Đồ án chi tiết máy công trình được hoàn thành tại trường đại học công nghiệp thực phẩm TP HCM

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan v

Trang 1

CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :

HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP HỒ CHÍ MINH

Ngày tháng năm

Trang 2

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi

và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể

bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Hoàng Phụng, các thầy cô các và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp ,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Minh Hùng

Trang 3

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

Trang 4

………

MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ : 5

1.2 Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống : 8

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 12

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai : 12

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn : 18

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : 33

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC 46

3.1 Chọn vật liệu : 46

3.2 Tính thiết kế trục I : 47

3.3 Tính thiết kế trục II : 58

3.4 Tính thiết kế trục III : 69

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN 79

4.1 Tính toán ổ lăn cho trục I 79

4.2 Tính toán ổ lăn cho trục II 83

4.3 Tính toán ổ lăn cho trục III 87

4.4 Tính toán then : 91

4.5 Lắp ghép và dung sai : 93

Trang 5

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 96 5.1 Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc 96 5.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp : 102

CH ƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ NG 1: CH N Đ NG C ĐI N VÀ PHÂN PH I T ỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ ỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ ƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ ỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ ỐI TỈ Ỉ

S TRUY N ỐI TỈ ỀN

1.1 Chọn động cơ

Số liệu thiết kế

 Công suất trên trục công tác P = 23,5 kW

 Số vòng quay trên trục công tác n = 123 (vg/ph)

 Thời gian phục vụ L = 16000 giờ

 Chế độ làm việc 3 ca

Hình 1.1 Hệ dẫn động hộp giảm tốc Hình 1.2.Sơ đồ tải trọng

6

Trang 6

Chú thích

1 Bộ truyền đai

2 Động cơ.

3 Trục I.

Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]:

P ct=P t

ɳ

Trong đó:

+ P ct là công suất cần thiết trên trục động cơ.

+ P t là công suất tính toán trên trục máy công tác.

+ ɳ là hiệu suất truyền động.

Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên:

Theo như sơ đồ phân bố tải trong ta có (công thức 2.12 trang 20 [1]):

Dựa vào công thức 2.9 trang 19 [1], ta có:

ɳ = ɳ đ ɳ brc ɳ brt ɳ ol3 ɳ k

Với (bảng 2.3 trang 19 [1]):

+ ɳ đ=0,95 Hiệu suất bộ truyền đai.

+ ɳ brc= 0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.

4 Trục II.

5 Trục III.

6 Khớp nối.

Trang 7

+ ɳ brt= 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.

+ ɳ ol= 0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

+ ɳ k ≈ 0,99 Hiệu suất khớp nối.

+ uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai thang.

nsb =nlv.ut =123.30 =3690 (vòng /phút) Trong đó: + nsb: số vòng quay sơ bộ.

+ nlv: số vòng quay trên trục công tác.

+ ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động.

Động cơ được chọn phải thõa mãn (công thức 2.19 trang 22 [1]):

ct đc

n n

P P

Đồng thời có moment mở máy thỏa mãn điều kiện (công thức 2.19 trang 22 [1]):

T mm

T k

T dn ↔ 1<2,2.

Trang 8

1.1.4 Chọn được động cơ (bảng P1.3 trang 236 [1])

4A180M2Y3.

Ta có Pđc = 30Kw, nđc = 2943 (vòng /phút), nđb = 3000 (vòng /phút).

Trang 9

1.2 Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống

Theo công thức 3.23 trang 48, ta có công thức:

u ht=n dc

n lv

=2943

123 =23,9

Với : + nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn.

+ nđc: Số vòng quay của trục công tác.

Theo công thức 3.24 trang 49:

Với: + u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.

+ u2: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.

Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:

Chọn Kbe =0,3; và ck =de22/de21 =1,1

02 2 1

25 , 2

K K K

K

be be

bd k

Trang 10

⇒ λk= 2 ,25 1,1

( 1−0 3 ) 0,3 =11 786

⇒ λk c

k3=11 786 1,13=15 , 687 Theo hình 3.21 trang 45:

Với: uh = 7,6 vàλ k c k3=15,687 => chọn u1 = 2,5 Suy ra:

u2=u h

u1=

7,62,5=3,04

1.2.3 Tính số vòng quay của các trục

Gọi nI, nII,nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III

Số vòng quay của trục động cơ:

Số vòng quay của trục II:

n II=n I

u1=

934,32,5 =373,7 vog / ph

Số vòng quay của trục III:

n III=n II

u2=

373,73,04 =123 vog / ph

1.2.4 Tính toán công suất trên các trục

Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III.

Ta có công suất làm việc:

Trang 11

Plv = 23,5 kW Công suất trên trục III:

P III=P td

ɳ ol

=23,50,99=23,7 kW

Công suất trên trục II:

P II= P III

ɳ ol ɳ brt=

23,70,99.0,95=25,2 kW

Công suất trên trục I:

P I= P II

ɳ ol ɳ brc

= 25,20,99.0,96=26,5 kW

Công suất thực tế của động cơ:

P tt= P1

ɳ đ ɳ k=

26,50,95.0,99=28,2 kW

1.2.5 Tính mômen xoắn của các trục

Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III

Mômen xoắn trên trục động cơ:

T I=9,55.106 P I

9,55.106.26,5934,3 =270871,2 Nmm

Mômen xoắn trên trục II:

Trang 12

T II=9,55.106 P II

9,55.106.25,2373,7 =643992,5 Nmm

Mômen xoắn trên trục III:

số

Tỉ

số

truyền

C

Trang 13

suất

(kW)

Số

vòng

quay

(vg/ph)

Mô

men

915087

Trang 14

(Nmm)

Trang 15

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ta có các thông số:

+ P = 30 kW

+ n = 2943 vòng/phút

+ u = 3,15

Hình 2.1 Chọn tiết diện đai hình thang

Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại

Trang 16

2.1.2.Xác định các thông số của bộ truyền

Giả sử ta chọn hệ số trược đai:  = 0,01

Theo công thức 4.2 trang 53 [1], ta có:

d2 = u.d1(1-  ) = 3,15.180.0,99 = 561,3mmTheo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [1] ta chọn: d2 = 560 mm

Tỉ số truyền thực tế:

2 1

560

(1 ) 180(1 0, 01)

d u

Trang 17

Khi u = 3,15 Theo bảng 4.14 trang 60 [1], ta có thể chọn sơ bộ a = 560

Chiều dài tính toán của đai

k k

a   

Trong đó:

1 2 ( ) 180 560

Trang 18

Ta thấy giá trị a không thỏa mãn trong khoảng cho phép (420 a 1480).

Vậy ta phải tăng chiều dài đai: L = 2500mm

Ta tính lại a theo công thức 4.6 trang 53 [1], khi đó ta được a = 641,05 mm

Theo bảng 4.13 trang 59 [1], ta lấy a = 630mm

Xác định số dây đai

d 0

[ ] .l u z

P K z

P C C C C



Trong đó:

+ Công suất trên bánh chủ động: P = 28,2kW

+ [Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.20 trang 62 [1]:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz = 1

+ Hệ số tải động Kđ, tra bảng trang 55[1], ta chọn Kđ = 1,7

Do đó:

Trang 19

z ≥ P K đ

[P 0] C α C l C u C z=

28,2.1,711,03.0,89.1,04 1,14 1=4,1Vậy ta chọn: z = 4

2.1.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đai ban đầu:

 

d 0

780 . v

P K F

Trang 20

Suy ra: F v 0,196.(27, 7)2 150, 4N

Vậy:

F0= 780.28,2.1,7(27,7.0,89.4 )+150,4=150,2 NLực tác dụng lên trục:

F r=2 F0 Z sin(α1

2 )=2.150,2.4 sin(1452 )=1146N

2.1.4 Thông số của bộ truyền đai

Bảng 2.1 Thông số của bộ truyền đai

T h ô n g

s ố

G

iá trị

Bánh

đainhỏ

d

1 = 180 mm

B

Trang 21

đailớn

mm

Vận

tốc

v = 27,7m/s

< 40m/s

Khoảng

cách

trục

a

= 630 mm

Chiều

L

= 2500mm

Trang 22

ôm

α

1 = 1450

Số

dây

đai

z

= 4

Chiều

rộng

bánh

B = 82mm

Trang 23

kính

ngoàicủa

bánh

đai

d

a1 = 188mm

d

a2 = 568mm

Lực

căn

F

0=150,2N

Trang 24

đaiban

đầuLực

litâm

F

v = 150,4N

Lực

tác

dụng

lên

F

r = 1146N

Trang 25

trục

Trang 26

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Các thông số của bộ truyền:

Trang 27

H R v xH HL H

+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc

+

0 lim

H H

HB S



Ta có:

0 lim1 1 0

lim 2 2

2 70 2.280 70 630

2 70 2.240 70 550

H H

HE

N K

N

Trong đó:

+ mH = 6: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (vì HB < 350)

Trang 28

+ NHO (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.+ NHE( chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Thiết kế sơ bộ lấy: ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92

Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

Trang 29

 

0 lim1 1

0 lim 2 2

630

572, 71,1

5505001,1

H H

H H H

H

MPa S

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 500MPa.

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải

Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có:

H m ch

MPa MPa

F R s xF FC FL F

+ YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.+ SF: Hệ số an toàn khi uốn

+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều )

+

0 lim

F

 : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

Tính F0lim:

Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:

Trang 30

0 lim 1,81,75

F F

HB S

F F

FE

N K

.+ NFE (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Trang 31

Ta thấy: N FE 1>N FE 2

Ta lấy: N FE N FO ,do đó KFL = 1

Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

 

0 lim1 1

0 lim 2 2

5042881,754322471,75

F F

F F F

F

MPa S

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

F m ch

MPa MPa

2.2.3 Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.3.1 Chiều dài côn ngoài

Theo công thức 6.52a [1] trang 112, ta có:

Với răng côn thẳng bằng thép Kd =100MPa1/3

+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều vành răng

Trang 32

+ Kbe = (0,25…0,3): Hệ số chiều rộng vành răng chọn Kbe=0,3 vì

tỉ số truyền u1 = 2,5 < 3 Theo bảng 6.21[1] trang 113, ta có:

1 0,3.2,5

0, 44

2 2 0,3

be be

K u

 

Do đó ta chọn KHβ = 1,13

+ u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

+ TI = 270871,2 Nmm: Mômen xoắn trên bánh chủ động

+ [σH] = 500MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

Vậy:

R ε=50.√2,52+1 √ 270871,2.1,13

(1−0,3).0,3 2,5 5002=205 mm

2.2.3.2 Đường kính chia ngoài của bánh chủ động

Theo công thức 6.52b[1] trang 112, ta có:

2.2.3.3.2 Đường kính trung bình và môđun trung bình

Đường kính trung bình

Trang 33

dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1

= (1 - 0,5.0,3).133 = 113 mmVậy lấy : dm1 = 113 mm

Mô đun trung bình

de2 = mte.z2 = 4.80= 320mm

Tỉ số truyền thực tế:

Trang 34

2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

2 1 2

Trang 35

+ u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.

2

H m Hv

I H H

v b d K

Trang 36

Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏn tiếp xúc.

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.65 và 6.66[1] trang 116, ta có:

.[ ]

Trang 37

1 1

0,57 1,75

z vn2= z1

cos δ2

cos(68055')=222,4Chọn hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18 [1] trang 109, ta chọn:

1 2

3,70

3, 60

F F

Y Y



+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức 6.67[1] trang 117:

++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tính KF:

Trang 38

Tính KFv:

Theo công thức 6.68[1] trang 117:

1

.1

2

F m Fv

I F F

v b d K

[ ] 288[ ] 247

F F

MPa MPa

Trang 39

Vậy điều kiện bền mỏi được đảm bảo.

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:

ax 2, 2

m qt

dn

T K

T

Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại:

2.2.6.1 Ứng suất tiếp xúc cực đại

σ Hmax=σ H √K¿≤[σ Hmax]

=500.√2,2 = 741,6 MPa

Ta đã có:

1max 2max

[ ] 1624[ ]=1260MPa

H H

Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải

2.2.6.2 Ứng suất uốn cực đại

Trang 41

2.2.7 Các thông số và kích thước hình học của bộ truyền

Bảng 2.2 Thông số của bộ truyền bánh răng côn

TT

T h ô n g

s ố

C ô n g

t h ứ c

iá tr ị

Mô

đun

vòng

ngo

-te

= 4

Trang 42

rộng

vành

răng

=62

Tỉ

s

-1

= 2,

Trang 43

truyền

5

Góc

nghiêng

của

ră

=0

Trang 44

số

dịch

chỉnh

1

=

x2

= 0

Số

răng

-1

= 32

2

=

Trang 45

bánh

răng

80

Góc

chia

côn

Trang 46

dài

côn

05mm

Chiều

dài

côn

7

4 mm

Trang 47

bình

b

Đường

kính

chia

.z

de1 = 128mm

de2= 320mm

Trang 48

kính

trung

bình

Trang 49

cao

răng

ngoài

he= 2hte.mte + c(c = 0,2.mte ;

hte = cosβ = cos0 =1)

mm

Chiều

hae1=(hte+xn1.cosβ).mte

=5mm

Trang 50

đầu

răng

ngoài

(tra

bả

ae2

= 3mm

Trang 51

6.20[1]tr112,

x

n 1

=

0,3

Trang 52

kính

đỉnh

răng

d

a e

.cosδ

dae1 =137,3mm

dae2 =322,2mm

Chiề

h

f e

hfe1 = 4mm

hfe2 = 6mm

Trang 53

cao

chân

răng

ngoài

Trang 54

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Các thông số của bộ truyền:

+ PII = 25,2kW+ nII = 373,7 vòng/phút+ TII = 643992,5 Nmm+ u2 = 3,04

Trang 55

 

0 lim

H R v xH HL H

+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc

+ H0lim: Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở

HB S



Ta có:

0 lim3 3 0

lim4 4

2 70 2.280 70 630

2 70 2.240 70 550

H H

HE

N K

N



Trong đó:

+ mH = 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc( vì HB < 350 )

+ NHO(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

Trang 56

+ NHE(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Thiết kế sơ bộ lấy : ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92

Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:

 

0 lim3 3

0 lim 4 4

630

572, 71,1

5505001,1

H H

H H H

H

MPa S

Trang 57

Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH]:

Theo điều kiện 6.12[1] trang 95, ta có:

H H

MPa MPa

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

H m ch

MPa MPa

F R s xF FC FL F

+ YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.+ SF: Hệ số an toàn khi uốn

+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều )

+

0 lim

F

 : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở

+ KFL : Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền

Trang 58

Tính F0lim:

Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:

0 lim 1,81,75

F F

HB S

F F

FE

N K

N



Trong đó:

+ mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.( vì HB <350 )

+ N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cả các loại thép, N FO 4.106

.+ NFE (chu kỳ) : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Trang 59

Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92.

Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:

 

0 lim3 3

0 lim 4 4

5042881,754322471,75

F F

F F F

F

MPa S

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

F m ch

MPa MPa

[ ]

II H a

Trang 60

+ Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5[1] trang 96, ta có : Ka = 43 MPa1/3

+ TII: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 643992,5 Nmm.+ [H]= 536,4 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

+ u2 = 3,04: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

+ Tra bảng 6.6[1] trang 97, ta chọn = 0,3 Từ công thức 6.16, ta có:ba

ᴪ bd=0,53  (ba u2+1¿= 0,53.0,3.(3,04+1) = 0,64+ KHβ: Hệ số xét đến không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn KHβ = 1,03

Tiêu đề	Đồ án chi tiết máy công trình được hoàn thành tại trường đại học công nghiệp thực phẩm TP HCM
Tác giả	Nguyễn Minh Hùng
Người hướng dẫn	GVHD: Phan Hoàng Phụng
Trường học	Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM
Thể loại	Đồ án
Thành phố	TP.HCM

Định dạng
Số trang	151
Dung lượng	2,49 MB