Đồ án nguyên lý chi tiết máy ( Nguyễn Minh Kì)

Tương tự Như vậy theo CT 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được: Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng: Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng... Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:... Kiểm nghiệm răng

Mục Lục NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN 3

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN 4

Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

I Chọn động cơ điện 5

II Phân phối tỷ số truyền 6

III Tính công suất, vòng quay và momen xoắn trên các trục : 7

Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 9

I Thông số 9

II Tính toán thiết kế: 9

Chương 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 14

I Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: 14

II Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng) 16

III Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiên phân đôi): 22

Chương 4: THIẾT KẾ TRỤC 30

I Chọn vật liệu: 30

II Xác định tải trọng tác dụng lên các trục: 30

III Tính Thiết Kế Trục: 31

1 Xác định sơ bộ đường kính trục: 32

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 32

3 Tính toán thiết kế trục: 33

4 Tính kiểm nghiệm đồ bền mỏi: 44

5 Kiểm nghiệm về độ bền của then: 48

Chương 5: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ 50

I Trục I: 50

II Trục II: 51

III Trục III: 53

Chương 6: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 54

Chương 7: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC 55

I Tính kết cấu của vỏ hộp: 55

II Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: 55

III Một số kết cấu khác: 57

Chương 8: DUNG SAI LẮP GHÉP 60

I Dung sai và lắp ghép bánh răng: 60

II Dung sai lắp ghép ổ lăn: 60

III Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: 60

IV Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động: 60

V Dung sai lắp ghép then lên trục: 61

Tài liệu tham khảo: 62

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN ………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY

Số liệu thiết kế:

 Công suất trục công tác: Pt = 3,5 (kw)

 Số vòng quay trên trục công tác : (vòng/phút)

 Số năm làm việc (y): 5 (năm)

Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ điện

- Công suất trên trục công tác xích tải:

Trong đó:

: công suất trên trục công tác

- Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

Trong đó: theo bảng 2.3tài liệu [1] tra được

 Hiệu suất bộ truyền đai : = 0,95

 Hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc : = 0,96

 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : = 0,99

 Hiệu suất nối trục di động : = 1

- Công suất tương đương

= 3,31 (kW)

- Công suất cần thiết của động cơ:

- Số vòng quay bộ phận công tác:

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền:

 : tỉ số truyền của bộ truyền động xích

 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

- Tỉ số truyền chung sơ bộ:

- Số vòng quay sơ bộ:

vòng/phút)

Theo bảng p1.2 trang 236 tài liệu [1] ta chọn động cơ 4A100L4Y3 có:

P = 5,5 Kw, ndc=1425 vòng/phút

II Phân phối tỷ số truyền

- Số vòng quay trên trục máy động cơ: n =1425 vòng/phút

- Tỉ số truyền chung :

Chọn cố định ta có:

- Tính lại :

Áp dụng công thức thực nghiệm:

Chương 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

I Thông số

Công suất :

Số vòng:

= 415882,47 N.mm

Điều kiện làm việc : quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

II Tính toán thiết kế:

Với := 1: Hệ số xét ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

= 1: Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích : Hệ số điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích

= 1,3: Hệ số bôi trơn , bôi trơi định kỳ = 1,35: Hệ số tải trọng, va đập nhẹ = 1,25: Hệ số làm việc (2 ca lam việc )

 Hệ số răng bánh dẫn xích :

 Chọn= 200 v/ph

 Hệ số vòng quay trục dẫn :

 Chọn xích con lăn 3 dãy nên :

Ta có công suất tinh toán

Tra bảng 5.5 tài liệu [1] với điều kiện:

và v/ph

Chọn bước xích: mm thỏa mãn theo bảng (5.8) tài liệu [1]

Kiểm tra số vong quay tới hạn ứng với bước xích mm tra từ bảng 5.8 tài liệu [1] v/ph nên điều kiện thỏa

 (kN): tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 5.3 tài liệu [1]

 Kg/m): khối lượng 1m xích, tra bảng 5.3 tài liệu [1]

 Bánh bị dẫn:

(mm) (mm)

Với

(tra bảng 5.2 tài liệu [1])

- Đường kính chân răng:

(mm) (mm)

Chương 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM

TỐC

I Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:

 Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]

Thời gian làm việc tương ứng

giờ

Tương tự

Như vậy theo CT 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng:

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng

Theo công thức 6.8 tài liệu [1]

Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được

Thấy do đó

Tương tự

Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên

Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]

II Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)

- Công suất P =4,816(KW)

- Tỷ số truyền un = 4,31

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2.

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1]

Số răng bánh lớn :

Tỷ số truyền thực sẽ là:

Thông số bộ truyền:

 Đường kính vòng chia:

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng thẳng: = 1Vận tốc vòng của bánh răng:

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8

6.16 tài liệu [1] ta có

6.15 tài liệu [1] ta có (thẳng có vát đầu răng)

Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]

Do đó:

+ Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

Theo 6.1 tài liệu [1]:

Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25

Do đó: ZR = 0,95; Với da< 700 (mm) => KxH = 1

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

Ta thấy vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

Số răng tương đương:

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 4 ; YF2 = 3,6

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

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

III Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiên phân đôi):

 Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Trong đó:

: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu [1] ZM = 274 (Mpa1/3)

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1]

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo CT6.36c tài liệu [1]

Vận tốc vòng của bánh răng:

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác động học là 9

cấp chính xác về tiếp xúc là 86.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s

6.16 tài liệu [1] ta có

6.15 tài liệu [1] ta có ( Nghiêng)

Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]

Do đó thay vào:

Hệ số tải trọng:

+ Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

Theo 6.1 tài liệu [1]:

Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25

Do đó: ZR = 0,95; Với da< 700 (mm) => KxH = 1

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

Ta thấy vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Trong đó:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

Số răng tương đương:

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động CT 6.43

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

6 Bảng tổng hợp thông số cấp nhanh

II Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:

Lực tác dụng:

Do đĩa xích tác dụng lên : Fr = 4308,96 (N) = Fy34

Ft = 4103,77 (N)

Do cặp bánh răng trụ răng thẳng: xác dịnh theo công thức 10.1 tài liệu [1]

Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng:

III Tính Thiết Kế Trục:

1 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

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

A = Lnt = 104 (mm) ( bề rộng khớp nối ) (Bảng 16.10a tài liệu [2] )

B = M = 20 (mm) (khe hở puly trên thành hộp)

Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phẳng yoz

Xét phương trình mômen tại điểm D:

Phương trình tổng lực theo phương y:

Trong mặt phẳng xoz:

Xét phương trình mômen tại điểm D:

Phương trình tổng lực theo phương x:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Xác định mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

(Tại A)

(Tại B)

(Tại D)

Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]:

Với đường kính sơ bộ d1 = 22,16 mm ta chọn = 63 Mpa

Lực tại các tiết diện

Đối với bánh răng dẫn 2, 4:

Ft2 = 2191,33 N = Fx22 = Fx24

Fr2 = 1844,48 N = Fy22 = Fy24

Fa2 = 1300,25 N

Đối với bánh răng bị dẫn 3:

Xét phương trình mômen tại A:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Mômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

dB = dD =35 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng)

dC = 40 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)

Biểu đồ momen

n lực tại các gối tựa

Trong mặt phẳng yoz

Xét phương trình mômen tại A:

Phương trình tổng lực trên theo phương Y:

Trong mặt phẳng xoz

Xét phương trình mômen tại A:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Mômen tương đương:

Tính đường kính trục: theo bảng 10.5 tài liệu [1]:

Với đường kính sơ bộ d3 = 47,02 mm ta chọn: [ ] = 50 Mpa

 

3

0,1.

tđ j

M d

4. Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:

Thép C45 tôi thường hóa có: = 600 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]:

a Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài liệu [1]:

: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J Theo công thức 10.21 tài liệu [1]:

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do đó theo công thức 10.23 tài liệu [1]:

b Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 11 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng

Trục II: tiết diện 23 và 24 lắp bánh răng

Trục III: tiết diện 33 lắp bánh răng và tiết diện 34 lắp ổ lăn

Tiết diện Đường kính

d Xác định hệ số và đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63 Theo bảng 10.8 tài liệu [1]

Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên ky = 1,6

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1]

ta có:

Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có các thông số sau:

Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được và do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm.

Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

745,63 3,27 2,68

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về đọ bền

dập và độ bền cắt

Theo công thức 9.1 và 9.2 tài liệu [1]:

Với

Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 tài liệu [1]Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

Theo bảng 9.5 tài liệu [1] với tải trọng tĩnh, va đập nhẹ, dạng lắp cố định:

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

Chương 5: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

I Trục I:

Xét tỷ số vì Fa = 0, nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 2 và 4

Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 25 mm Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi

đỡ cỡ trung có ký hiệu 305; đường kính trong d = 25 mm; Đường kính ngoài D =

62 mm; Khả năng tải trọng động C = 17 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 11,6 kN;

B =17 mm; r = 2 mm; đường kính bi = 11,51 mm

1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 11:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 15:

Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 938,8 (N)

Theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bangr11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2

X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = 1 vì chỉ chịu lực hướng tâm

Theo bảng 6.4 tài liệu [1]: KHE = 0,125

LH = 0,125.33600 = 4200

Vậy Cd = 8,0354 (kN) < C = 11 (kN)

Khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo

2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]

Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:

Lực dọc trục Fa đã bị triệt tiêu => Fa =0 (N); X = 1; Y = 0; Ì vòng trong quay nên V

= 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; Hộp giảm tốc có công suất tương đối nhỏ nên Kd

= 1,2

Theo công thức 11.6 tài liệu [1] Tải trọng động quy ước:

Q = V.Fr.Kt =1.1,2.3,300,9 = 3,961 (kN)

Khả năng tải trọng động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]:

Thấy Cd < C = 11,9 (kN) vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo

2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]

Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

Vì tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm do tổng lực dọc trục = 0, nên ta

sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1

Với đường kính ngõng trục d = 50 mm Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ

bi đỡ cỡ trung 0308 có d = 50 (mm); D = 110 (mm); Khả năng tải động C = 48,5 (kN); Khả năng tải tĩnh C0 = 36,3 (kN)

1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1 và 5:

Lực dọc trục Fa = 0 (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

X = 1; Y = 0; vì vòng trong quay nên V = 1; Nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; công suất nhỏ nên Kd = 1,2

Q = X.V.Fr.Kt.Kd = 1.1.6,3118.1,2 = 7,5742 (kN)

Khả năng tải trọng động của ổ xác định theo cong thức 11.1 tài liệu [1]:

=

Thấy Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo

2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh:

Theo bảng 16.1 tài liệu [2] k =1,2

Ứng suất dập của vòng đàn hồi xác định theo công thức 69 tài liệu [2],

Ta thấy:

Ứng suất dập của chốt:

Ta thấy:

Chương 7: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC

I Tính kết cấu của vỏ hộp:

Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm

Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệunên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32

II Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2])

Các kích thước chủ yếu của vỏ hộp:

 Chiều dày:

Thân hộp: = 0,03.123 + 3 = 6,69 lấy = 10 mmNắp hộp: = 0,9.10 = 9 mm lấy =9 mm

 Gân tăng cứng:

Chiều dày: = 8 mmChiều cao: h < 58 mm

Độ dốc: 20

 Đường kính:

Bulông nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.140 + 10 =15,6 mm > 12 mm Lấy d1 = 15 mm

Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7…0,8)d1 = 10,5…12 mm lấy d2 = 12 mmBulông ghép nắp bích và thân: d3 = (0,8…0,9)d2 = 9,6…10,8 mm lấy

d3 = 10 mm

Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7)d2 = 7,2…8,4 mm lấy d4 = 8 mmVít ghép nắp cửa quan sát: d5 = (0,5…0,6)d2 = 6…7,2 mm lấy d5 = 6 mm

 Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4…1,8)d3 = 14…18 mm lấy

S = 18 mm