đồ án môn học chi tiết máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

kiến thức cơ bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề

TRƯỜNG ĐẠI HỌC TRÀ VINHKHOA KỸ THUẬT & CÔNG NGHỆ

Giảng viên hướng dẫn : Sinh viên thực hiện: Mã số sinh viên:Lớp :

Khoá :

Trà Vinh, tháng năm 2023

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết vào thực tiễn Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, v.v , được chứng minh và hoàn thiện qua quá trình thí nghiệm và thực tiễn sản xuất Đồ án môn học chi tiết máy là một đồ án có tầm rất quan trọng đối với một sinh viên khoa cơ khí, nó giúp cho sinh viên hiểu sâu những

kiến thức cơ bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề nảy sinh khi tính toán và thiết kế chi tiết máy, từ đó làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.

Đề tài thiết kế “thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp” Với những kiến thức đã

học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn, em đã hoàn thành được đồ án này.

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những thiếu sót Rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho em ngày càng tiến bộ.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các Thầy giảng dạy trong bộ môn, đặc biệt là Thầy đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình giúp em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Xin chân thành cảm ơn thầy giúp đỡ !

Trà Vinh, ngày tháng năm 202

Sinh viên thực hiện.

MỤC LỤC

LỜI CẢM ƠN 4

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 6

I.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 6

II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 7

CHƯƠNG II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 9

I.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 9

II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 11

CHƯƠNG III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 13

I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP NHANH 13

II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM 18

CHƯƠNG IV : THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 23

I.CHỌN VẬT LIỆU: 23

II TÍNH THIẾT KẾ TRỤC VỀ ĐỘ BỀN: 23

III.TÍNH THEN : 39

CHƯƠNG V : Ổ LĂN 42

I.CÁC THÔNG SỐ CỦA Ổ LĂN 42

II CỐ ĐỊNH TRỤC VÀ BÔI TRƠN Ổ: 47

CHƯƠNG VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 49

I.KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ THÂN HỘP: 49

II CẤU TẠO BÁNH RĂNG: 52

III.CÁC CHI TIẾT KHÁC : 52

CHƯƠNG VII : BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 58

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

-Nct: Công suất cần thiết - η : Hiệu suất chung.

-Công suất chung được tính theo công thức:

η1= 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai.

η2=0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

η3=0,995 Hiệu suất của cặp ổ lăn

η4=0,93 Hiệu suất bộ truyền xích

=>Nct= Nη =0,8150,72 = 0,88 kW

Điều kiện để chọn động cơ là Nct ≥ Nđc Chọn sơ bộ loại động cơ che kín có quạt gió (bảng

2P trang 322) Kí hiệu A02(AOJI2)22-4, công suất định mức 1,5kw, số vòng quay 1420

→ Thông số động cơ

Kiểu động cơ Công suất

iđ: Tỷ số truyền của đai

in: Tỷ số truyền của bánh trụ răng thẳng cấp nhanh ic: Tỷ số truyền của bánh trụ răng thẳng cấp chậm.

Để tạo điều kiện bôi trơi các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp

ngâm dầu, ta chọn in≈(1,2÷1,3)ic . →ic =√7,871,2 = 2,56

Vậy tỉ số truyền : in =3,07; ic=2,56

Tốc độ(n), công suất(N) và momen xoắn(M) của các trục:-Trục động cơ:

I.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

1 Chọn loại đai O A

Kích thước tiết diện đai a x h(mm): 10x6 13x8 Diện tích tiết diện F(mm2) : 47

Thỏa mãn điều kiện 5-19:

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:

Góc ôm thõa mãn điều kiện ≥1200

Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại O có khuôn khổ nhỏ gọn hơn tuy chiều

rộng bánh đai và lực tác dụng lớn hơn một ít so với phương án dùng đai loại A.

1 Chọn xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng, và lại không yêu cầu bộ truyền làm việc

êm, không ồn.

2 Tính số răng đĩa xích

Theo [bảng 6-3] với tỷ số truyền 𝑖 = 2,5 Ta chọn số răng đĩa dẫn 𝑍1 = 26

Số răng đĩa bị dẫn [CT 6-5 trang 105]

𝑍2 = 𝑖.𝑍1 = 26.2,5 = 65

3 Tìm bước xích t:

Tính hệ số điều kiện sử dụng [CT 6-6 trang 105]

𝑘 = k ko.kA.k c.kb.kcđ.ko.kA.kđc.kb.kc đ.ko.kA.kđc.kb.kc

Trong đó: 𝑘đ = 1 _ tải trọng êm.

𝑘A = 1 _ chọn khoảng cách trục A = (30÷50)t 𝑘o = 1 _ góc nghiêng nhỏ hơn 60∘.

