Tính toán thiết kế động cơ

1.1. Tính toán chọn động cơ.1.1.1. Xác định công suất cần thiết.Công suất làm việc trên trục máy công tác: + η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối. η = η k.η2 br.ηđ.η4o = 1.0,972.0,95.0,994= 0,86 Tra bảng 2.3 η k = 1 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi. η br = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng. η o = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn. η đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai hở.Công suất cần thiết trên trục động cơ :Pct = = = 5,53 (kw) 1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ. Tỷ số truyền của hệ dẫn động: Usb = Un.Uh = 3.15 = 45 Tra bảng 2.4:+ Un = 3: Tỷ số truyền bộ truyền ngoài.+ Uh = 15: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc. Số vòng quay của trục máy công tác: Số vòng quay sơ bộ của động cơ:nsb = Usb.nlv = 45.16,24 =730,8 (vòngphút)

Phần 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1.1 Tính toán chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất cần thiết.

Công suất làm việc trên trục máy công tác:

+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối

η = η k.η2

br.ηđ.η4

o = 1.0,972.0,95.0,994= 0,86 Tra bảng 2.3

η k = 1 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi

η br = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng

η o = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

η đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai hở

Công suất cần thiết trên trục động cơ :

+ Un = 3: Tỷ số truyền bộ truyền ngoài

+ Uh = 15: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

- Số vòng quay của trục máy công tác:

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = Usb.nlv = 45.16,24 =730,8 (vòng/phút)

1.1.3 Chọn động cơ.

1

Chọn động cơ sử dụng loại 4A ( chế tạo trong nước, dễ kiếm, giá thành không cao) Tra bảng P 1.3chọn :

Kiểu động cơ Công suất

(kw)

Vận tốc quay(vòng/phút)

Phân phối tỉ số truyền cho 2 cặp bánh rang trong hộp giảm tốc

Tra bảng 1.3 và kết hợp phương pháp nội suy:

⇒ U1 =4,48 U2 = 3,12

1.2 Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.

1.2.1 Xác định công suất trên các trục.

Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI).

P1 = Pđc =5,5 kw ; n1 = nđc = 716 vòng/phút ; uđ = un = 3,15

Chọn đai vải cao su

Xác định sơ bộ đường kính bánh đai nhỏ như sau:

d n

180 0 − 0 2 − 1

Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:

Nhận thấy rằng α1 = 161,760> = 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai

Xác định tiết diện đai và chiều roongnj bánh đai :

Chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).

Tra bảng 21.16 chọn Chiều rộng bánh đai : B = 71 mm

Lực căng ban đầu và lcj tác dụng lên trục :

Fo = b =1,8.63.6 = 680,4 N

Fr = 2.Fo.sin ( ) = 2.680,4.sin ( ) = 1342 N

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

Thêm 100 : 400

220 Đường kính đai nhỏ

Kí hiệu d d

B L

Fr

1 2

mm

Chiều rộng đai

Chọn SH = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên:

Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính tương tự NHE>NHO do đó KHL = 1

Suy ra NHE>NHO do đó KHL = 1

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép:

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Bánh răng trụ răng thẳng nên:

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

3.3 Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng nghiêng.

3.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.

- Tỷ số truyền thực tế là :

Sai lệch tỉ số truyền : u = = 0,0022< 0,04

Tính lại

⇒β = 32,220

- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng:

+ Đường kính vòng lăn, vòng chia:

dw1 = d1 = = = 62(mm)

dw2 = d2 =2a - d1= 2.170 - 62 = 278(mm)

+ Khoảng cách trục:

13

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Tra bảng 6.5: ZM = 274 (Mpa)1/3: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

+ Hệ số kể đến trùng khớp của răng :

+ Hệ số trùng khớp dọc:

> 1

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Tra bảng 6.7:KHβ = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Vận tốc vòng :

Theo bảng 6.13: chọn cấp chính xác 9

Tra bảng 6.14 : KHα= 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răngđồng thời ăn khớp

KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

(δH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; Tra bảng 6.15 = 0,002

go: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2; Tra bảng 6.16 go= 73

15

* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

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

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn

-KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Tra bảng 6.15 :δF = 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.16 :go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2.)

-Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:

-Yβ :Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

-Tra bảng 6.18: YF1 = 4,04: Hệ số dạng răng của bánh 1

+ YF2 = 3,6: Hệ số dạng răng của bánh 2 Tra bảng 6.18

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

(+ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2,5= 1,016

+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

da 400 (mm) ⇒ KxF = 1)

17

Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn.

