ĐỒ án môn học THIẾT kế máy THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG XÍCH tải

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Số liệu cho trước: 1.. Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ dẫn động xích tải sao cho tiết kiệm mà v

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Số liệu cho trước:

1 Lực kéo xích tải: F=3250 (N)

2 Vận tốc xích tải: v=1,25 (m/s)

3 Số răng đĩa xích tải: z=9

4 Bước xích tải: p= 125(mm)

5 Thời hạn phục vụ: lh=21.000 (h)

6 Số ca làm việc: số ca = 2 7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: = 300 8 Đặc tính làm việc: Va đập vừa

Khối lượng thiết kế: 1 bản vẽ lắp hộp giảm tốc – khổ A0 1 bản thuyết minh

Sơ đồ động và đồ thị thay đổi của tải trọng

1 Động cơ 3 Hộp giảm tốc 5 Xích tải

2 Nối trục đàn hồi 4 Bộ truyền xích Với: Tmin  1, 4T1 T2 0,8T

t1 4 h t2 3 h t ck  8 h

LỜI NÓI ĐẦU

Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và các ngành công nghiệp nói chung Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ dẫn động xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là một việc hết sức quan trọng

Đồ án “Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ” nhằm đáp ứng nhu cầu học tập,

gắn lý thuyết đã học vào thực tiễn từ đó tìm hiểu,học hỏi,nghiên cứu sâu hơn để thiết kế ra hệ thống dẫn động xích tải, đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Mặc dù đã rất cố gắng trong việc thiết kế và tham khảo các tài liệu nhưng do kiến thức của em còn hạn chế chắc chắn không tránh khỏi những hạn chế nhất định, sự chỉ bảo tận tình của thầy là những kiến thức quý báu cho em khi còn trong ghế nhà trường cũng như công việc thực tế sau này Em mong thầy đóng góp ý kiến để đồ án được hoàn thiện hơn

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy

giáo Đỗ Thế Cần đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình cho em hoàn thành tốt

nhiệm vụ được giao

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

Đà Nẵng, ngày 15 tháng 9 năm 2015

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Văn Nam

MỤC LỤC

Trang

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7

1.1 Tính toán chọn động cơ 7

1.2 Phân phối tỷ số truyền 9

1.3 Tính toán các thông số và điền vào bảng 10

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 12

A Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng nghiêng) 12

2.1 Chọn vật liệu 12

2.2 Xác định ứng suất cho phép 12

2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 16

2.3a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

2.3b Kiểm nghiệm về độ bền uốn 20

2.3c Kiểm nghiệm răng về quá tải 22

2.3d Các thông số kích thước bộ truyền 23

B Tính toán bộ truyền cấp chậm 23

2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục đối với cấp nhanh 23

2.4a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 25

2.4b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 28

2.4c Kiểm nghiệm răng về quá tải 29

2.4d Các thông số kích thước bộ truyền 29

C Tính toán bộ truyền ngoài 30

2.5a Chọn loại xích 30

2.5b Xác định các thông số của bộ truyền xích 30

2.5c Tính kiểm nghiệm của xích về độ bền uốn 32

2.5d Đường kính đĩa xích 33

2.5e Kiểm tra độ bền tiếp xúc của đĩa xích 33

2.5f Xác định lực tác dụng lên trục 34

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

3.1 Chọn vật liệu chế tạo 35

3.2 Xác định đường kính sơ bộ 35

3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 35

3.4 Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 36

3.5 Tính toán và thiết kế trục I 37

3.6 Tính toán và thiết kế trục II 41

3.7 Tính toán và thiết kế trục III 45

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO BA TRỤC

4.1 Chọn loại ổ lăn cho trục I 48

4.2 Chọn loại ổ lăn cho trục II 50

4.3 Chọn loại ổ lăn cho trục III 51

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

5.1 Tính kết cấu của vỏ hộp 54

5.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 54

5.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc 54

5.4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 54

5.5 Điều chỉnh ăn khớp 54

PHỤ LỤC BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP, TRỊ SỐ CỦA SAI LỆCH GIỚI HẠN VÀ DUNG SAI CỦA CÁC KIỂU LẮP

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính toán động học

Chọn động cơ

1000



Từ hiệu suất  ta tính được hệ số quá tải của động cơ

2 1

0,84

ct yc

 Trong đó p: bước xích tải p = 1125 (mm) z : số răng đĩa xích tải Z = 9

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tính tỷ số truyền của hệ

dc

ct

n u n



Như trên ta có : ndc = 2990 (vg/ph) nct = 53 (vg/ph)

2990

54, 72 53

u u u

18, 24 1, 2 u

2 1

3, 9

4, 68

u u

P P

3 3 2

ct k

P P

2900

620

4, 68

n n u

2 3 2

620 159 3,9

n n u

3 159

53 3

ct x

n n u

   (vg / ph)

