đồ án chi tiết máy bánh răngtrục vít

Đồ án chi tiết máy: Bánh răngtrục vít Hệ thống dẫn động băng tải gồm : 1. động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2. Nối trục đàn hồi 3. Hộp giảm tốc bánh răng trục vít . 4. Bộ truyền xích ống con lăn . Số liệu thiết kế : Lực vòng trên băng tải : F = 2800N Vận tốc băng tải: v = 0.45 ms

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Võ Ngọc Anh Tuấn MSSV:21003809

Người hướng dẫn: Bùi Trọng Hiếu Ký tên:

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

Thời gian phục vụ : L = 4 (năm)

Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 180 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

t1 = 22s t2 = 17s

Mục lục

Trang

Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 4

I.Công suất cực đại trên băng tải 4

II Phân phối tỉ số truyền, chọn động cơ 4

III Lập bảng đặc tính 5

Phần 2: Thiết kế chi tiết máy 7

A Thiết kế Xích ống con lăn 7

B Thiết kế bộ truyền bánh răng trục vít 12

I Thiết kế Bánh răng trụ răng thẳng 12

II Thiết kế Trục vít – bánh vít 19

Phần 3: Thiết kế trục 24

I Thông số kĩ thuật 24

II.Thiết kế trục 1 24

III Thiết kế trục 2 31

IV.Thiết kế trục 3 35

Phần 4: Chọn ổ lăn khớp nối 44

I Tính toán ổ lăn cho trục I 44

II Tính toán ổ lăn cho trục II 45

III Tính toán ổ lăn cho trục III 48

IV Chọn khớp nối 50

Phần 5: Thiết kế kết cấu đúc và một số chi tiết khác 52

I Kết cấu vỏ họp 52

II Một số chi tiết khác 53

Phần 6: Dung sai lắp ghép 56

TÀI LIỆU THAM KHẢO 57

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I. Công suất cực đại trên trục băng tải

F v

II. Công suất động cơ

Vì tải trong thay đổi theo bậc nên ta có thể xác định công suất đẳng trị trên trục băng tải nhu sau:

2

1 max1

i i

T t T

Theo Bảng 2.3/19 [1], ta chọn hiệu suất của các bộ truyền như sau:

- Hiệu suất của nối trục, η =k 1

- Hiệu suất bô truyền bánh răng trụ được che kín η =br 0,96

- Hiệu suất bộ truyền trục vít, bánh vít Chọn z=2, η =tv 0,8

- Hiệu suất bộ truyền xích để hở, η =x 0,93

-Hiệu suất mỗi cặp ổ lăn, ηol =0,995

Vậy η η η η ηc= br .tv x ol3 =0,96.0,8.0,93.0,995 1 0,7033 =

Công suất cần thiết trên động cơ điện

11,57

16, 46( )0,703

dt ct

IV. Phân phối tỷ số truyền, chọn động cơ

- Tốc độ quay của trục công tác

Vận tốc băng tải v=0,45 m/s, D=450 mm

Tốc độ quay của trục công tác

- Dựa vào số vòng quay của động cơ ta phân phối tỷ số truyền như sau:

1460

76, 4419,1

II dc

I II

III ct

PHẦN II THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

A TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số ban đầu

- Công suất P III =13,62 kW

- Ta chọn z1 = 25 răng ( số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều)

3. Số răng của đĩa xích lớn.

-Tính số răng của đĩa xích lớn tính theo công thức

• ko - hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Ta chọn đường nối 2 tâm đĩa

xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600 k0=1

• kα - Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích

Thiết kế a= (30-50)pc kα =1

• kdc- Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích, điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích, k dc =1

• kbt - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II -

, giá trị n cho trong bảng 5.5/81 [1] 01

Hệ số tải trọng không đều cho các dãy, chọn số dãy bằng 3, k d =2,5

5.Tính công suất tính toán P t

2,19.1.4,93.13,62

58,82( ) 2,5

Với giá trị [p 0 ] =35 MPa chọn theo bảng 5.3/181[2].

p c =44,45 mm nên điều kiện trên được thỏa.