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Hệ số quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

3.4 Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

3.4.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.

da2 = d2 + 2.m= 453+ 2.3 = 458(mm)

+ Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5.m = 145– 2,5.3 = 137,5(mm)

df2 = d2 – 2,5.m = 453– 2,5.3 = 445,5(mm)

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

-Tra bảng 6.5 :ZM = 274 (Mpa)1/3: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

+Tra bảng 6.7 :KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Vận tốc vòng : v = = = 0,38 (m/s)

+ Tra bảng 6.13 chọn CCX = 9

+ Tra bảng 6.14 : KHα= 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp

+ KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 go= 73 Theo (6.42)

(Tra bảng 6.15 :δH = 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.16 :go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2 )

KH = 1,02.1,13.1,009 = 1,16

* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

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

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn

-KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn:KF = KF β.KF α.KFV = 1,03.1.1,02 = 1,44

+Tra bảng 6.7 :KFβ = 1,03: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn

+Tra bảng 6.14 : KFα= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

+ KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

(Tra bảng 6.15 :δF = 0,011: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.16 :go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2 )

-Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:

-Yβ :Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

-Tra bảng 6.18 : YF1 = 3,65: Hệ số dạng răng của bánh 1

+ Tra bảng 6.18 :YF2 = 3,6: Hệ số dạng răng của bánh 2

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

+ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln3= 1,0036

+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

da 400 (mm) ⇒ KxF = 1

Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Hệ số quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- Ứng suất uốn cực đại:

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

* Bảng thông số

răng nghiêng

Bộ truyền bánh răng thẳng

23

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.

- Chọn chiều rộng ổ lăn Tra bảng 10.2.

Bảng 4.1.

25

- Chiều dài mayơ bánhđai và bánh răng:

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 15

4.2.5.1 Kiểm nghiệm độ bền mỏi :

1 Với thép 45 có σb= 750MPa, ⇒σ-1= 0,436.σb = 327 MPa

Vì trục 1 quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó :

Tra và theo bảng 10.11 lắp độ dôi tại các tiết diện nguy hiểm

=>lấy giá trị lớn hơn để tính toán

-Xác định các hệ số Kσdj và kτdj tại các tiết diện nguy hiểm:

y x

[ ] S S

j j

+

τ σ

τ σ

- [ ]S :hệ số an toàn cho phép [S] = 2,5

-Sσj:hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp

mj aj

σ

σ σ

σ

.

τ

τ τ

τ

.

1

+

Bảng tính hệ số an toànTiết

diện d

Tỉ số Kσ/εσ Tỉ số Kτ/ετ

Kσd Kτd sσ sτ s

Rãnh then căngLắp Rãnhthen căngLắp

0 d

M

= σ

[ ] σ 0 , 8 σch=0,8.450 = 360 (Mpa)

- Mmax, Tmax: Mô men uốn, mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải (Nmm)

- σch = 340: giới hạn chảy của vật liệu trục (Mpa)

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ trụcI tiết diện nguy hiểm nhất là 12

+ trục II tiết diện nguy hiểm nhất là 22

+ trục III tiết diện nguy hiểm nhất là 32

- m = 3: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.

- Khả năng tải động:

Vậy khả năng tải của ổ được đảm bảo

5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước:

Vậy khả năng tĩnh của ổ được đảm bảo

5.2 Tính ổ lăn cho trục II.

B(mm)

(mm)

C(kN)

Tải trọng động quy ước:

Vậy khả năng tải của ổ được đảm bảo

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước:

5.3 Tính ổ lăn cho trục III.

D(mm)

B(mm)

r,(mm)

Đường kính bi,mm

C(kN)

Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với: Fr = Fr31 = 8843 (N)

Tải trọng động quy ước:

5.3.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

- Tải trọng tĩnh quy ước:

5.4 Khớp nối đàn hồi.

5.4.1 Xác định các thông số của khớp nối

Ta chọn vật liệu làm trục là thép rèn 35 vật liệu làm chốt là thép 45 thường hóa

Để truyền mômen xoắn từ trục có mô men xoắn

T = 2820923 N.mm

T = 2820N.m

Ta có đường kính trụcở đầu ra hộp giảm tốc d = 22 mm

Tra bảng 16.10a, 16.10b suy ta có các kích thước cơ bản của trục vòng đàn hồi

Để nối trục thỏa mãn ta phải tính về điều kiện sức bền dập của của vòng đàn hồi và điều kiện sức bền của chốt

Điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi

Trong đó : k =1,2: là hệ số an toàn

= 4 (Mpa): ứng suất dập cho phép của vòng

Điều kiện sức bền chốt

Trong đó : lo = l1 + l2/2 = 52 + 24/2 = 64 (mm)

[σu] = 80 (Mpa): Ứng suất cho phép của chốt

Ta thấy trục thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi và điều kiện sức bền của chốt

43

Phần 6: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP.