6 9,55.10 i i

i

P T

n

6 1

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

A Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng)

2.1 Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc 2 cấp chậm với đặc tính làm việc va đâp vừa nên chọn vật liệu nhóm I đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị

1 2 (10 15) HB

H H   Bánh nhỏ : thép 45, thường hóa ( theo bảng 6.1[1] ) có :

HB1 = 180, phôi rèn ( giả thiết kích thước s80 mm)

Bánh lớn : thép 45, thường hóa có b1 600 (MPa)

H

Z S



Ứng suất uốn cho phép (công thức 6.2 [1] )

0[ ]=( FLim).Y Y

F

K K S



Trong đó :

ZR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR : hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

YS : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy Z Kr Z v XH 1 và Y Y R S K FC 1

H

HO m

410.1[ ]= 372, 7

[H]  2,8.ch  2,8.340  952 (MPa)

[F]  0,8.ch  0,8.340  272 (MPa)

2 max 2 [F ]  0,8.ch  0,8.340  272 (MPa)

2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp nhanh

Sử dụng công thức 6.15a, [1]

 

1

1 3

1

1

[ ]

H a

Trong đó : Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

T1 : momen xoắn trên trục bánh chủ động ( N.mm ) [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép ( MPa )

u1 : tỷ số truyền cấp nhanh

w w

ba

b a

1 1

2 .cos 2.100.0,98

23,12

1 1,5.(4, 68 1)23

a Z

m u Z

1 2 w 0

108

4, 69623

m Z Z a

B H

2.cos(10, 09 )

1, 7384sin 2.20,33

H

Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ( theo công thức 6.37, [1] )

b m

1,582 11,5

w w

Theo công thức (6.41, [1]) ta tính KHv

1

w w 1

0, 091

H Hv

v b d K

Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d a 700 (mm) K XH 1

Theo công thức 6,1 và 6.1a, [1] ta tính được

[H]=[H]Z v Z Z R XH 381,8.1.0,95.1 362, 71

113,34H [H]=362,71 (MPa)

Do đó kết quả tính toán phù hợp với yêu cầu

2.3b Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo công thức 6.43, [1] ta có:

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



2

1 1

1 1

1

Theo bảng 6.7, [1] ta tìm được K F 1,41(bd 1,204161,2 và sơ đồ 3)

m

w o F F

u

a v

1 1

, 113 9825

, 0 108

24 24

, 24 9825 , 0 23

2 2

1 1

3 3

2

3 3

v v

Z Cos

Z Z

Z Cos

Z Z





Tra bảng 6.18, [1] ta có được

6,3

9,32

với hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0

052,1)5,1ln(

0695,008,1)ln(

0695,008,1

Bánh răng phay K XF 1(d a 400mm)

Tương tự ta tính được

1[F] theo công thức 6.2, [1] và công thức 6.2a, [1]

1 1[F]=[F].Y R Y K S xF 240.1.1, 052.1 252, 48 (MPa)

2.15741.2,133.0, 612.0,595.3,9

45, 26 [ ]=214,2540.35,11.1,5

F

Y Y

Góc nghiêng của răng  10,74o

Số răng của bánh răng

108

232

1





Z Z

Hệ số dịch chỉnh x1x2 0

Đường kính vòng chia

)(89,1649825,0

108.5,1

)(12,359825,0

23.5,1

2 2

1 1

mm Cos

Z m d

mm Cos

Z m d

1(2

)(12,385,1.212,35)1

(22 2

1 1

2

1

mm m

y x d

d

mm m

y x d

25,2(

)(37,315,1.5,212,35)25,2(

2 2

1 1

2

1

mm m

x d

d

mm m

x d

.1

.2

ba H

H a

w

u

K T u

k a

 

2 2

02,001,0()02,001,0

9848,0.140.2)1(

cos 2

1 2 1

1 2 2

Do tỷ số truyền thực sẽ là :

''14'

9.1416

,14

9696,0150

.2

)14437(5,12

)(

89,337144

0

2 1 1 2

2

o w

m

a

Z Z m Cos Z

Z u

2

)1.(

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z



Cos Z





.2

.2



Ta có: tgb cost.tg cos(20,38).tg14,160,19

o tw

t

b

tg arctg

tg

9696,0

20cos

78,

)78,10cos(

5,1

)16,14(.60

11

744,198,0144

137

12,388.1cos112,388,1

2 1

w

d : đường kính vòng lăn bánh lớn

2 2

2 2.140

57,14( )

1 3,9 1

w w

u

a v

140 55 , 1 56 002 ,

0, 0263

H Hv

v b d K

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 1,988 (m/s) Z v 1 Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 khi đó gia công đạt độ nhám R a 2,51,25(m) Z R  0 , 95

Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d a 700 mm( )

   

36,61

)(71,3621.95,0.1.8,381

1

MPA

MPA Z

Z Z K

H H

XH R V H H XH

Do đó kết quả phù hợp với yêu cầu

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2 2

2 1

.

