đồ án chi tiết máy bánh răng trụ răng thẳng răng nghiêng

I.Chän ®éng c¬ vµ ph©n phèi tØ sè truyÒn.1.Chän ®éng c¬a) X¸c ®Þnh c«ng suÊt ®Æt lªn trôc ®éng c¬. pyc= ptd = Trong ®ã: Pct= = = 4.2 (kw) Víi: _hiÖu suÊt 1 cÆp æ tr­ît. _hiÖu suÊt bé truyÒn đai. _hiÖu suÊt 1 cÆp æ l¨n. _hiÖu suÊt 1 cÆp b¸nh r¨ng. _hiÖu suÊt khíp nèi.Theo b¶ng 2.31 chän HiÖu suÊt kh«ng t¶i =0,99; HiÖu suÊt bé truyÒn ®ai =0,95; HiÖu suÊt æ l¨n =0,99; HiÖu suÊt b¸nh r¨ng = 0,97; HiÖu suÊt khíp nèi = 0,99  _hÖ sè t¶i träng t­¬ng ®­¬ng.  (kw) b) X¸c ®Þnh tèc ®é ®ång bé ®éng c¬ ®iÖn. Víi v_vËn tèc xÝch t¶i =3.14 p_B­íc xÝch t¶i.  (vp) Chä tØ sè truyÒn s¬ bé: Bä truyÒn ngoµi: Dai dÑt =3 Tõ b¶ng 2.41Bé truyÒn b¸nh r¨ng cÊp hai: =24 =3.24=72  (vp) Chän sè vßng quay ®ång bé 1500 vp.Chän ®éng c¬ : Víi P®c =4,5(kw) nsb=1500 (vp) (tra b¶ng P1.31) Chän ®éng sè hiÖu :4A112M4Y3 Pdc =5,5 (kw) ndc=1425¬ TkTdn=2>TmmT1=1,5 (ct 2.61)¬2.Ph©n phèi tØ sè truyÒn.a) X¸c ®Þnh tØ sè truyÒn chung uch=uhop.ungoai  uhop= uch ungoai=u1.u2 b) Ph©n phèi tØ sè truyÒn. Theo kinh nghiÖm, chän u1= 1,2u2 Mµ uh= u1.u2= 24  u2= 4,47 u1= 5,36  3.TÝnh to¸n c¸c th«ng sè ®éng häc.•X¸c ®Þnh c¸c c«ng suÊt trªn trôc. (kw) (kw) (kw) (kw)•X¸c ®Þnh sè vßng quay cña trôc. n1= n®cung= 1425 3,11=458,19 (vp) (vp) (vp)•X¸c ®Þnh m«men xo¾n trªn trôc. (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm)

MỤC LỤC

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền Trang

Chọn động cơ

1 Phân phối tỉ số truyền

2 Tính toán các thong số động học

II Thiết kế bộ truyền đai 1 Chọn đai 7

2 Xác định các thông số của bộ truyền 7

3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai 8

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

III Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 10

a Chọn vật liệu

b Xác định các ứng suất cho phép 10

c Xác định các thông số của bộ truyền 11

d Kiểm nghiệm độ bền 12

e Xác định các thông số của bộ truyền 15

2 Tính toán bộ truyền cấp chậm a Chọn vật liệu 16

b Xác định các ứng suất cho phép 16

c Xác định các thông số của bộ truyền 17

d Kiểm nghiệm độ bền 18

e Xác định các thông số của bộ truyền 20

IV Thiết kế trục 1 Xác định sơ đồ đặt lực 22

2 Chọn vật liệu 24

3 Xác định sơ bộ đường kính trục 24

4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 24 4.1 Tính sơ bộ chiều rộng ổ lăn 24

4.2 Xác định chiều dài mây ơ 24

4.3 Khoảng cách các gối đỡ 25

5 Xác định các phản lực các gối đỡ 27

6 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi 35

7 Chọn then 39

V Tính toán thiết kế ổ lăn 1 Chọn ổ lăn với trục 1 44

2 Chọn ổ lăn với trục 2 45

3 Chọn ổ lăn với trục 3 49

VI Chọn vỏ hộp 1 Chọn bề mặt lắp ghép nắp và thân 50

2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 50

3 Một số kết cấu khác lien quan tới vỏ hộp 52

a Vòng móc 52

b Chốt định vị 52

c Cửa thăm 53

d Nút tháo dầu 54

e Que thăm dầu 54

* 12000

= 4.2 (kw)   ot d ol3 br2k

Víi: ot_hiÖu suÊt 1 cÆp æ trît

d _hiÖu suÊt bé truyÒn đai

ol_hiÖu suÊt 1 cÆp æ l¨n

br _hiÖu suÊt 1 cÆp b¸nh r¨ng

k _hiÖu suÊt khíp nèi

Theo b¶ng 2.3[1] chän

HiÖu suÊt kh«ng t¶i ot=0,99;

HiÖu suÊt bé truyÒn ®ai d =0,95;

0 , 91

8

4 8 , 0 4 )

(

2

1

2 1

t p

p



85 , 0

91 , 0 2 , 4

35 , 0 60000

u sbhe u sbhop u sbngoai

Bä truyÒn ngoµi: Dai dÑt  u sbngoai=3 Tõ b¶ng 2.4[1]

Bé truyÒn b¸nh r¨ng cÊp hai: u sbhop=24

n u







u u

4 , 29

099 99 , 0

2 , 4

ot k ct P P



4,47

97 , 0 99 , 0

29 , 4

3

br ol

P P



4 , 65

97 , 0 99 , 0

47 , 4

2

br ol

P P



4 , 94

95 , 0 99 , 0

65 , 4

P P

19 , 458 1

48 , 85 2

65 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

1

1 6 2

47 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

2

2 6 2

29 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

3

3 6 2

10 55 ,

2 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

n

P

II ThiÕt kÕ bé truyÒn ®ai

1 Chän ®ai v¶i cao su

Chän d1 theo tiªu chuÈn d1= 200 mmKiÓm nghiÖm vËn tèc theo ®iÒu kiÖn :

v=  d1n1/60.103= 3,14.200.1425/(60.103)=14,915 <=25:30m/s

 §êng kÝnh b¸nh ®ai lín





 1

. 12

d u d

Ct 4.2[1]

Chän  = 0,02

6 , 634 02

, 0 1

11 , 3 200

200

630 )

1 (

, 3

11 , 3 21 , 3

4

) 200 630 ( 2

) 200 630 (

14 , 3 1500 2

4

) (

2

) (

.

2 1 2 2

a

d d d d a

Theo b¶ng 4.8[1] tØ sè ( /d1)max nªn dïng lµ 1/40 (®ai v¶i cao su)

* ChiÒu dµy ®ai :

Với bộ truyền nằm ngang , góc ngiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài

450 , định kì điều chỉnh khoảng cách trục

Chọn ứng suất căng ban đầu :  0  1 8 Mpa

Lờy trị số theo tiêu chuẩn b=32 mm

*Chiều rộng bánh đai dẹt khi mắc bình thờng

B =1,1b+(10 15)= 1,1.32+(10 15)=(45,2 50 , 2 )

Lờy theo tiêu chuẩn B =50 (mm)

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

III TThiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

1) Tính toán cấp nhanh– bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Hlim1=2.255+70= 580 MPa 0

Flim1=1,8.255=459 MPa 0

Hlim2=2.245+70=560 MPa 0

Flim2=1,8.245=441 MPaTheo CT6.5[1]

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

1 1

1

] [

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối vớicác ổ trong hộp giảm tốc, chọn ba=0,4

Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theobảng 6.5[1], chọn Ka=49,5

T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=96919 Nmm

[H] _ ứng suất cho phép, [H]=509 MPa

u _ tỉ số truyền, u= 5,36

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,

Theo CT 6.16[1], bd=0,5ba(u+1) = 0,5.0,4(5,36+1)=1,27

do đó theo bảng tra đồ thị Hình 10_14[2]  KH=1,09 (sơ đồ 3)

4 , 0 36 , 5 509

21 , 1 96919 )

1 36 , 5 ( 5 ,

190 2 ) 1 (

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

1 2 )

2 sin(

cos 2

Gúc profin răng t =arctg(tg /cos )=200

3

75 , 1 4

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp, bánh răng thẳng  KH=1,13

KHv _ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo

CT 6.41[1] KHv=1+Hbwdw1/(2T1 KHKH)

Trong đó

u

a v

190 44 , 1 73 006 ,



H



bw _ chiều rộng vành răng, bw=baaw1=0,4.190=76 mm lấy bw=76 mm

) 1 33 , 5 ( 46 , 1 96919

2 87 , 0 76 , 1

1 , 470 5 , 483 ]'

[

] [ ]' [







 không quá thừabền

 Kiểm nghệm về độ bền uốn

Theo CT 6.43[1] F1=2T1KFYYYF1/(bwdw1m)

Trong đó:

Y = 1/ _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ởtrên ta đợc =1,73  Y=1/1,75=0,57

Y _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng  Y=1

YF1, YF2 _ hệ số dạn răng của bánh 1 và 2, vì răng thẳngtra bảng 6.18[1] ta đợc YF1=3,8;

YF2=3,60

KF=KFKFKFv _ hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên bề rộng vành răng, tra bảng đồ thị hỡnh hỡnh 14-14[2]

KF=1,51

KF _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1], vớirăng thẳng  KF=1,37

KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp, KFv=1+Fbwdw1/(2T1 KFKF)

Trong đó

u

a v

190 44 , 1 73 006 ,

 Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

Theo 6.48[1], Kqt=2,2

 H1max  H k qt  470 , 1 2 , 2  697Mpa< [H1 max]=1624 MpaTheo 6.49[1]

F2max=F2.Kqt=94,32.2,2=207,5 MPa < [F1]max

F1max=F1.Kqt=2,2.99,42=218,7 MPa < [F2]max

Vậy đảm bảo khả năng quá tải

2.Tính toán cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

Hlim3=2.280+70= 630 MPa 0

Flim3=1,8.280=504MPa 0

Hlim4=2.270+70=610 MPa 0

Flim4=1,8.270=486MPaTheo CT6.5[1]

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

10 7 , 1

10 1 , 2

6

7

7 6

Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc

[F3]=504.1.1/1,75=288 MPa

[F4]=486.1.1/1,75=277 MPa

Ưng suất quá tải cho phép: theo CT 6.10[1] và 6.11[1]

1 2

2

] [

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối vớicác ổ trong hộp giảm tốc, chọn ba=0,3

Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theobảng 6.5[1], chọn Ka=43

T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=499397 Nmm [H] _ ứng suất cho phép, [H]=515.5 MPa

u _ tỉ số truyền, u1= 4.47

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,

Theo CT 6.16[1], bd=0,5ba(u+1)=0,5.0,3(4.47+1)=0,820Tra đồ thị hình 10_14[2]  KH=1,05

2 2

3 , 0 47 , 4 5 , 515

05 , 1 499397 )

1 47 , 4 (

3

9848 , 0 270 2 ) 1 (

a

lấy z1=32  số răng bánh lớn z2=uz1=4,47.32=143.04

Lấy z2=142

 Tỉ số truyền thực: u=z2/z1=142/32=4,43

cos=m(z1+z2)/(2aw2)=3(32+142)/(2.270)=0,9666

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

Theo 6.35[1], tgb=costtg

Với t=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14o50’)=20037’  tgb=cos20037’.tg14050’  b=130 55’

ZH _ hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, theo 6.34[1]

1 , 71

) ' 37 20 2 sin(

' 55 13 cos 2 )

2 sin(

cos 2

v=dw3n3/60000=3,14.99,3.85,96/60000=0,446 m/s với v=0,446 tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9,

KH _ hệ số tải trọng KH=KHKHKHv

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bềrộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KH=1,029

KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14[1], với v<2,5 và cấp chính xác 9

43 , 4

270 44 , 0 73 002 ,

) 1 43 , 4 ( 165 , 1 499397

2 767 , 0 71 , 1

Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác

về mức tiếp xúc là 8, khi đó cầm gia công đạt độ nhám

Ra<=2,5 1,25 m  ZR=0,95

Khi da<700  KxH=1

 [H]’=[H].ZvZRZxH=515,5.1.1.0,95=489,7 MPa  H <[ H]’

Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc

2 , 37 %

7 , 489

07 , 478 7 , 489 ]'

[

] [ ]' [







< 10% đảm bảokhông thừa bền

 Kiểm nghệm về độ bền uốn

Theo CT 6.43[1] F3=2T3KFYYYF3/(bwdw1m)

Trong đó:

Y = 1/ _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính ởtrên ta đợc =1,698  Y=1/1,698=0,588

Y _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với =14050’  Y=1-14050’/140=0,894

KF _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1],  KF=1,37

KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ănkhớp, KFv=1+Fbwdw1/(2T1 KFKF)

Trong đó

u

a v

47 , 4

270 44 , 0 73 006 ,

Theo CT 6.2[1], [F]’=[F]YRYSKxF

Với bánh răng phay, lấy YR=1

Với m=3  YS=1,08-0,0695ln(m)=1,08-0,0695ln(3)=1,003 Vì d<400  KxF=1

 [F3]’=288.1.1,003.1=288,8 MPa  F1< [F1]’

 [F4]’=277.1.1,003.1=277,83MPa  F2<[F2]’

Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn

 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo 6.48[1], Kqt=Tmax/T= 1,4

 H1max  H k qt  478 , 07 1 , 4  565 , 6 MPa < [H]max=1260 MPaTheo 6.49[1]

F3max=F3.Kqt=142,3.1,4=192,2 MPa < [F1]max=464 MPa

F4max=F4.Kqt=136,6.1,4=191,24 MPa < [F2]max=360 MPa

Vậy đảm bảo khả năng quá tải

e Xác định các thông số bộ truyền.

§êng kÝnh chia: d3=m.z3/cos =3.32/cos14050’=99,3 mm

IV TÝnh to¸n thiÕt kÕ trôc.

Tõ tÝnh ng suÊt trôc vµo (trôc I ) lµ PI = 4,65kw , nI = 458,19 vßng/phót,

T1=96919 Nmm

C«ng suÊt trªn trôc II lµ PII = 4,47 Kw , nII =85,48 vßng/phót,

T2=499397Nmm

Công suất trên trục III là PIII = 4,29 Kw , nIII = 19,11 vòng/phút,

T3=2143877 Nmm.toán trên ta có số liệu ban đầu:

Fr4=Fr3=3914 N

Fa4=Fa3=2664 N Lực tác dụng tại khớp nối:

Fk=(0,2…0,3)F0,3)Ft Với Ft=2.Tk/Dt

Tk= kTtruc ra

k Hệ số chế độ làm việc k=(1,2…0,3)F1,5) (Tra bảng 16.1)  Tk = (1,2…0,3)F1,5) 2143877=2572652…0,3)F3215815

Lực đai

Fd= 569,3 Phân tích thành hai thành phần

Fxd= Fd .sin = 259,3.sin450=183,4 N

Fyd= Fd .cos = 259,3.cos450=183,4 N

2 Chän vËt liÖu chÕ t¹o lµ thÐp 45 t«i c¶i thiÖn cã  b= 600MPa, øng suÊt xo¨n cho phÐp []= 12 20 MPa.

  0 , 2 16 53.8

499397 2

k3=18 mm _ khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.

hn=16 mm _Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

1 ,

1 ,

1 ,

br r r

1 ,

1 ,

1 ,

M

  0 , 1 67 67,9

2073709

1 ,

1 ,

6 Kiểm nghiêm về độ bền mỏi.

 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục I

Kiểm nghiệm tại chổ lắp bánh răng

s s

d K

1



m a

d K

) 5 32 ( 5 10 32

32 2

) (

32

1 1

u

d

t d t b d

32 2

) 5 32 ( 5 10 16

32

2

) (

16

1 1

3

br

br br

d

t d t b d

Hệ số kể đến ảnh hởng của ứng suất trung bình

6 , 261

 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục II

Kiểm nghiệm tại chổ lắp bánh răng

s s

d K

d K

) 6 50 ( 6 16 32

50 2

) (

32

1 1

u

d

t d t b d

50 2

) 6 50 ( 6 16 16

50

2

) (

16

1 1

3

br

br br

d

t d t b d

Hệ số kể đến ảnh hởng của ứng suất trung bình

6 , 261

56 , 6 16 , 2

Thỏa mãn điều kiện bền

 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục III

Kiểm nghiệm tại chổ lắp bánh răng

s s

d K

d K

44001

80 2

) 9 80 ( 9 22 32

80 2

) (

32

1 1

u

d

t d t b d

80 2

) 9 80 ( 9 22 16

80

2

) (

16

1 1

3

br

br br

d

t d t b d

Hệ số kể đến ảnh hởng của ứng suất trung bình

6 , 261

t h l d

T



Thỏa mãn điều kiệnVới [ d]  150 Tra bảng 9.5[1]

lt=(0,8 0,9)lm=(0,8 0,9).52=41,6 46,8 Lấy lt=42 mm

Dạng lắp cố định , đặc tính tải trọng tĩnh

 Độ bền cắt

Ta có 23 , 07 [ ] 60 90

8 42 25

96919 2

2

b l d

Với đờng kính trục d=30 chọn then bằng có số liệu nh sau

62 30

96919 2 ) (

.

2

t h l d

T



Thỏa mãn điều kiệnVới [ d]  150 Tra bảng 9.5[1]

lt=(0,8 0,9)lm=(0,8 0,9).76=60,08 68,4Chọn theo tiờu chuẩn : Lấy lt=63 mmDạng lắp cố định , đặc tính tải trọng tĩnh

 Độ bền cắt

Ta có 10 , 4 [ ] 60 90

10 62 30

96919 2

2

b l d

68 30

499397

2 ) (

.

2

t h l d

T



Thỏa mãn điều kiệnVới [ d]  150 Tra bảng 9.5[1]

lt=(0,8 0,9)lm=(0,8 0,9).82=65,6 73,8 Chọn theo tiờu chuẩn : Lấy lt=70 mmDạng lắp cố định , đặc tính tải trọng tĩnh

 Độ bền cắt

Ta có 20 , 9 [ ] 60 90

14 68 50

499397

2

2

68 30

499397

2 ) (

.

2

t h l d

T



Thỏa mãn điều kiệnVới [ d]  150 Tra bảng 9.5[1]

lt=(0,8 0,9)lm=(0,8 0,9).82=65,6 73,8 Chọn theo tiờu chuẩn : Lấy lt=70 mmDạng lắp cố định , đặc tính tải trọng tĩnh

 Độ bền cắt

Ta có 20 , 9 [ ] 60 90

14 68 50

499397

2

2

90 80

2143877

2 ) (

.

2

t h l d

T



Thỏa mãn điều kiệnVới [ d]  150 Tra bảng 9.5[1]

lt=(0,8 0,9)lm=(0,8 0,9).110=88 99 Chọn theo tiờu chuẩn : Lấy lt=90 mmDạng lắp cố định , đặc tính tải trọng tĩnh

Kiểm nghiệm điều kiện

 Độ bền dập

) 7 11 (

110 65

2143877

2 ) (

.

2

lt=(0,8 0,9)lm=(0,8 0,9).130=104 117 Chọn theo tiờu chuẩn : Lấy lt=110 mmDạng lắp cố định , đặc tính tải trọng tĩnh

 Độ bền cắt

Ta có 33 , 3 [ ] 60 90

18 110 65

2143877

2

2

b l d

a Chọn ổ lăn

Vơí tải trọng nhỏ và chỉ có lực hớng tâm Ta dùng ổ bi đỡ một dãy với

đờng kính ngõng trục d=30 mm

Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung số hiệu 306

Theo 11.9[1] với Fa=0, Q0=X0Fr

X0 _ hệ số tải trọng hớng tâm, bảng 11.6[1], với ổ đỡ X0=0,6

Khả năng tải tĩnh : Qt = Xo.Fr =0,6.2041=1224,6 N < C0=15,1 kN

Vậy thoả mãn khả năng tải tĩnh của ổ

*Tải trọng hớng tâm

2 5330 , 6 2 943 , 2 2 5413 , 4

20

2 20

44800

2664





o

a C

F i

tra bảng 11.4 ta đợc Nội suy ta đợc e =0,38

Tính các lực dọc trục phụ Fs20 = e.Fr2o = 0,38.5413,4 = 2057 (N)

F o r

o a

5764 2

2

tra bảng 11.4 đợc X = 0,45 , Y = 1,43

e

F

V

F r

3100 21

21

tra bảng 11.4 đợc X = 1 , Y= 0 Tính tải trọng động quy ớc theo công thức 11.3

4

 =10358 (N) Tuổi thọ của ổ lăn:

Thỏa mãn điều kiện tải trọng động

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6 với =260, ổ đỡ chặn 1 dãy có Xo = 0,5 , Yo = 0,37

Khả năng tải tĩnh : Qt = Xo.Fr + Yo.Fa

= 0,5.5413,4+ 0,37.5764=4839,4 ( N ) Qt < Fro

nh vậy Qt < Co =20,8 KN

Thoả mãn khả năng tải tĩnh của ổ

*Tải trọng hớng tâm

2 5088 , 2 2 1248 , 5 2 5239

30

2 30