Đây là bài làm đồ án chi tiết máy của mình, tài liệu đầy đủ, rõ ràng, giúp các bạn có thể thiết kế đồ án hệ dẫn động băng tải 1 cách dễ dàng và chuẩn xác Bài làm đã được đánh giá cao chúc các bạn thành công...

NHẬN XẫT CỦA GIÁO VIấN

Lời nói đầu

Đất nớc ta đang trên con đờng Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hớng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bớc thay thế sức lao động của con ngời Để tạo ra

đợc và làm chủ những máy móc nh thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho ngời sinh viên nắm bắt và đúc kết đợc những kiến thức cơ bản của môn học Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về ph ơng pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phơng pháp tính toán thiết kế các chi

đồ án này.

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn cũng nh kiến thức

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[I] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2005

[II] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2001

[III] CHI TIẾT MÁY – Tập 1, 2

Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006

[IV] Tập bản vẽ chi tiết máy

Nguyễn Bá Dơng - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I Chọn động cơ điện:

1 Chọn kiểu, loại động cơ:

Động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều u điểm cơ bản sau:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp

- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy

Do ở đây tải trọng là thay đổi nên:

Công suất làm việc trên trục công tác:

Trong đó: P 1 =1T = 4,2 ; t1=0,7 tck (h) ;

P 2 = 0,8T = 3,36 ; t2 =0,3 tck(h);

Thay vào ta đợc : = 3,967 KW

Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí, Tập 1, Trịnh Chất & Lê Văn Uyển, NXB Giáo Dục) [I] ta chọn:

1

k

  ; ol  0,99; brc  0,96; brt  0,97; 0,95

Suy ra, công suất làm việc trên trục động cơ:

Vậy suy ra:

Suy ra:

Giá trị này thoả mãn Usb Und

Vậy ta chọn đợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500 (v/ph)

cơ Công suấtKW

Vận tốcquay

dn

T T

5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Khi mở máy moomen tải không đợc vợt quá moomen khởi động của động cơ (T<Tk)nếu không động cơ sẽ không chạy

Vậy thỏa mãn điều kiện mở máy

II Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)

nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Ta có:

Với: ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2

u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm

1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp:

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp

Vậy kết quả về tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống là :

Bộ truyền đai thang : ud = 3;

Bộ truyền bánh răng nón: u1 = 3,05;

Bộ truyền bánh răng trụ: u2 = 4,06;

III Xác định các thông số trên các trục:

1 Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):

- Tốc độ quay của trục động cơ: ndc = 1445

- Tốc độ quay của trục I:

- Tốc độ quay của trục II:

- Tốc độ quay của trục III:

(KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

(KW)

3 Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm):

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

I.Tính toán thiết kế các bộ truyền trong h ộ p:

B¸nh nhá ThÐp 45 – t«ic¶i thiÖn HB 241…285 850 580

B¸nh lín ThÐp 45 – t«ic¶i thiÖn HB 192…240 750 450

H R V XH HL

H

Z Z K K S

F R S XF FC FL

F

Y Z K K K S

H

K S

F

K K S

Bánh lớn: H0lim 2  2 HB2  70 2.230 70 530    (MPa)

0 lim 2 1,8 2 1,8.230 414

KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng của việc đặt tải

Vì hệ số dẫn động ta đang thiết kế, tải đợc đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)

 KFC = 1

 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng,

đợc xác định theo công thức sau:

H HO m

HL

HE

N K

- NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn

Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106

- NHE, NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tờng đơng

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh [I] thì:

Từ đó ta xác định đợc sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng

- Bộ truyền bánh răng nón (cấp nhanh):

H

K S

F

K K S

H

K S

F

K K S



Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng nón răng thẳng Dù bánh rằn nón răngthẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không phẳng, làm việc ổn hơn xong năng suấtchế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số và lắp ráp

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: H H2 481,82 (MPa)

3 Tính toán truyền động bánh răng nón răng thẳng (cấp nhanh):

a) Xác định chiều dài của nón ngoài (của nón chủ động, đ ợc xác định theo độ bền tiếp xúc):

1 2

1

1.

b K

- H - ứng suất tiếp xúc cho phép H 481,82 (MPa)

Thay các đại lợng trên vào công thức (7), ta đợc:

b)Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc:

1

.

1

m tm

d m

Z



 Xác định moodul:

Modul vòng ngoài, bánh răng nón răng thẳng theo công thức (6.56), [I] ta có:

Từ bảng 6.8, [I]: Trị số tiêu chuẩn của modul, ta chọn mte theo giá trị tiêu chuẩn mte = 3

Từ mte = 3 ta tính lại mtm suy từ công thức trên và dm1 suy từ công thức (10) Ta có:

mtm = (1 - 0,5.0,3).3 = 2,55 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng nón phải thỏa mãn điều kiện sau:

đồng thời ăn khớp.

Với bánh răng nón răng thẳng: KH  1+) KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theocông thức 6.63, [I], ta có:

1 1

1 2

HV

v bd K

Nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc.

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn đợc viết nh sau: 1 1 1  1

1

20,85

Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta đợc: YF1 = 3,57; YF2 = 3,65

- KF: Hệ Số tải trọng khi tính về uốn: KF  KF KF KFV

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có  KF  1, 7

+) KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

FV

v bd K

 F2cx   F2 Y Y KR S XF  236,57.1.1,04.1 246, 03  (MPa)

Ta có: <  F1cx  262,08 (MPa)

<  F2cx  246,03 (MPa)

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (ví dụ : lực mở máy, hãm máy…)Với hệ sốquá tải Kqt = Tmax/T, trong đó: T là momen xoắn danh nghĩa, Tmax là momen xoắn quá tải Vìvậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực

Mà: Hmax 1260 (MPa) nên điều kiện (14) đợc thỏa mãn

Đồng thời để đề phồng biến đạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suấtuốn cực đại Fmax tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:

Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính đợc:

Đờng kính chia ngoài de1 = 72 mm

de2 = 297 mm

Đờng kính trung bình dm1 = 69,7 mm

dm2 = 252,45 mmGóc côn chia 1 = 13,6202 = 76,380

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 4,05 mm

hae2 = 1,95 mmChiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,55 mm

hfe2 = 4,65 mm

Đờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = 89,87 mm

dae2 = 297,917 mm

4 Tính toán bộ truyền động bánh răng trụ răng thẳng:( cấp chậm):

a) Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép:

lim H lim

Trong đó: - 

Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có côngthức xác định 

Hlim và SH nh sau: 

Hlim= 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

- Trong bộ truyền bánh răng trụ:

Bánh nhỏ: H0lim3  2 HB3  70 2.215 70 500    (MPa)

0 lim3 1,8 3 1,8.215 387

Bánh lớn: H0lim 4  2 HB4  70 2.200 70 470    (MPa)

0 lim 4 1,8 4 1,8.200 360

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

- Bộ truyền bánh răng trụ:

Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB3 = 215 ; bánh lớn HB4 = 200, khi đó:

NHO3 = 30.2152,4 = 1,19.107

NHO4 = 30.2002,4 = 0,99.107

- NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về uốn

Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106

- NHE, NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tờng đơng

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh [I] thì:

H

K S

F

K K S

H

K S



K K S

Hv H 1

u

K K T

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 427,27 MPa

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z





;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  H = 0,004.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

 KH = KH.KHV = 1,03.1 = 1,03

Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

Tính chính xác: ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [H] = [H] ZRZVKxH

Với v = 0,714 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 1040 m  ZR = 0,9 với da< 700mm  KxH = 1 Vậy [H] = 427,27.1.0,9.1 = 384,543 MPa

Do H = 360,19 < [H] =384,543 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

Khi đó khoảng cách trục thực tế a1 = 3.Zt/2 = 3.(39+121)/2 = 240 (mm)

* ở đây ta phải tiến hành thêm quá trình dịch bánh răng để tăng khoảng cách trục từ a1 = 240(mm) xuống a2 = 237 (mm) mà vẫn bảo đảm qúa trình ăn khớp

- Hệ số dịch chỉnh tâm: y = a2 /m – 0,5.( Z1+Z2 ) = 237/3 – 0,5.(39+121) = -2

- Ta lại có ky = 1000.y/Zt = 1000.2/(39+121) = 12,5

- Theo bảng 6.10a (Trang 101-Tập1: Tính toán ) ta có kx = 1,1

- Vậy hệ số giảm đỉnh răng: y = kx.Zt/1000 = 1,1 160/1000 = 0,176

cost = Zt.m.cos/(2 a2) = 160.3.cos200/(2.240) = 0.9396  t = 20o

e) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc tránh bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uốn cho phép [F] hay: F  [F]

Do

m d b

Y K T 2

1

1 F F 1 1

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,011.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KF = 1,11

f) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F3max luôn luônphải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F3]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F3]max đợc xác định nh sau:

F

ch max

H

8 , 0 8 , 2

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định nh sau:

q t H

max

H

K K

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,25

Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ

truyền cấp nhanh làm an toàn

g) Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

II Kiểm tra điều kiện bôi trơn :

1.Kiểm tra điều kiện bôi trơn :

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, và

đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp

Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm:

Do đáy của hộp giảm tốc cánh chân răng của bánh răng bị động một lợng là 30 mm Vậychiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 75,98 mm

Vậy điều kiện đợc thỏa mãn

Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :

Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phơng pháp lu thông.