𝑘đc = 1,25 _ trục không điều chỉnh được 𝑘b = 1,5 _ bôi trơn định kỳ.

𝑘c = 1,25_ bộ truyền làm việc 2 ca Vậy k=1.1.1.1,25.1,5.1.25 =2,34

- Hệ số số răng dẫn:𝑘z =Z 01Z 1 = 2526 =0,96

- Hệ số vòng quay đĩa dẫn kn = n 01n3 = 57,350 = 0,873 (lấy 𝑛𝑜1 = 50 v/p)

Công suất tính toán [CT 6-7 trang 106]

𝑁t = 𝑁.𝑘.𝑘z.𝑘n = 0,77.2,34.0,96.0,873=1,51 kW

Tra bảng (6-4) với n01=50 vòng/phút, ta chọn được xích ống con lăn 1 dãy với bước xích t=25,4(mm) diện tích bảng lề là 179,7(mm2 ) có công suất cho phép [N]=3,3kW với loại xích này theo bảng (6-1) tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trong phá hỏng Q=50000(N) khối lượng một mét xích q= 2,57(kg).

Kiểm nghiệm số vòng quay theo [CT 6-9 trang 107] Theo bảng 6-5 với t=25,4(mm) và số răng đĩa dẫn Z1= 26 số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 1050 vòng/phút như vây điều kiện (6-9) được thỏa mãn (n3=57,3 v/p).

Chọn ∆ A=0,003 A=0,003.1023 ≈ 3 mm → A=1020 mm

5 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

CHƯƠNG III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP

HB = 160, phôi rèn (giả thiết đường kính từ 300 – 500mm).

Cơ tính của hai loại thép này ở [bảng(3-8) trang 40]

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

- Định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ntd=60.u ∑¿ ¿ [CT 3-4 trang 42]

 Trong đó :

Mi: momen xoắn

ni:số vòng quay trong một phút làm việc ở chế độ i

Ti:tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax:momen lớn nhất tác dụng lênbánh răng

u: số lần ăn khớp của bánh răng quay trong một vòng ( thường lấy u=1)

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:

Trong đó: N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong uốn.

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ :

Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng [CT 3-5 trang 42] để tính

Vì trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn.

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.

Đối với bánh răng trụ: ΨA=b

A=0,3 ÷ 0,45

Ta chọn: ψA=0,4 vì bộ truyền tải trung bình

5 Tính khoảng cách trục theo công thức [CT 3-9 bảng 3-10 trang 45]

- Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 [bảng 3-11 trang 46]

7 Tính chính xác hệ số tải trọng k và điều chỉnh khoảng cách trục A.

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: [CT 3-19 trang 47]

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB¿350Nên chọn Ktt=1: hệ số tập trung tải trọng

- Đối với bánh răng trụ răng thẳng:

8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng

Môđun pháp: m= (0,01÷0,02 ).A [CT 3-22 trang 49]

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng, tính số răng tương đương của bánh nhỏ.

Hệ số răng: được chọn theo [bảng 3 -18 trang 52)

+ Bánh nhỏ: y1 = 0,454 + Bánh lớn: y2 = 0,517

 Kiểm Nghiệm ứng suất uốn

+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

HB = 160, phôi rèn (giả thiết đường kính từ 100 – 300mm).

Cơ tính của hai loại thép này ở [bảng(3-8)trang 40]

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

Định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ntd=60.u ∑¿ ¿ [CT 3-4 trang 42]

 Trong đó :

Mi: momen xoắn

ni:số vòng quay trong một phút làm việc ở chế độ i

Ti:tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax:momen lớn nhất tác dụng lênbánh răng

u: số lần ăn khớp của bánh răng quay trong một vòng ( thường lấy u=1)

- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:

Trong đó: N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong uốn - Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ :

Ứng suất uốn bánh lớn

3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng k.

K = (1,3 -1,5) chọn k = 1,3

Vì trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn.

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.

Đối với bánh răng trụ: ΨA=b

A=0,3 ÷ 0,45

Ta chọn: ψA=0,4 vì bộ truyền tải trung bình

5 Tính khoảng cách trục theo công thức [CT 3-9 bảng 3-10 trang 45]

- Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 [bảng 3-11 trang 46]

7 Tính chính xác hệ số tải trọng k và điều chỉnh khoảng cách trục A.

- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: [CT 3-19 trang 47]

- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB¿350Nên chọn Ktt=1: hệ số tập trung tải trọng nên ktt=1

- Đối với bánh răng trụ răng thẳng: b≤2,5 mn

sin β với cấp chính xác 9 tra [bảng 3-13] ta chọn:

Kđ=1,1: hệ số tải trọng động Vậy K=1.1,1=1,1

Vì trị số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ cho nên cần tính lại khoảng cách trục: A¿Asơ bộ√3 KKsơ bộ=126.

√1,11,3=119,2mm [CT 3-21 trang 49]

Chọn A=120mm

8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng.

Môđun pháp: m= (0,01÷0,02 ).A [CT 3-22 trang 49]

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng, tính số răng tương đương của bánh nhỏ.

Hệ số răng: được chọn theo [bảng 3-18 trang 52]

+ Bánh nhỏ: y1 = 0,46 + Bánh lớn: y2 = 0,513

+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền [bảng 3-2 trang 26]

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công Thép cacbon và hợp kim là vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép 45(thường hóa) có giới hạn bền b = 600 (N/mm2).

1 Tính sơ bộ đường kính trục:

Theo [CT 7-2 trang 114] ta có đường kính sơ bộ của trục:

dsb≥C √3 Nn (mm)

Trong đó: dsb – đường kính sơ bộ của trục N – công suất bộ truyền

n – số vòng quay trong 1 phút của trục

C – hệ số tính toán, phụ thuộc []x ; ta lấy C = 120 để tính đường kính đầu trục và trục truyền chung của hộp giảm tốc.

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số d1, d2, d3 ởtrên ta có thể lấy trị số d2

=25mm để trọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình, tra bảng 14P- trang 339 ta có được chiều rộng ổ bi

B= 17 mm

2 Tính gần đúng trục

Để tính các kích thước chiều dài của trục ta chọn kích thước sau :

Theo [bảng 7-1 trang 118] ta có :

- A = 10: khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết tiết quay đến thành trong của hộp - L2 = 10: Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp

- L3 = 20: Chiều cao của nắp và đầu bu lông

- L4 = 16 : Khoảng cách từ mặt nắp ổ đến chi tiết quay ngoài trục - C = 10: Khoảng cách giữa các chi tiết quay

Hình 4.1 Sơ bộ phát hoạ hộp giảm tốc

Đường kính ở tiết diện n – n lấy bằng 20 mm và đường kính ở tiết diện m – m lấy bằng 25 mm lớn hơn giá trị tính được vì trục có rãnh then, đường kính tại Đ lấy bằng 16mm và tại B lấy bằng 20mm.

Hình 4.3 Sơ đồ lực trục I

 Tính phản lực ở gối đỡ trục

+∑mcy = Pr 2 a−Pr 3 (a+b)+RDy.(a+b+c ) = 0

Ở đoạn trục này đều có làm rảnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến vì vậy đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán một ít : lấy de−e=30 mm và lấy di−i=30 mm Chọn dC=dD=25mm.

Hình 4.4 Sơ đồ lực trục II

3 Trục III:

* Các thông số chủ yếu : a=48,5mm, b=54 mm, c=52,5 mm,lx=52mm

-Lực vòng P4=1530,7N -Lực hướng tâm Pr4=456,3N - Rx = 1404N

-Momen xoắn Mx=128333,3N.mm  Tính phản lực ở gối đỡ trục

+∑mEy = Pr 4( a+b)−RFy(a+b+ c )+ Rx.(a+ b+c +l)= 0

Đường kính ở tiết diện o-o lấy bằng 35 mm lớn hơn gía trị tính được vì trục có rãnh then Đường kính tại X lấy bằng 28mm.Chọn dE=dh−h=30 mm

Hình 4.5 Sơ đồ lực trục III

3 Tính chính xác trục :

Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chiu tải lớn có ứng suất tập trung: trên trục I đó là các tiết diện n-n, m-m, trện trục II đó là 2 tiết diện lắp bánh răng e-e, i-i, trên trục III đó là tiết diện o-o và h-h.

Tính chính xác trục theo công thức:

n=nσ nτ

√n2σ+n2τ≥[n] [CT 7-5 trang 120]

Trong đó :

- n– hệ số an toàn của ứng suất pháp - n–hệ số an toàn của ứng suất tiếp

Vì trục quay một chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng :

Các giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn chọn theo [bảng 7-3b trang 122]

Bảng 4.1 Kết quả tính toán giới hạn mỏi uốn và xoắn:

 Hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then kσ, kτ [bảng 7-8 trang 127] Thay trị số tìm được vào công thức tính (7-6), (7-7) tính nσ, nτ và công thức (7-5) tính n Ta được kết quả tính toán ở bảng 4.4.

Bảng 4.4

1 Tính then lắp trên trục I :

Đường kính trục I để lắp then là tại tiết diện m-m đường kính lắp then dm−m=25 mm.

Tra [bảng 7-23 trang 143] ta chọn được các thông số của then:

b = 8; h = 7; t = 4; t1=3,1; k≈3,5 Chiều dài then: l = 0,8.lm

Trong đó : lm là chiều dài mayơ ; lm=(1,2 ÷ 1,5) d

→ σd thỏa với điều kiện.

● Kiểm nghiệm bền cắt của then:

τc=2 Mx

d b l≤[τ ]c (N/mm2) [CT 7-12 trang 139]

+ Theo [bảng 7-21 trang 142] tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: [τ ]c =120 (N/mm2)

Đường kính trục II để lắp then là tại tiết diện e-e và tiết diện i-i có cùng đường kính lắp t hen de−e=di−i= 30 mm.

Tra [bảng 7-23 trang 143] ta chọn được các thông số của then:

b = 10; h = 8; t = 4,5; t1=3,6; k≈4,2 Chiều dài then: l = 0,8.lm

Trong đó : lm là chiều dài mayơ ; lm=(1,2 ÷ 1,5) d

→ σd: thỏa với điều kiện ●Kiểm nghiệm bền cắt của then: τc=2 Mx

d b l≤[τ ]c [CT 7-12 trang 139]

+ Theo [bảng 7-21 trang 142] tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: [τ ]c =120 (N/mm2) + Mx = 52043,6 N.mm

→[τ ]c: thỏa với điều kiện.

=> Như vậy then trên trục II thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt * Đường kính trục II để lắp then là tại tiết diện i-i chọn giống tiết diện e-e.

3 Tính then lắp trên trục III

Đường kính trục III để lắp then là tại tiết diện o-o đường kính lắp then do −o=35 mm.

Tra [bảng 7-23 trang 143] ta chọn được các thông số của then:

b = 10; h = 8; t = 4,5; t1=3 , 6; k≈4,2 Chiều dài then: l = 0,8.lm

Trong đó : lm là chiều dài mayơ ; lm=(1,2 ÷ 1,5) d

→ σd: thỏa với điều kiện.● Kiểm nghiệm bền cắt của then: τc=2 Mx

d b l≤[τ ]c [CT 7-12 trang 139]

+ Theo [bảng 7-21 trang 142] tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: [τ ]c =120 (N/mm2) +Mx = 128333,3 N.mm

→[τ ]c: thỏa với điều kiện.

=> Như vậy then trên trục III thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt.

Bảng 4.5 Tổng hợp các giá trị tính then trên 3 trục

Do trên trục I không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ cho cả trục Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất.

Sơ đồ chọn ổ lăn cho trục I được bố trí như hình vẽ:

Hình 5.1 Sơ đồ ổ lăn trên trục I Hệ số khả năng làm việc tính theo [CT 8-1 trang 158].

C = Q.(n h)0,3<Cbảng

Trong đó :

+ Cbảng: là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng + Số vòng quay của trục nI=¿ 450,8 v/p

+ Thời gian phục vụ : h= 3.300.2.8=14400 giờ + Q: tải trọng tương đương

Tải trọng tương đương tính theo [CT 8-2 trang 158.]

Q = (KV R + m.A).Kn Kt

Trong đó:

+ Kt =1 tải trọng tĩnh [bảng 8-3 trang 162]

+ Kn =1 nhiệt độ làm việc dưới 100° C [bảng 8-4 trang 162]

+ KV = 1 khi vòng trong của ổ quay… [bảng 8-5 trang 162]

+ A tải trọng dọc trục (A=0 : vì không có lực dọc trục) + Q: tải trọng tương đương

+ m= 1,5 ổ bi 1 dãy tra [bảng 8-2 trang 161]

Đường kính cần chọn ổ lăn d= 20 mm ta có RA>RB, nên ta tính trục gối đở tại trục A và chọn ổ gối đở, chọn ổ cho gối đở này, gối trục B lấy cùng loại.

Nên ta có :

Q =1.1004,9+1,5.0= 1004,9 N = 100,49daN

Tra [bảng 8-7 trang 164] không chọn được số phù hợp, nên ta dùng số liệu đã cho để

tính (n h)0,3 , với số vòng quay của trục nI=¿450,8v/p ; h= 14400 giờ , ta tính được :

→(n h)0,3 = (450,8.14400)0,3=¿110,6

→ C = Q.(n h)0,3 = 100,49.110,6=11114,2 <Cb ả ng

Tra [bảng 14P trang 337- 339] ứng với d = 20mm, chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 304

với Cb ả ng = 19000 KN; đường kính trong d= 20 mm, B= 15mm, đường kính ngoài D= 52mm, chổ vát r = 2.

2 Trên trục II