.

2 2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

u

a v

23 , 61 56 4 , 5 1

2

1

4 , 5 9 , 3

140 988 , 1 73 006 , 0

2

2 2 2 2

w w F F

F

K K T

d b K

Với  11,48O, 0,918

140

16,141140

, 157 9696

, 0 144

40 59

, 40 9696 , 0 37

2 2

1 1

3 3

2

3 3

v v

Z Cos

Z Z

Z Cos

Z Z

7,32

, 3

6 , 3 37 , 99

) ( 25 , 214 37

, 99 5

, 1 23 , 61 56

7 , 3 918 , 0 5734 , 0 946 , 1 72241 2

) ( 6 , 256

) ( 25 , 214 1 052 , 1 1 66 , 203

.

2 1

2 1 2

1 1

2

1 1

MPA Y

Y

MPA MPA

MPA K

Y Y

F F

F F F

F F

F

XF S R F F

Góc nghiêng của răng  14,16o

Số răng của bánh răng

144

372

1





Z Z

Hệ số dịch chỉnh x1x2 0

Đường kính vòng chia

) ( 77 , 222 9696 , 0

144 5 , 1

) ( 24 , 57 9696 , 0

37 5 , 1

2 2

1 1

mm Cos

Z m d

mm Cos

Z m d

1(2

)(24,605,1.224,57)1

(2

2 2

1 1

2

1

mm m

y x d

d

mm m

y x d

25,2(

)(49,535,1.5,224,57)25,2(

2 2

1 1

2

1

mm m

x d

d

mm m

x d

Vì vận tốc thấp nên dùng xích con lăn

b Xác định các thông số của bộ truyền xích

Tra bảng 5.4, [1] với u x 3Z1 29  2 3  23  19

Chọn Z125do đó số răng đĩa lớn

25.3 1

2u x Z   Z Max

Công suất tính toán P t P.K.K Z.K n (công thức 5.3, [1])

Trong đó : P : cống suất cần truyền

25

25 25 1 1

01   



Z Z

200

1, 26 159

4, 46.1,35.1, 25.1,3.1.1, 26 12,33( )

n

t

n K n

Tra bảng 5.5, [1] n01200 ( vg/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p = 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền mòn P t [P]19,3(kw)

đồng thời thỏa mãn điều kiện bảng 5.8, [1] p p Max

khoảng cách trục a = 40.p = 40.31.75 = 1270 (mm)

xác định số mắt xích x theo công thức 5.12, [1]

58,131

40 4

25752

572540.2

4

.2

2

2 2 2

2 1 2 2

p Z Z Z Z p

4 26 , 1301 003 , 0 003 , 0

mm a

a a

159 25 15

K

Q S

)(758,161,2.8,3

)(8,21231

,2

46,4.1000

)/(1,2000.60

159.75,31.25000.60

0

2 2

1

N a

q K F

N v

q F

N F

s m n

p Z v

f v

25

p d

sin

75

p d

1

2 1

2 1

0, 5 cot 31, 75 0.5 cot 267, 2

25

0, 5 cot 31, 75 0.5 cot 773, 4

752

K A

E F K F

47,0

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép  H 600 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1



x

K do bộ truyền nghiêng

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

2 ,

T  T2 72241 (N.mm) T3 267881(N.mm)

3 1

3 2

3 3

3 4

15741

0, 2.15 72241

0, 2.20 15741

0, 2.25 267881

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

Dựa theo đường kính các trục sử dụng bảng 10.2, [1] để chọn chiều rộng ổ lăn b0 , chiều rộng ổ lấy theo đường kính sơ bộ của trục trung gian d2

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2  5

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành nắp ổ k3 15

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông h n 18

Tra bảng 10.4, [1] với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp hình 10.7, [1]

22

23 22 22 23 1 23

21 22 23 1 2 0 21

3.4 Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Quy ước về chiều và dấu của lực như hệ trục tọa độ từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x nhưng ngươc chiều 0x

t x

3 , 0 2 , 0

Khoảng công xôn chìa ra ngoài để nối trục vòng đà hồi

Tra bảng 16-10a theo mômen xoắn

)(55

)(551815)1726(5,0)

(5,0

)(892,18850

15741.2.3,0)

(50

11

3 02 11 11

11 0

mm l

mm h

k b l l

N F

mm D

c

n m

Theo công thức 10.17, [1]

3

][1,

0 

tdj j

M

d  Tra bảng 10.5, [1] lấy []  63

)(96,13

)(17

)(0

13 12 11 10

mm d

mm d

mm d

mm d

Theo tiêu chuẩn chọn :

)(20

)(25

)(20

13 12 11 10

mm d

mm d

mm d

mm d

Tính kiểm nghiệm độ bền của then về độ bền đập và độ bền cắt:

Theo công thức 9.1, [1] và công thức 9.2, [1] :

t d

t h l d

2 1

t c

b l d

.

2

Với théo 45 chịu tải trọng va đập nhe  c 20 30 ( MPa)

8, 48 10025.49,5 7 4

   

2.15741

3,18 20 3025.49,5.8

18,88 100 ( )19.35,1.(6 3, 5)

2.15741

7,87 20 30 ( )29.35,1.6

15614,32

20, 33 876, 23 330, 44 ( )

cos10, 74

2 2.72241

876, 23 ( )

222, 77 876, 23 14,16 166, 20 ( )

i

tw

k t

0

20, 33 2359, 66 894, 51 ( )

cos14,16

2 2.72241

2359, 66 ( )

57, 24 2359, 66 14,16 479, 22 ( )

i

tw

k t

) ( 87 , 528

N R

N R

By

Ay

Tính toán tương tự như trục I

20 21 22 23

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Với thép 45 có b 600 (MPa) 1 261, 6 (MPa) 1 151 , 7

Tra bảng 10.7 , [1] ta có :  0,05  0

Xét tiết diện nguy hiểm tại 2 vị trí lắp bánh răng

Với vị trí lắp bánh răng

T W

   công thức 10.23, [1]

 2 3

1 1 1 1

1

1

.W

b t d t d

01

1

W

b t d t d

28,324001

91,291 1 1

a m

Tra bảng 10.8, [1] K x 1,06 với phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt chọn tiên R a 2,50,63

Tra bảng 10.9, [1] K y 1,6 với tập trung ứng suất ít

325,11 1

6,61

1





S S

97 , 5

2.72241

12,11 20 30 ( )34.35,1.10

A Ray

A

Rax

Fr3 Ft3 Fa3

B Rby

Rbx Fr2

3.7 Tính toán và thiết kế trục III

,14.75,2243

)(75,224377

,222

267881

2

.2

)(57,85016

,14

38,20.75,2243

0 1

0 0 4

4 4 4 4

N tg

tg F F

N k

d

T F

N Cos

tg Cos

tg F F

t a w

k t

tw t

) ( 08 , 4065

N R

N R

)(61,1738

N R

N R

Bx Ax

Tính toán đường kính ổ trục

10 11 12 13

)(35

)(38

)(35

3 31 34 30

mm d

mm d

mm d

mm d

 

2.267881

17, 41 20 30 ( )36.85,5.10

Fr4

Rbx

Rby

BRay

164241,01

106074,48 114276,72

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO BA TRỤC

4.1 Chọn loại ổ lăn cho trục I

Lực hướng tâm tại gối A ( tại gốc 0 )

, 0 1034 1

2 , 310

0

0   e

F V

, 1 2 , 388 1

2 , 480 1



Tải trọng động trên ổ 0 và 1

t d a r

t d a r

o

K K F Y F V X Q

K K F Y F V X Q

.)

.(

.)

.(

1 1

1

0 0

L

L Q Q

Tra bảng 11.6, [1] với ổ bi đỡ chặn: X0 0,5Y0 0,47

00,5.388, 2 0, 47.170 274 ( ) 5420 ( )

t

4.2 Chọn loại ổ lăn cho trục II

Lực hướng tâm tại gối A ( gối 0 )

02,

Đường kính trong d 30 mm

Đường kính ngoài D62  mm

Đường kính tải động C 15,3  kN

Khả năng tải tĩnh C0 10, 2  kN

Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ 0 vì ổ chịu lực lớn hơn

27200

02 , 313 0



Fr V

02,313

21000.620.6010

60

6

 n l h

4.3 Chọn loại ổ lăn cho trục III

Tính toán tương tự như trục I

68,455

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ

0,34.4421, 27 1503, 23 ( )0,34.922, 6 313, 68 ( )

, 0 27 , 4421 1

23 , 1503

0

F V

F

r

34 , 0 289

, 1 6 , 922 1

55 , 1189

1

F V

t d a r

o

K K F Y F V X Q

K K F Y F V X Q

.)

.(

.)

.(

1 1

1

0 0

Vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn

Tải trọng động tương đương

m

i i m i E

L

L Q Q

21000.159.6010

60

t

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU

CHỈNH ĂN KHỚP

5.1 Tính kết cấu của vỏ hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu GX 15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

5.2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1

4 bán kính của bánh răng cấp chậm (khoảng 30 mm)

5.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc

Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45

5.4 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là 7

Các kích thước của phần tử cấu tạo nên hộ giảm tốc đúc

Bảng 5.1 : Kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày: Thân hộp, 

2