6.1 Vỏ hộp.

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, chọn vật liệu phổbiến nhất hay đúc là gang xám, kí hiệu GX 15-32 Chọn bê mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

Theo bảng 18.1

[2]

85 :

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày: Thân hộp,δ

Nắp hộp,δ1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.300 + 3 = 12chọn δ=12(mm) > 6 (mm)

δ1 = 0,9δ = 10,8chọn δ1 =11 (mm)Gân tăng cứng:Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e = (0,8 δ = 9,6 12 mm chọn e =12

h ≤ 58 chọn h =50Khoảng 2o

d3 = (0,8÷0,9)d2 = 14,4÷16,2 (mm) chọn d3 =16, M16

d4 = (0,6÷0,7)d2 = 10,8÷12,6 (mm) chọn d4 =12, M12

S4 = (0,9÷1)S3 = 21,6÷24 chọn S4 = 22 (mm)

K3 = K2 – (3÷5) =52÷54Chọn K3 = 52 (mm)

h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm

lỗ bulông & kích thước mặt tựa

Dd: xác định theo đường kính dao khoét

S1 ≈ (1,4÷1,7)d1 = 33,6÷40,8Chọn S1 = 34 (mm)

S2 ≈(1÷1,1)d1 = 24÷26,6

100

15087

A=150; B=100; A1=190; B1=140; C=175; K=120; R=12; Vít M8x22, số lượng : 4

6.2.2 Nút tháo dầu.Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc

bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ ở đáy hộp cần có lỗ thóa dầu,lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu

Theo bảng 18.7, ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu trụ M22x2:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta làm nút thông hơi, hình dạng và kích thước nút thông hơi tra bảng 18.6, chọn loại M27x2, các kích thước :

B= 15; C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N= 22; O= 6; P= 32; Q= 18; R= 36; S= 32;

47

6.2.4 Chốt định vị.

Tra bảng 18.4b ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn :

d = 6 (mm), c = 1 (mm), l = 20 110 (mm)

6.2.5 Que thăm dầu.

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu Que thăm dầu có kích thước vàkết cấu như hình vẽ

6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.

– Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền :Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ giảm 10%

so với chiều rộng bánh răng lớn

– Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :

Chọn độ nhớt của dầu ở 500C(1000C) để bôi trơn bánh răng tra bảng 18.11

Với thép 45 tôi cải thiện như ta đã chọn, có vận tốc vòng là 0,91 và0,38 m/s, ta dùng chung một loại dầu đặt chung trong HGT nên ta có thể chọn theo bảng với thép σb= 470-1000 MPa, độ nhớt Centistoc là 160(20) (hay độ nhớt Engle là 16(3))

Tiếp tục tra bảng 18.13, với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bôi trơn bánh răng: Dầu máy bay MK – 22, với các độ nhớt ở 500C(1000C) là 192(22) Centistoc

– Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kĩ thuật nó sẽ không bị mài mòn, bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn

Về nguyên tắc, tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ; chât bôi trơn đượcchọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ

So với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều Dầu bôi trơn được khuyến khích

áp dụng khi số vòng quay lớn hoặc nhiệt độ làm việc cao, khi cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy được bôi trơn bằng dầu Số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay bằng dầu được ghi trong các catalô của ổ lăn

Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ, theo bảng 15.15a chọn loại mỡ LGMT2, loại này đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn, LGMT2 có tính năng chịu nước rất tốt cũng như chống gỉ cao Với các thông

số của mỡ : Dầu làm đặc: lithium soap; Dầu cơ sở: dầu mỏ; nhiệt độ chạy liên tục: -30 đến +1200C; độ nhớt động của dầu cơ sở (tại 400C): 91 (mm2/s); độ đậm đặc: 2 (thanh: NLGI)

Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu : G = 0,005DB (CT tr.46[2])

Trong đó G – lượng mỡ (g),

D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm

6.4 Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép.

Kiểu lắp ghép: Ta chọn kiểu lắp ghép chung là H7/k6 (dùng cho mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, tháo không thuận tiện hoặc có thể gây hư hại các chi tiết được ghép; khả năng định tâm của mối ghép cao hơn khi đảm bảo chiều dài mayơ l ≥ (1,2 1,5)d (d - đường kính trục), chẳng hạn lắp bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích lên trục, lắp cốc lót, tang quay; các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt), một số kiểu lắp khác phải dùng kiểu lắp lỏng D8/k6 (ví dụ bạc lót với trục)

49

Bảng kê các kiểu lắp ghép tra theo bảng 5

[3]

30 cho H7,

5[3]

31 cho D8,

4[3]

27 cho d11,4

Dungsai

Kiểulắp

Dungsai

0+33+17

+300+20+39

+300+45+23

00

-22

+350

-22

0

+4000

-25

Bánh răng – trục

+250+18+2

+300+21+2

+300+25+3Nắp ổ – vỏ hộp

+350-120-340

+350-340-120

+400-145-395

Bạc lót – Trục

+98+65+18+2

+146+100+25+3

Tài liệu tham khảo:

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, 2 (Trịnh Chất, Lê Văn Uyển)

Chi tiết máy tập 1 (Nguyễn Văn Yến), Chi tiết máy tập 2 (Nguyễn Trọng Hiệp)

Dung sai và lắp ghép (Ninh Đức Tốn)