8.Chọn khoảng cách trục sơ bộ

Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=(30 50)÷ p c =40.44,45 1778(= mm), xác định số mắt xích

X theo công thức 5.12 [1]

10. Kiểm nghiệm bộ truyền xích

a) Kiểm nghiệm độ bền uốn

[ ]

5.15 / 85 1

t d

Q s

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [σH]

=600MPa để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1, tương tự với răng đĩa 2

13.

Xác định lực tác dụng lên trục

Fr = kx.Ft ( 5.20/88 [1])

Fr = 1,05.16976 =17824 (N)

B TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤC VÍT

I Tính toán thiết kế kế hệ thống truyền động bánh răng trụ, răng thẳng

- Số liệu ban đầu

-Công suất trục động cơ P đc = 9,38 kW

- Tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ, răng thẳng u br = 3

- Số vòng quay trục động cơ : n=1458 (vg/ph)

- Moment xoắn trên trục động cơ T=61436,64 N.mm

1.

Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở

đây ta chọn vật liệu làm 2 bánh răng như sau:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 241-285, σb1=850MPa, σch1= 580MPa

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =192-240, σb2=750MPa, σch2= 450MPa

lim

lim1 lim 2

2.245 70 5602.230 70 5301,1

1, 751,81,8.245 4411,8.230 414

o

H

o H

o

F

HB

MPa MPa S

S

HB

MPa MPa

2 max

60 ( )

H m i

Vì : NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 nên KHL2 = 1

5. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[ ] olim HL

H

K S

1,1 1 [ ] 530 481,8

1,1

H I

H II

MPa MPa

7 2

60 .

25.1 21.0,6 60.1.1458.17600 86,95.10 Chu ky

25 21 25 21 25.1 21.0, 6 60.1.486.17600 28,98.10 Chu ky

NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép)

Vì NFE1 > NFO => KFL1 = 1 (cuối trang 94 [1])

H

F

F

K K S MPa

MPa

σ σ

1 max 1

2,8 2,8.450 12600,8 0,8.580 4640,8 0,8.450 360

MPa MPa MPa

a Z

9. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

1

2 1

Theo bảng 6.5/ 96 [1] với vật liệu thép – thép, ta có :

- Zm = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

- ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

sin 22.cos( )

b H

αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN 1065 – 71 thì α = 200

( 0) 0 0

cos2.cos 0

1,76sin(2.20)

Z

z z Z

α ε

4

.56.1458

4, 27 /6.10

Theo bảng 6.13/ 106 [1]

Ta chọn cấp chính xác là cấp 8, do đó ở bảng 6.16/107 [1] ta chọn g0=56Theo 6.42 ta có

2 2

112 0, 006.56.4, 27 8, 76

2 .8,76.56.56

2.61439,64.1,03.1

H w w HV

H H

v b d K

Vậy [σH ]>σH , thỏa điều kiện tiếp xúc.

10. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2

112 0,016.56.4, 27 23, 48

Theo 6.46

1 1

2 2.61439, 64.1, 05.1, 27

F w w Fv

F F

v b d K

<260 MPa

1 2 2

1

67,1.3,6

57,843,84

F F F

F

Y

MPa Y

- Đường kính vòng chia:

1 1

2 2

28.2 56( ) 84.2 168( )

II Thiết kế bộ truyền bánh răng trục vít

Thông số ban đầu

- Công suất trên trục 2: P 2 =8,96 kW

9 2 2

9 9

2

1701

[ ]

H w

H

T K q

Với u=21, chọn z1=2, do đó z2=u.z1=21.2=42 răng

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm q=0,3.22=12,6

170[ ]

170 2942588,59.1, 2

42.217, 4 12,5

H w

z q

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=10.

Do đó :

2

10( ) (12,5 42) 272,5( )

0,5(12,5 42) 0, 2510

m

T kt

T

=∑

, từ 7.25 với n2i=n2 ta có:

2 2max

1.21 0, 6.25

21 25

i i i

1 ( ) (1 )42

s

dw n v

Thỏa điều kiện bền.

5. Kiểm nghiệm về độ bền uốn

10109.420

cos 9,09

F F F

Thỏa điều kiện bền uốn

6. Các thông số cơ bản của bộ truyền

γ η

II

P A

PHẦN III THIẾT KẾ TRỤC

I. Lực tác dụng lên các trục

( ) ( ) ( ) ( )

2914, 27 20 798,6

2 2.2942588,59

14012,32420

14012,32 20 5100, 06 14012,32.125

l l

b

k l

11

l 13

l 12

Dựa vào bảng 10.3/189[1] và 10.4/190 [1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ

và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).40 = 56 ÷ 75 Chọn lm12 = 50 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ:

lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).40 = 36 ÷ 45 Chọn lm13 = 80 mm (vì bw1=60mm)Khoảng côngxôn trên trục 1:

lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 20 +15 = 69,5 mmKhoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là:

l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(80 + 19) + 10 + 10 = 69,5 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ,

.69,5 139 0798,6

.69,5 139 69,5 0.69,5 69,5 2149, 27.69,5 432,5.69,5

1290,88( )

k Dx

• Ta có biểu đồ momment trên trục 1

.

+ 432.5N

My

Mx

T

0 30058,75 0,75.61439,56 61111,72

0,7527751,35 89716,16 0,75.61439,56 107936, 28

3 11

3 12 13

53208, 22

21,180,1.56

61111,72

22,170,1.56

107936, 28

26,810,1.56

Vì tại tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng nên d 12 >1,05.26,06=28,15 mm

Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 1 như sau:

Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguy hiểm của trục 1

Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:

[ ] s s

s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếpTheo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

m a

d

m a

d

k s

k s

τ ψ τ τ

σ ψ σ σ

τ τ

τ

σ σ

Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa Do đó:

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa

σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:

0 ,

σTheo bảng 10.6[1] ta có:

d

t d bt d

W

d

t d bt d

W

o 16 2

2 32

2 1 1

3

2 1 1

Theo bảng 9.1[1] với d12 = 34 mm, tra được then có t1 = 5 mm, b = 10 mm

3

2 3

3

10.5 34 5 34

3240, 28

32 2.34 10.5 3 5 34

M

MPa W

ππσ

ψ , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

Theo bảng 10.7[1] tra được: ψσ = 0 , 05 ; ψτ = 0

: , d

d K

Kσ τ hệ số theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:

y

x d

y

x d

K

K K K

K

K K

Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:

Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5 0,63)

Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt):

, τ

σ ε

ε hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục Theo bảng 10.10 ta có: εσ =0,86;ετ =0,8

Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

1,541,920,80

K

K

σ σ τ τ

εε

2,06 1,06 1

2,121

1,92 1,06 1

1,981

151, 73

19, 251,98.3,98 0

Ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 27 mm

l k k

l

l

l

m22 1 2

23

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).50 = 60 ÷ 75 Chọn lm12 = 76 mmKhoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là:

l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(76+ 27) +10 +10 = 71,5mmTheo bảng 10.4[1] ta có:

Dx Dy

4369, 29450

4502241,9.225 2149, 27.71,5

1469,59450

1529,41N 2194,27N

1469.59N 4369.29N

• Xác định đường kính tại các đoạn trục

Mômen tương đương tại các tiết diện trục 2 là:

Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có:

2 2

2 M 0 , 75 T M

226107,66

35,620,1.50

1048356

59, 40,1.50

• Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

b

klk

hkl

lll

32 31 33

0

1 m32 1

n 3 m33

Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh vít:

lm32 = (1,2÷1,8)d3 = (1,2÷1,8).80 = 96 ÷ 144 Chọn lm32 =120 mmChiều dài mayơ đĩa xích:

lm33 = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).80 = 96 ÷ 120 Chọn lm33 = 100 mmKhoảng côngxôn trên trục 3 từ đĩa xích tới ổ là:

lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5.(100+ 30) +15 +20 = 100mmTheo bảng 10.14[1] ta có:

l32 = 0,5(lm32 + b03) + k1 + k2 = 0,5.(120+ 30) +20 +22.5 = 117,5mm

l31 = 2.l32 = 2.117,5= 235mm

l33 = l31 + lc33 = 235+ 100 = 335 mm

• Xác định phản lực tại các gối đõ

Ft4 Fr4 Fx Ay B D117.5117,5Ax Cy Cx Fa4100

Ft4 Fr4 Fx Ay B D117,5117,5Ax Cy Cx100Ma4

Phương trình cân bằng lực:

4 4 4

0 5100,06 155,98 4944, 08

014012,32 18450,98 17858 14605,3

2 M 0 , 75 T M

85,370,1.50

2548355,96

79,870,1.50

Dựa vào biểu đồ mômen trục 3, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 31 và 32 là tiết diện nguy hiểm của trục 3

Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:

[ ] s s

s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp

sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếpTheo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:

m a

d

m a

d

k s

k s

τ ψ τ τ

σ ψ σ σ

τ τ

τ

σ σ

Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa Do đó:

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa

σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:

0 ,

1

1 1

W M W M

a

a

σ σ

Theo bảng 10.6[1] tại tiết diện trục có lắp then

d

t d bt d

W

d

t d bt d

W

o 16 2

2 32

2 1 1

3

2 1 1

Theo bảng 9.1[1], d31 = 100 mm, tra được then có t31 = 16 mm, b1 = 28 mm

Do đó:

2 3

3 1

2 3

3 1

28.10 100 10.100

86834, 77

28.10 100 10.100

d W

3

3 20

.100

98174,77 32

.100

196349,54 16

ππ

2 2

2 2

489128,07 1630193,07

19,60

86834, 771866161

1998174,77

a a

M W M W

σσ

ψ , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

Theo bảng 10.7[1] tra được: ψσ = 0 , 05 ; ψτ = 0

: , d

d K

Kσ τ hệ số theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:

y

x d

y

x d

K

K K K

K

K K

Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:

Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5 0,63)

Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt):

, τ

σ ε

ε hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục Theo bảng 10.10 ta có: εσ1=εσ2 =0,7;ετ1 =ετ2 =0,7

Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn

Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:

σ

ε

ε

K K

=

= 2,52; 1 τ 2

τ τ

τ

ε ε

K K

σ

ε ε

K K

=

= 2,52; 1 τ 2

τ τ

τ

ε ε

K K

=

= 2,2Vậy ta có:

1 2

2,52 1,06 1

2,581

2, 2 1, 06 1

2, 261

1 1 1 2

2 2 1 1

1 2

261,1

5,16 2,58.19,60 0.0, 05 261,1

6,08 2,58.19 0.0, 05

151, 73

8, 44

2, 26.7,95 0 151,73

5,16.6,08

3,935,16 6, 08

Ta có bảng các kích thước của then chọn tại các tiết diện trục:

Dựa vào bảng 9.1a/173 [1] ta có:

t c

d t

d

b dl T

t h dl T

τ τ

σ σ

d τ

σ ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPad: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trụcT: mômen xoắn trên trục, Nmm

lt: chiều dài thenb,h,t: các kích thước của then[σd]: ứng suất dập cho phép, MPa[τc]: ứng suất cắt cho phép

Ta có bảng kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trụcVới lt = 1,35d:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

PHẦN IV LỰA CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI

I. Chọn ổ lăn cho trục 1

Đổi chiều Fk lại để tính phản lực trên các gối đỡ

.69,5 139 0798,6

.69,5 139 69,5 0.69,5 69,5 2149, 27.69,5 432,5.69,5

858,38( )

k Dx

Với QE : tải trọng động quy ước

m: bậc của đường cong mỏi, m = 3

L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quayTheo công thức 11.2[1] ta có:

17600.60.1458

1539,64 10

L

(triệu vòng)3

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động

X = 0,4

Y = 0,4cotgα = 0,4.cotg11,50 = 1,96V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay)

Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)

Với QE : tải trọng động quy ước

m: bậc của đường cong mỏi, m = 3

17600.60.458

483, 64 10

L

(triệu vòng)

10 333,34 483,64 172,98

d

C

=> ổ không thoả mãn khả năng tải động

Do vậy ta kết hợp giảm thời gian làm việc từ L h =17600 / 3giờ xuống ' 1

d

C

Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là:

Với đường kính ngõng trục là dngõng = 55 mm, theo bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ

có ký hiệu 311 có các kích thước như sau:

Q = VFr ktkđ

Trong đó:

V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay)

Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)

Với QE : tải trọng động quy ước

m: bậc của đường cong mỏi, m = 3

L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quayTheo công thức 11.2[1] ta có:

486.17600.60

513, 2110

Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động

Theo công thức 11.19[1] và 11.20[1], Fa = 0

=> Q0 = Fr = 2088,31

=> Q0 < C0 = 42,6 kN

=> ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh

III. Thiết kế ổ lăn cho trục 3

F

r so

at

s1

r1 o

Fr5