Báo cáo bài tập lớn môn chi tiết máy xác Định Động cơ và phân phối tỷ số truyền

Bên cạnh đó, em cũng xin trân trọng cám ơn những ý kiến đóng góp, giúp đỡ và chỉ bảo tận tình của thầy cô, bạn bè, đã giúp cho bài báo cáo trở nên hoàn thiện hơn Do chưa có nhiều kinh ng

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY



BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN

MÔN: CHI TIẾT MÁY

Lời cảm ơn

Lời đầu tiên, em gửi đến thầy Thân Trọng Khánh Đạt, giảng viên đã hướng dẫn cho nhóm hoàn thành đề tài này, một lời tri ân sâu sắc Nhờ có những bài giảng cùng sự tâm huyếtcủa thầy trên lớp giúp em nắm được cơ sở lí thuyết một cách khoa học, cụ thể nhất để giải quyết bài báo cáo trên theo đúng thời hạn đã giao

Bên cạnh đó, em cũng xin trân trọng cám ơn những ý kiến đóng góp, giúp đỡ và chỉ bảo tận tình của thầy cô, bạn bè, đã giúp cho bài báo cáo trở nên hoàn thiện hơn

Do chưa có nhiều kinh nghiệm làm việc, tính toán các hệ thống truyền động, chi tiết, cũng như những hạn chế về mặt kiến thức chắc chắn sẽ không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong nhận được sự nhận xét, ý kiến đóng góp, phê bình từ phía thầy để bài báo cáo được hoàn thiện hơn

Lời cuối cùng, em xin gửi lời cám ơn chân thành nhất tới những người đã hỗ trợ em trong quá trình làm bài báo cáo

Mục Lục:

Số liệu thiết kế: 1

1 XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. 1

1.1 Tính chọn động cơ điện. 1

1.1.1 Hiệu suất hệ thống. 1

1.1.2 Tính toán công suất cần thiết. 1

1.1.3 Xác số vòng quay sơ bộ. 2

1.1.4 Chọn động cơ điện. 2

1.2 Phân phối tỉ số truyền. 2

1.3 Bảng đặc tính. 2

1.3.1 Số vòng quay trên các trục: 2

1.3.2 Tính công suất trên trục. 3

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục 3

1.3.4 Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động. 3

2 Thiết kế bộ truyền đai 3

2.1 Chọn dạng đai và vật liệu đai: 3

2.2 Tính đường kính bánh đai nhỏ: 4

2.3 Chọn hệ số trượt và tính đường kính bánh đai lớn: 4

2.4 Tính khoảng cách trục và chiều dài dây đai: 4

2.5 Tính toán lại khoảng cách trục a: 4

2.6 Số vòng đai trong một giây: 5

2.7 Góc ôm đai bánh đai nhỏ: 5

2.8 các hệ số sử dụng: 5

2.9 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài bánh đai: 5

2.10 Lực tác dụng lên đai và trục: 6

2.11 Ứng suất trong đai: 6

2.12 Tuổi thọ đai: 6

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc. 7

3.1 Thông số cơ bản: 7

3.2 Chọn Vật Liệu: 7

3.3 Tính Toán Chu Kỳ Làm Việc Và Hệ Số Tuổi Thọ 7

3.3.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở 7

3.3.2 Chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng: 7

3.4 Tính Toán Ứng Suất Tiếp Xúc Và Ứng Suất mỏi 8

3.4.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn 8

3.4.2 Ứng suất cho phép 8

3.5 Xác Định Các Thông Số Hoạt Động Của Bộ Truyền 3.5.1 Hệ số tải trọng tĩnh 9

3.5.2 Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng: 9

3.5.3 Chọn số răng và module sơ bộ 9

3.5.4 Tính toán lại tỷ số truyền 10

3.5.5 Các thông số hình học cốt yếu của bánh răng trụ 10

3.6 Kiểm Tra Bền 11

3.6.1 Hệ số tải trọng động: 11

3.6.2 Kiểm tra ứng suất tiếp: 11

3.6.3 Hệ số dạng răng γF 11

3.6.4 Ứng suất uốn tính toán: 11

3.6.5 Lực tác dụng 12

3.7 Bảng tóm tắt thông số 12

4 THIẾT KẾ TRỤC HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 13

4.1 Thiết Kế Trục I 13

4.1.1 Thông số ban đầu 13

4.1.2 Chọn vật liệu 13

4.1.3 Phân tích lực tác dụng lên trục 13

4.1.4 Kích thước sơ bộ của trục 13

4.1.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục 14

4.1.6 Tính toán tiết diện trục 17

4.1.7 Thiết kế mối ghép then: 18

4.2 Thiết Kế Trục II 23

4.2.2 Chọn vật liệu 23

4.2.3 Phân tích lực tác dụng lên trục 23

4.2.4 Kích thước sơ bộ của trục 23

4.2.5 Tính toán và vẽ biểu đồ moment uốn, xoắn trên trục 24

4.2.6 Tính toán tiết diện trục 27

4.2.7 Thiết kế mối ghép then: 28

4.2.8 Kiểm nghiệm trục: 29

4.3 Bản Vẽ Thiết Kế Trục 33

5 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC 33

5.1 Ổ lăn trục I 33

5.1.1 Thông số đầu vào 33

5.1.2 Lực tác dụng lên ổ 34

5.1.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ 34

5.1.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn 35

5.1.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh 35

5.2 Ổ lăn trục II 35

5.2.1 Thông số đầu vào 35

5.2.2 Lực tác dụng lên ổ 35

5.2.3 Chọn sơ bộ ổ lăn 36

5.2.4 Kiểm nghiệm tải tĩnh của ổ 36

5.2.5 Tính toán tuổi thọ và tải động ổ lăn 37

5.2.6 Kiểm nghiệm tải tĩnh 37

5.3 Tính Chọn Nối Trục 37

TÀI LIỆU THAM KHẢO 38

Mục lục bảng: Bảng 1 Bảng thông số kĩ thuật động cơ DK.62-2 2

Bảng 2 Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động 3

Bảng 3 Bảng tóm tắt thông số của bộ truyền bánh răng 12

Bảng 4 Thông số sơ bộ ổ lăn trục I 34

Bảng 5 Thông số sơ bộ ổ lăn trục II 36

Mục lục hình ảnh: Hình 1 Phân tích lực trên trục I 14

Hình 2 Biểu đồ moment uốn và moment xoắn trục I 15

Hình 3 Biểu đồ matlab moment trục I theo phương đứng: 16

Hình 4 Biểu đồ matlab moment trục I theo phương đứng: 16

Hình 5 Biểu đồ matlab moment xoắn trục I theo phương đứng: 17

Hình 6 Phân tích lực trên trục II 24

Hình 7 Biểu đồ moment uốn và moment xoắn trục II 25

Hình 8 Biểu đồ matlab moment trục II theo phương đứng: 26

Hình 9 Biểu đồ matlab moment trục II theo phương đứng: 26

Hình 10 Biểu đồ matlab moment xoắn trục II theo phương đứng: 27

Hình 11 Bản vẽ thiết kế trục I 33

Hình 12 Bản vẽ thiết kế trục II 33

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục thùng trộn, P: 8,5 kW

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 158 vòng/phút

Thời gian phục vụ, L(năm): 4 năm

Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1= T ; T2= 0,75T

t1= 20 s; t2= 29 s

NỘI DUNG BÁO CÁO

1 XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

1.1 Tính chọn động cơ điện.

1.1.1 Hiệu suất hệ thống.

Hiệu suất bộ truyền đai thang η1 = 0,95

Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp: η2 = 0,97

Hiệu suất 2 cặp ổ lăn trên hộp giảm tốc: η3 = 0,99252 = 0,985

Hiệu suất của khớp nối η4 = 1

→Hiệu suất chung của hệ thống là ηht = η1.η2.η3.η4 = 0,95.0,97.0,985.0,95 ≈ 0,8622

1.1.2 Tính toán công suất cần thiết.

Ta có công suất trên thùng trộn 8,5 kW

Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng của bộ truyền tương đương:

Pct = P td

η ht =

7,3170,8622 ≈ 8,4864 kW

1.1.3 Xác số vòng quay sơ bộ.

- Tỉ số truyền bộ truyền đai thang, ta chọn u1 = 5

- Hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng một cấp, ta chọn u2 = 3,7

Vận tốcvòng quay

Bảng 1 Bảng thông số kĩ thuật động cơ DK.62-2.

1.2 Phân phối tỉ số truyền.

Tỷ số truyền thực sự của hệ thống truyền động sau khi đã xác định được động cơ:

Pđc = P I

η1

= 8 , 89

0,9925.0 , 95 = 9,43 kW

Nhận thấy công suất động cơ được tính toán Pdc = 9,43≤ Pdclc = 10kW, suy ra lựa

chọn động cơ và tính toán ban đầu hợp lý

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục

Bảng 2 Bảng đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động.

2 Thiết kế bộ truyền đai

Thông số đầu vào:

- u = 5,012

- Số vòng quay bánh đai nhỏ: n1 = 2930 vòng/phút

2.1 Chọn dạng đai và vật liệu đai:

Ta có P1 = 9,43 kW và n1 = 2930 vòng/phút → chọn đai loại B với bp = 14 mm, bo = 17 mm,

60000 = 25,77 m/s > 25 m/s → theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 160 mm

2.3 Chọn hệ số trượt và tính đường kính bánh đai lớn:

Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối là ξ = 0,01 Đường kính bánh đai lớn:

→ Đường kính bánh đai bị dẫn d2 = 800 mm

2.4 Tính khoảng cách trục và chiều dài dây đai:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a: với đường kính d2 = 800 mm và tỉ số truyền u = 5,012 tachọn a = 0,9 d2 = 0,9.800 = 720 mm

Chiều dài tính toán của dây đai:

→ Khoảng cách trục a = 879,2 mm và chiều dài dây đai L = 3150 mm.

2.6 Số vòng đai trong một giây:

i = v L = 25 ,77 3 ,15 = 8,18 s-1 , [i] = 10 s-1 , do đó điều kiện được thỏa

2.7 Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

Số dây đai được xác định theo công thức:

Z ≥ P1

[ P] = P1

[po]C α Cu C LC z Cv Cr =5.0,888.1 , 14.1,058 1.0,718 0 , 7 9 , 43 = 3,5

2.9 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài bánh đai:

Với dạng đai thang B:

- Chiều rộng bánh đai: B1 = B2 = 2f + (z – 1)e = 2.12,5 + 3.19 = 82 mm

- Đường kính ngoài bánh đai dẫn: dn1 = d1 + 2b = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm

- Đường kính ngoài bánh đai bị dẫn: dn2 = d2 + 2b = 800 + 2.4,2 = 808,4 mm

→ Chiều rộng 2 bánh đai là 82 mm, đường kính ngoài bánh đai dẫn 168,4 mm, đườngkính ngoài bánh đai bị dẫn 808,4 mm

2.10 Lực tác dụng lên đai và trục:

chọn ứng suất ban đầu cho phép [𝜎o] = 0,8 MPa

- Lực căng đai ban đầu: Fo = Aσo = zA1σo = 4.138.0.8 = 441,6 N

𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 𝜎1 + 𝜎𝑣 + 𝜎𝐹1 = 624,5654.138 + 100,8094.138 + 5 = 6,314MPa

→Ứng suất lớn nhất trong đai là 6,314 MPa

2.12 Tuổi thọ đai:

Tuổi thọ đai được xác định theo công thức:

Lh = ¿¿.107 =¿¿.107 = 2893,46 giờ

→ Tuổi thọ đai là 2893,46 giờ ≈ 361,679 ngày làm việc

Như vậy, trong khoảng thời gian phục vụ 5 năm, cần thay thế dây đai 5 ÷ 6 lần Nguyênnhân lớn nhất ảnh hưởng đến tuổi thọ đai là do vận tốc vòng trên phút lớn n1 = 2930

vòng/phút,

công suất lớn P1 = 9,43 kW Do đó cần thay thế định kỳ dây đai mỗi 365 ngày làm việc để đảm

bảo an toàn cho con người và thiết bị

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc.

độ rắn trung bình HB1 = 250 Để bộ truyền có khả năng chạy mòn tốt ta chọn độ rắn bánh

bị dẫn HB2 theo quan hệ H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15)HB Dựa vào đó ta chọn độ rắn trung bình

HB2 = 230

3.3 Tính Toán Chu Kỳ Làm Việc Và Hệ Số Tuổi Thọ

3.3.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

- NHO1 = 30HB12 ,4= 30.2502,4 = 1,71.107 chu kỳ

- NHO2 = 30HB22 ,24= 30.2302,4 = 1,39.107 chu kỳ

- NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

3.3.2 Chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

- Số chu kỳ làm việc tương được được thông qua:

NHE1 = 60c ∑¿¿)m

H/2 niti Trong đó:

- c = 1: số lần ăn khớp răng trong mỗi vòng quay bánh răng

- mH = 6 :bậc của đường cong mỏi

- n = 584,6 vòng/phút : số vòng quay

- Ti, Tmax :, moment xoắn trong chế độ làm việc thứ i và moment xoắn lớn nhất

- ti: thời gian làm việc với t1 = 2020

- Dễ thấy NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 ,NFE1> NFO1, NFE2 > NHO2

Cho nên ta có hệ số tuổi thọ KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

3.4 Tính Toán Ứng Suất Tiếp Xúc Và Ứng Suất mỏi

3.4.1 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn

Theo bảng 6.13 trang 249 [1] ta tính được các giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn như

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:[σH]min = [σH2] = 433,6363MPa

Ứng suất uốn cho phép:

Do bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt nên tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc

để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt răng Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức:[σH] ≈ 0, 45[σH1] + [σH2] = 0,45(466,3636 + 433,6363) = 405MPa < [σH]lim = 433,6363MPaNên ta chọn [σH] = 433,6363MPa

3.5 Xác Định Các Thông Số Hoạt Động Của Bộ Truyền

3.5.2 Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng:

Khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức

theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160 mm

3.5.3 Chọn số răng và module sơ bộ

Module m được tính theo công thức:

d2 = m z2

cos (β) =

2, 5.99 cos (10 ,3) = 251,6 mm

Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1 + 2m = 68,6 + 2.2,5 = 73,6 mm

da2 = d2 + 2m = 251,6 + 2.2,5 = 256,6 mm

γF2 = 3,47 + 13 ,2 z

2 = 3,47 + 13 ,299 = 3,60Đặc tính so sánh độ bền các răng (độ bền uốn):

Ta kiểm nghiệm tiến hành theo bánh răng có độ bền ít hơn

3.6.4 Ứng suất uốn tính toán:

4411, 37 cos (20)cos (10 , 3) = 4771,37 N

3.7 Bảng tóm tắt thông số

Thông số Giá trị Thông số Giá trịKhoảng cách trục aw,

nghiêng Đường kính vòngđỉnh:

Bánh dẫn da1, mmBánh bị dẫn da2, mm

73,6256,6Chiều rộng vành răng

Bánh dẫn b1, mm

Bánh bị dẫn b2, mm

6964

Đường kính vòngchân:

Bánh dẫn df1, mmBánh bị dẫn df2, mm 245,3562,35

Số răng, bánh dẫn z1

Bánh bị dẫn z2

2799Tính toán kiểm nghiệmThông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xétỨng suất tiếp xúc σH,

MPa

Thỏa điều kiện tiếp

xúcỨng suất

 Giới hạn chảy [σch] = 540MPa

 Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15MPa

4.1.3 Phân tích lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng bộ truyền bánh răng

- Lực dọc trục Fa1 = 801,68 N

- Lực hướng tâm Fr1 = 1631,91 N

Lực tác dụng bộ truyền đai

- Lực tác dụng lên trục Fr = 825,911 N

4.1.4 Kích thước sơ bộ của trục

Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức:

Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:

 Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k1 = 15mm

 Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k2 = 15mm

 Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm

 Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn = 20mm

Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau:

Chiều dài mayơ bánh đai lm12 = 1,4.40 = 56 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm13 = 1.5.40 ¿60 mm

→ FCy = 709 N ( ngược chiều quy ước)

Hình 3 Biểu đồ matlab moment trục I theo phương đứng:

Hình 4 Biểu đồ matlab moment trục I theo phương đứng:

250 200

150 100

50 0

150 100

50 0

Hình 5 Biểu đồ matlab moment xoắn trục I theo phương đứng:

4.1.6 Tính toán tiết diện trục

Theo bảng 10.2 trang 403 chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa Theo thuyết bền

số 4 ta tiến hành tính toán ứng suất tương đương thông qua công thức:

MtdD =√M x2/ D +M2y / D

+0.75 T2D =√02+02

+0 , 75.151 ,3 12 = 131,04 NmĐường kính các đoạn trục theo moment tương đương và ứng suất uốn cho phép tại A:

Chọn lần lượt dA = 30 mm, dB = 40 mm, dC = 30 mm, dD = 30 mm theo tiêu chuẩn

4.1.7 Thiết kế mối ghép then:

Trục có 2 then tại vị trí bánh đai và bánh răng

 Bánh đai:

Chiều dài mayơ bánh đai là 56 mm

→ Chọn chiều dài then là 45 mm

Xác định chiều rộng then:

Ta có dD = 30 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 10 mm

→ Chọn then bằng 10 x 8 x 45, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm, chiều sâu

rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,3 mm

Kiểm tra độ bền dập của then:

 Do trục làm việc với điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [𝜎𝑑] = 100 𝑀𝑃𝑎

 Ứng suất dập của then:

Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt.

→ Điều kiện bền dập của then được thoả

 Bánh răng:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ là 60 mm

→ Chọn chiều dài then là 50 mm

Ta có dD = 40 mm → theo thiêu chuẩn ta chọn b = 12 mm

→ Chọn then bằng 12 x 8 x 50, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm, chiều sâu

rãnh then trên may-ơ bánh đai t2 = 3,3 mm

Kiểm tra độ bền dập của then:

 Do trục làm việc với điều kiện va đập nhẹ → Ứng suất dập cho phép [𝜎𝑑] = 100 𝑀𝑃𝑎

 Ứng suất dập của then:

𝜎𝑑 =2T 10

3

t2d l l = 2.151 ,31.1 03

3 , 3.40.38 = 60,33 ≤ [𝜎𝑑] = 100 𝑀𝑃𝑎Trong đó: 𝑙𝑙 = 𝑙 − 𝑏 = 50 − 12 = 38 𝑚𝑚

Do chọn then bằng theo tiêu chuẩn nên không cần thiết kiểm tra then theo độ bền cắt

→ Điều kiện bền dập của then được thoả

Với [s] là hệ số an toàn cho phép, ta lấy [s] = 3 để bỏ qua thao tác kiểm nghiệm độ cứng trục

σ−1, τ−1 lần lượt là giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn cho phép của trục, được tính qua:

σ−1 = 0, 45σb = 353,25MPa

τ−1 = 0, 23σb = 180,55Mpa

Vì trục xoay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ứng suất pháp trung bình tại tiết diện σmj = 0

Biên độ ứng suất tại tiết diện j:

• KY = 1, 5: hệ số tăng bền với trục được thấm cacbon

Các trị số kích thước ϵσ, ϵτ được tra theo bảng 10.10 trang 198 Kσ = 2,01 và Kτ = 1,88

được tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với rãnh then cắt bằng dao phay ngón.

Ta tiến hành tính bền đối với tiết diện ổ lăn A với d = 30mm

 Giới hạn chảy [σch] = 540MPa

 Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15MPa

4.2.4 Kích thước sơ bộ của trục

Đường kính sơ bộ của trục được tính qua công thức:

Chọn d2 = dsb2 = 60 mm

→ Chiều rộng ổ lăn trên trục tra bảng 10.2 trang 189

Với dsb2 = 60 mm → b02 = 31 mm

Từ bảng 10.3 trang 189 ta chọn các kích thước sơ bộ trục như sau:

 Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc giữa các chi tiết quay k1 = 15mm

 Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k2 = 15mm

 Khoảng cách từ mặt nút chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm

 Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn = 20mm

Với các thông số đầu vào ta tiến hành tính toán kích thước trục sơ bộ như sau:

Chiều dài mayơ nửa khớp trục nối lm22 = 1,6.60 = 96 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm23 = 1.5.60 ¿90 mm