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Ta cú cụng suất của động cơ là: 3,967 (KW)

n1: trục dẫn = 1445 (vg/ph)

n2: trục bị dẫn = 481,667 (vg/ph)

Chọn loại đai theo hỡnh 4.13/trang 59, chọn đai thang thường tiết diện Б.

1 Thụng số đai Б như sau:

Kiểm nghiệm vận tốc của đai:

Thỏa mãn điều kiện Vì đai thang này là đai thường

5 Tính chiều dài l theo khoảng cách truc a sơ bộ:

Chọn l tiêu chuẩn theo bảng 4.13/trang 59: l = 3000(mm)

Kiểm nghiệm số vòng chạy i trong 1 giây :

n = v / l = 18,15 / 3000 = 6,05 (vòng / s) < imax = 10 (vòng / s)

Thỏa mãn điều kiện

6 Xác định chính xác khoảng cách trục a theo chi ề u dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn

.

d

l i z

P K Z

– hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7/trang 55

Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15/trang 61

Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16/trang 61

Ci – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền i, tra bảng 4.17/trang 61

Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng4.18/trang 61

Từ đó suy ra:

Z (số đai chọn): 1

9 Xác định kích thước chủ yếu của đai :

Chiều rộng bánh đai: B = (Z-1).t + 2.e

Tra bảng 4.21/trang 63, đai thang loại Ƃ có:

B = (1 - 1) 19 + 2.12,5 = 25 (mm)

Đường kính ngoài của bánh đai: da = d + 2.h0

da = 240 + 2.4,2 = 248,4 (mm)

10 Tính lực căng đai ban đầu F 0 và lực tác dụng lên trục F r

Lực căng đai ban đầu:

B ng thông s b truy n ai ảng thông số bộ truyền đai ố bộ truyền đai ộ truyền đai ền đai đai

- Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quaynhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

1 Chọn vật liệu:

Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45 thường hóacó: b 600 MPa

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Fr2 = Ft2.tg.cos 2 = 2472,77.tg 200.cos67,380 = 346,16 (N)Lực dọc trục: Fa1 ≈ Fr2 = 346,16 (N)

Fa2 ≈ Fr1 = 874,7 (N)

 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

Lực vòng: Ft3 = 2T2/dm3 = (2 338253,391)/ 119,799 = 5647 (N)

Ft4 ≈ Ft3 = 5647 (N) Lực hướng tâm:

Fr4 ≈ Fr3 = 2055 (N)Lực dọc trục: Fa3 = Ft3.tgB = 5647.tg00 = 0 (N)

a) Lực tác dụng từ các bộ truyền đai thang và khớp nối

 Lực tác dụng từ bộ truyền đai thang

o

T F

Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K = 1,5

Thay các số liệu vào (2) ta được:

Tt = 1,5 30850,795 = 46276,19 (Nmm)

 46,3 (Nm)Với Tt = 46,3 Nm thì dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có: Do = 63 (mm)

Vậy ta thay vào:

2

0, 2 đc kn

o

T F

T d



Trong đó:

Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3), Nmm

  - ứng suất xoắn cho phép, MPa

Với vật liệu trục là thép 45 thì    15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trụcvào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộcvào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và cácyếu tố khác

Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2, [I] xác định gần đúng chiềurộng ổ lăn bo tương ứng

- Với trục I có dI = 25 mm  chọn ổ lăn có bo = 17 mm

- Với trục II có dII = 40 mm  chọn ổ lăn có bo = 23 mm

- Với trục III có dIII = 55 mm  chọn ổ lăn có bo = 29 mm

Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki

Trong đó:

k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3)

i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, và khớp nối)

lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ;

lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ;

lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k ;

lcki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộpgiảm tốc đến gối đỡ

lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn (4)

Với k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ (bảng 10.3, [I])

hn – chiều cao nắp ổ và đầu bulông (bảng 10.3, [I])

bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k

 Chiều dài mayơ đai thang

lm12 = (1,2  1,5)dI = (1,2  1,5).25 = (30  37,5) mm

Lấy lm12 = 37 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng nón

Chiều dài mayơ bánh răng nón lắp trên trục I:

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục II: