Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công n

Mục Lục

Lời nói đầu

Phần 1: Chọn Động Cơ Điện và Phân Phối Tỉ Số Truyền

1.1 - Chọn Động Cơ

1.2 - Phân phối tỉ số truyền

1.3 - Xác định công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên các trục

Phần 2: Tính Toán Bộ Truyền Đai

2.1 - Chọn loại xích

2.2 - Tính đường kính bánh đai

2.3 - Xác định khoảng cách trục

2.4 - Tính số đai

2.5 - Các thông số cơ bản của bánh đai

2.6 - Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

2.7 - Tổng kết các thông số cơ bản của bộ truyền đai

Chương 3: Tính Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốc

A - Tính toán cấp nhanh

3.1 - Chọn vật liệu3.2 - Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uấn cho phép3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3.4 - Xác định các thông số ăn khớp3.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc3.6 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn3.7 - Kiểm nghiêm răng về quá tải

B - Tính Toán Cấp Chậm

3.1 - Chọn vật liệu3.2 - Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uấn cho phép3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3.4 - Xác định các thông số ăn khớp3.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc3.6 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn3.7 - Kiểm nghiêm răng về quá tải

Phần 4: Tính Thiết Kế Trục

4.1 - Chọn vật liệu

4.2 - Xác định sơ bộ đường kính trục

35

9

1414

23

32

4.4 - Sơ đồ đặt lực chung

4.5 - Tính các phản tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ mô men

4.6 - Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

2 - Chọn ổ lăn cho trục II

2.1 - Chọn loại ổ lăn2.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ2.3 - Kiểm tra khả năng của tải khi làm việc

3 - Chọn ổ lăn cho trục III

3.1 - Chọn loại ổ lăn3.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ3.3 - Kiểm tra khả năng của tải khi làm việc

B - Tính Toán Chọn Then

1 - Xét trục I

2 - Xét trục II

3 - Xét Trục III

C - Tính Các Chi Tiết Phụ Và Bôi Trơn Trong Hộp Giảm Tốc

1 - Các Chi Tiết Liên Quan Đến Cấu Tạo Vỏ Hộp

2 - Bôi trơn trong hộp giảm tốc

2.1 - Bôi trơn hộp giảm tốc2.2 - Bôi trơn ổ lăn

2.3 - Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp

57

59

63

67

Lời nói đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển mạnh, mang lại nhiều lợi ích cho con người Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nướctrong khu vực cũng như trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trongnhững năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất

đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trìnhđào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật

Qua đồ án này em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong khoa để giúp em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm, hướng dẫn tận tình của

thầy Nguyễn Xuân Hành đã giúp em hoàn thành đồ án này.

Sinh viên thực hiện

Trần Minh Vương

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 - Chọn động cơ điện

1.1.1 - Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ

Pct= (kW)

Trong đó Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

Pt : Công suất làm việc của động cơ (kW)

= 1,92 (kW)

- Hiệu suất của bộ truyền:

(1)

Tra bảng 2.3-19[1] ta có:

Hiệu suất của một cặp ổ lăn : = 0,99

Hiệu suất của bộ đai : 0,95

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : 0,97

Hiệu suất của khớp nối: = 0,99

Thay số vào (1) ta có:

= 0,994.0,99.0,95.0,972 = 0,85

* * Vì tải trọng thay đổi theo thời gian Cho nên khi tính toán chọn động cơ ta sẽ sử dụng tải cố định tương đương với chế độ thay đổi của tải làm việc Từ công thức 2.12 và 2.14[1]ta có:

1,53 (kW)

Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :

1.1.2 - Xác định số vòng quay của động cơ

π

ut - tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động

Tra bảng 2.4-21[1] ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

Tra bảng phụ lục P1.3-238[1] ta có động cơ điện

Kiểu động cơ Pđc (KW) ηdc( /v ph) cosφ ɳđc (Tk/Tdn)

4AX90L4Y3 2,2 1420 0,83 80 2,2 2,0

1.1.4 - Kiểm tra động cơ

- Động cơ được chọn thỏa mãn:

Vậy: uh = 30; u1 = 7,96; u2 = 3,77 và ud = 4,33

1.3 – Tính các thông số trên trục

1.3.1 - Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác

Pt = 1,53 (kW)Công suất trên trục III

Công suất trên trục II

Công suất trên trục I

Công suất trên trục động cơ

1.3.2 - Số vòng quay

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1420 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục I:

Số vòng quay trên trục II:

Số vòng quay trên trục III:

Số vòng quay trên trục IV:

1.3.3 - Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :

(v/ph) 1,8 1,77 1,7 1,63 1,53n

(kW) 1420 1420 178,4 47,3 10,9T

(N.mm) 12105,6 11903,9 91003,4 329101,5 1338049,4

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1 - Chọn loại đai và tiết diện đai.

- Chọn đai thang thường

Theo mômen T= của trục bánh đai dẫn ta tra bảng 13.5-23[CTM2] ta chọn tiết diện đai thang thường loại : B

2.2 - Tính đường kính bánh đai.

* Tính đường kính đai nhỏ : d 1

- Đối với đai thang nên lấy đường kính đai nhỏ

– đường kính tối thiểu, tra bảng 13.5-23[CTM2] =200 (mm)

* Chiều dài đai.

Theo CT 4.4-54 [1]

L = 2.a + π +

Theo tiêu chuẩn bảng 4.13-59 [1] chọn : L= 4000 (mm)

- Số vòng chạy của đai trong1 s( )

Vậy a = 961 (mm) được chọn thỏa mãn

* Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ.

- Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong TH này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn vì vậy nếu góc ôm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ôm bánh đai lớn cũng thỏa mãn điều kiện không trượt trơn

Vì α1 > αmin = 120 o

=> Thỏa mãn điều kiện không trượt trơn giữa đai và bánh đai

2 4 - Tính số đai Z.

- Số đai Z được tính theo công thức:

[ ]0

d

L u z

P k Z

:Hệ số tải trọng động.Tra bảng 4.7-55[1] ta được:

kd= 1,6 (Do cơ cấu làm việc 2 ca)

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm Cα tính theo công thức

Cα =1-0,0025.(180-α1) = 1-0,0025.(180-134) = 0,885

L

C

:Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

Tra bảng 4.16-61[1] với = =1,06 ta được:

2.5 - Các thông số cơ bản của bánh đai.

- Chiều rộng bánh đai B=(Z-1).t+2.e

Tra bảng 4.21-63[1] với tiết diện đai B ta được :

Vậy : B=(Z-1).t+2.e = (1-1).25,5+2.17 = 34 (mm)

- Góc chêm của mổi rãnh đai :

- Đường kính ngoài của bánh đai:

da1 = d1 + 2.h0 = 224 + 2.5,7 = 235,4 (mm) da2 = d2 + 2.h0 = 1000+ 2.5,7 = 1011,4 (mm)

2.6 - Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng ban đầu:

0

780 .

d v

Do đó:

- Lực tác dụng lên trục bánh đai:

2.7 - Tổng kết các thông số của bộ truyền đai:

Phần 3: Tính Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốc

A-Tính toán cấp nhanh

3.2 - Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép cho phép

• Theo bảng 6.2-94[1]với thép 45 tôi cải thiện có HB = 180 ÷ 350 thì:

;

SH = 1,1 ; SF = 1,75Trong đó H lim

oσ

và lần lượt là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tương ứng

với số chu kỳ làm việc cơ sơ

SH,SF : lần lượt là hê số an toàn khi tính về ứng suất tiếp và ứng suấtuốn

=> NHE1 = u1.NHE2 = 7,96.3,17.108 = 25,23.108 (c.kì)

Ta thấy:

NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo công thức 6.1a-93[1]

- Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác địnhnhư sau:

• Số chu kỳ làm việc của bộ truyền khi tính về sức bền uốn Theo 6.8-93[1]

Với độ rắn mặt răng HB ≤ 350 → mF = 6

=> NFE1 = u1.NFE2 = 7,96.2,75.108 = 21,89.108 (c.kì)

Đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106

Như vậy ta thấy:

NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1

NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1

Với bộ truyền quay một chiều thì: KFC = 1; SF = 1,75 Theo 6.2a-93[1] ta có:

• Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14[1] ta có:

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

Tra bảng 6.7-98[1] ta được: = 1,24 (sơ đồ 3)

= bw/aw - Hệ số, trong đó bw là chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.6-97[1] chọn: do đó theo công thức 6.16-97[1]

Thay các giá trị trên vào công thức ta có:

Lấy aw1 = 132 (mm)

3.4 - Xác định các thông số ăn khớp

- Modul (m) của bánh răng trụ răng thẳng được xác đinh như sau:

m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).132 = 1,32 ÷ 2,64 Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn: m = 2

- Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1 và Z2 Theo CT 6.19 và 9.20-99[1]

ta có:

Chọn Z1 = 15 (răng)

Z2 = u1.Z1 = 7,96.15 = 119,4 (răng)Chọn Z2 = 119 (răng)

3.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện(Công thức 6.33-105[1])

Trong đó

T1 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I), um là tỉ số truyền thực

bw : Chiều rộng vành răng

dw1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động

ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu Tra Bảng 6.5-96[1] ta được ZM = 274

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

Với:

+ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Theobảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 3)

+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Với bánh răng thẳng + Theo công thức 6.40-106[1] vận tốc vòng:

v = = = 2,23 (m/s)Theo bảng 6.13-106[1] với v ≤ 6, răng thẳng Chọn cấp chính xác 8, do đótheo bảng 6.16-107[1] ta được go = 56

Theo 6.42-107[1] với (tra bảng 6.15-107[1]) ta có:

Thay các giá trị trên vào công thức công thức 6.33-105[1] ta được

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo 6.1-61[1] với v = 2,23(m/s) < 5(m/s), Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 8, khi

đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 – 1,25µm, do đó ZR = 0,95 Với da < 700mm, KxH =

1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có:

Ta thấy do vậy bộ truyền đảm bảo độ bền về tiếp xúc

3.6 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Theo 6.43 và 6.44-108[1] ta có:

Trong đó

T1 :là mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm)

m :là modul pháp (mm)

bw :là chiều rộng vành răng

dw1 :đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

:là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, là hệ số trùng khớp ngang

:là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, (răng thẳng)

YF1 và YF2 :là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răngtương đương và hệ số dịch chỉnh

Tra bảng 6.18-109[1] ta có: YF1 = 3,72 và YF2 = 3,65

KF :là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo 6.45-109[1]

=> Bộ truyền đảm bảo về uốn

3.7 - Kiểm nghiêm răng về quá tải

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không đượcvượt quá một giá trị cho phép Theo 6.48-110[1]

Trong đó xác định theo 6.33-105[1] và 6.13-95[1]

- Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suấtuốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép Theo6.49-110[1]

Trong đó: xác định theo 6.43-108[1] và 6.44-108[1] và 6.14-95[1]

Với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2 ta có:

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

3.8 -Một số thông số cơ bản của bánh răng

Đường kính đỉnh răng da1 và da2 35,2 và 240,8 mm

Đường kính đáy răng df1 và df2 26,2 và 231,8 mm

3.2 - Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uấn cho phép cho phép

• Theo bảng 6.2-94[1]với thép 45 tôi cải thiện có HB = 180 ÷ 350 thì:

;

SH = 1,1 ; SF = 1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB3 = 245 ; độ rắn bánh lớn HB4 = 230

NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1NHE4 > NHO4 => KHL4 = 1

Do vậy ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo công thức 6.1a-93[1]

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác địnhnhư sau:

• Số chu kỳ làm việc của bộ truyền khi tính về sức bền uốn Theo 6.8-93[1]

Với độ rắn mặt răng HB ≤ 350 → mF = 6

=> NFE3 = u2.NFE4 = 3,77.6,8.107 = 25,636.107 (c.kì)

Đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106

Như vậy ta thấy:

NFE3 > NFO3 => KFL3 = 1

NFE4 > NFO4 => KFL4 = 1

Với bộ truyền quay một chiều thì: KFC = 1; SF = 1,75 Theo 6.2a-93[1] ta có:

• Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14-93[1] ta có:

= bw/aw - Hệ số, trong đó bw là chiều rộng vành răng

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

Tra bảng 6.5-96[1] ta được: Ka = 49,5 (rang thẳng)

Tra bảng 6.6-97[1] chọn: do đó theo công thức 6.16-97[1]

Tra bảng 6.7-98[1] ta được: = 1,07 (sơ đồ 5)

m = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).157 = 1,57 ÷ 3,14 Chọn m = 2 mm

- Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z3 và Z4 Theo CT 6.31-103[1] ta có:

Chọn Z3 = 33 (răng)

Z4 = u2.Z3 = 3,77.33 = 124,4 (răng)Chọn Z4 = 124 (răng)

Vậy Zt = Z3 + Z4 = 33+124= 157 (răng)

Tỉ số truyền thực là: um = Z4/Z3 = 124/33 = 3,76

- Tính lại khoảng các trục theo 6.21-99[1]

- Góc ăn khớp: Theo công thức 6.27-101[1] với α = 20o ta có

Vậy αtw2 = 20o

3.5 - Kiểm nghiểm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện(Công thức 6.33-105[1])

Trong đó

T2 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động, um là tỉ số truyền thực

bw : Chiều rộng vành răng

dw3 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động

ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu Tra Bảng 6.5-96[1] ta được ZM =

+ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Theobảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 5)

+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Tra bảng 6.14-107[1] ta được + Theo công thức 6.40-106[1] vận tốc vòng:

v = π.dw3.n2/60000 = 3,14.66.178,4/60000 = 0,62 (m/s)Theo bảng 6.13-106[1] với v ≤ 2, răng thẳng Chọn cấp chính xác 9, do đótheo bảng 6.16-107[1] ta được go = 73

Theo 6.42-107[1] với (tra bảng 6.15-107[1]) ta có:

Vậy ta có:

Thay các giá trị trên vào công thức công thức 6.33-104[1] ta được

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo 6.1-91[1] với v = 0,62(m/s) < 5(m/s), Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 –1,25µm, do đó ZR = 0,95 Với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có:

Ta thấy do vậy bộ truyền đảm bảo độ bền về tiếp xúc

3.6 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Theo 6.43 và 6.44-108[1] ta có:

Trong đó

T2 :là mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm)

m :là modul pháp (mm)

bw :là chiều rộng vành răng

dw2 :đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

:là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, là hệ số trùng khớp ngang

:là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, (răng thẳng)

YF3 và YF4 :là hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, phụ thuộc vào số răngtương đương và hệ số dịch chỉnh

Tra bảng 6.18-109[1] ta có: YF3 = 3,8 và YF4 = 3,6

KF :là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo 6.45-109[1]

=> Bộ truyền đảm bảo về uốn

3.7 - Kiểm nghiêm răng về quá tải

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không đượcvượt quá một giá trị cho phép Theo 6.48-110[1]

Trong đó xác định theo 6.33-105[1] và 6.13-95[1].

- Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suấtuốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép Theo6.49-110[1]

Trong đó: xác định theo 6.43-108[1] và 6.44-108[1] và 6.14-95[1]

Với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2 ta có:

Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải

3.8 -Một số thông số cơ bản của bánh răng

Đường kính chia d3 và d4 66 và 248 mm

Đường kính đỉnh răng da3 và da4 70 và 252 mm

Đường kính đáy răng df3 và df4 61 và 243 mm

Phần 4: Tính Thiết Kế Trục4.1 - Chọn vật liệu

- Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứngsuất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim

là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thépcacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

- Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì tachọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

σb= 600 (MPa); σch= 340(MPa); với độ cứng là 200 HB.

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30(MPa)

4.3 - Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và các điểm đặt lực.

- Dựa vào bảng 10.2-189[1], ta chọn chiều rộng ổ lăn:

d1 = 20(mm) ⇒ b01 = 15(mm)d2 = 30(mm) ⇒ b02 = 19(mm)d3 = 40(mm) ⇒ b03 = 23(mm)

- Dựa vào công thức10.10-189[1], ta tính được chiều dài mayơ các bánh răng: