đô án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

LỜI NÓI ĐẦUHệ thống thùng trộn được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày.. Môn Đồ Án Chi Tiết Máy là cơ hội để chúng em

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

CHƯƠNG I:-KHÁI NIỆM 5

1-Khái niệm: 5

2-Kết cấu hệ thống thùng trộn: 5

3-Ứng dụng: 5

CHƯƠNG II:-TẢI TRỌNG TƯƠNG ĐƯƠNG 7

1-Xác định tải trọng tương đương: 7

2-Xác định công suất cần thiết của động cơ: 7

3-Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống: 7

4-Xác định công suất trên mỗi trục: 8

5-Tính số vòng quay trên mỗi trục: 8

6-Tính mômen xoắn trên mỗi trục: 8

CHƯƠNG III: - KHỚP NỐI 9

CHƯƠNG IV:-BÁNH RĂNG 11

1.Chọn vật liệu: 11

2.Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng: 11

3.Tính toán cấp chậm: bánh răng nghiêng: 16

CHƯƠNG V:-TÍNH TRỤC-THEN 21

1 Tính đường kính sơ bộ các trục 21

2 Tính gần đúng trục 22

I.TÍNH THEN: 35

1 Tính then lắp bánh răng: 35

Tính then lắp đĩa xích: 36

II.TÍNH GỐI ĐỠ TRỤC: 37

CHƯƠNG VI:- BỘ TRUYỀN NGOÀI 42

1 Chọn loại xích : 42

2 Tìm bước xích t : 42

3 Định khoảng cách trục A và số mắt xích X : 43

4 Xác định chính xác khoảng cách trục A : 44

5 Tính lực tác dụng lên trục: 44

CHƯƠNG VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 45

I.CẤU TẠO HỘP GIẢM TỐC: 45

II THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT PHỤ: 46

1 Bulông vòng: 46

2 Chốt định vị: 46

3 Cửa thăm dầu: 47

4 Nút thông hơi: 47

5 Nút tháo dầu: 47

III BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC: 48

CHƯƠNG VIII:- DUNG SAI LẮP GHÉP 49

TÀI LIỆU THAM KHẢO 51

LỜI NÓI ĐẦU

Hệ thống thùng trộn được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày Môn Đồ Án Chi Tiết Máy là

cơ hội để chúng em tìm hiểu, tiếp xúc và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp chúng em nắm rõ những kiến thức đã học và học thêm được nhiều về phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế

Việc tính toán những chi tiết máy chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế chưa có tính kinh tế và công nghệ cao vì kiến thức của chúng em còn hạn chế

Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Tuấn đã hướng dẫn tận tình, giúp đỡ chúng em hoàn thành công việc thiết kế này

Nhóm SV

Thời gian phục vụ, L(năm): 7 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: T 1 = T; T 2 = 0,8T; t 1 = 22 (giây); t 2 = 48 (giây).

Ngày nay, hệ thống thùng trộn được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực, đặc biệt là trong các ngành công nghiệp xây dựng, hóa thực phẩm…

2- Kết cấu hệ thống thùng trộn:

Hệ thống thùng trộn có rất nhiều loại và đa dạng tùy theo mục đích sử dụng sẽ có

hệ thống tương thích, thích hợp Nhìn chung, hệ thống được hình thành từ 3 thành phần cơ bản sau:

- Động cơ: là nguồn phát động cho hệ thống

- Hộp giảm tốc: chuyển công suất từ động cơ sang thùng trộn theo các chỉ tiêu kỹ thuật và yêu cầu thiết bị

- Thùng trộn: chứa và trộn các nguyên vật liệu cần trộn

Trong những ngành sử dụng thùng trộn với qui mô và công suất lớn, người ta thường kết hợp với băng tải và các thiết bị vận chuyển khác nhằm nâng cao năng suất làm việc, mang lại hiệu quả kinh tế cao

3- Ứng dụng:

Trong một số lĩnh vực điển hình như:

- Hệ thống thùng trộn nghiền ximăng đất, đá trong công nghiệp khai khoáng

- Hệ thống thùng trộn ximăng, cát, đá tạo vữa trong ngành xây dựng

- Hệ thống trộn bột, chất lỏn, chất dẻo, các nguyên phụ liệu tạo các hỗn hợp hóa chất

- Hệ thống thùng trộn sử dụng trong dây chuyền sản xuất thực phẩm và thức

ăn gia súc

Sử dụng thùng trộn có được nhiều ưu điểm:

- Tiết kiệm thời gian và chi phí nhân công

- Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật và thành phần của sản phẩm

- Đảm bảo vệ sinh an toàn thực phẩm

MỘT SỐ HÌNH ẢNH VỀ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN

CH ƯƠNG I: NG II:

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN CHO HỆ TRUYỀN ĐỘNG 1- Xác định tải trọng tương đương:

2- Xác định công suất cần thiết của động cơ:

- Hiệu suất chung η của hệ thống: η=η x η k η ol4 η br2 .

Với:

- ηx=0,93 : hiệu suất bộ truyền xích.

- ηk=1 : hiệu suất khớp nối đàn hồi.

- ηol= 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn.

- ηbr=0,98 : hiệu suất bánh răng.

Hiệu suất chung η=0,93×1×0,994×0,982≈ 0,86

- Công suất cần thiết của động cơ là: P ct=

Ta có: Pct= 9 kW & Vsb= 2880 (v/p) nên chọn động cơ DK 62-2 có n = 2930(v/p), công suất P = 10 kW, khối lượng 170kg.

 Phân phối lại tỷ số truyền thực: u= V

n=

2930

60 =48,8Tiến hành chia tỷ số truyền:

 Chọn ux= 4, khi đó tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: uh=

- Trục III: n3=

n2

u3=

837 3,5=239( v / p )

6- Tính mômen xoắn trên mỗi trục:

Ta tính mômen xoắn bằng công thức sau:

 Theo tài liệu [2], ta có:

 [σ]d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [σ]d = (2 ¿ 4) MPa

 [σ]u = 60 ¿ 80 MPa ứng suất cho phép chốt

Ta có công thức 16-1, tài liệu [2]: T t=k T

Chọn k = 1,4 Theo tài liệu [2]: T = 1,4.32268 = 45175 (Nmm) = 45,2 (Nm)

 [τ]x : ứng suất tiếp cho phép của vật liệu làm trục, [τ]x =15 ¿

30MPa

Với T = 45,2 Nm, dsb = 21mm, ta chọn theo bảng 16-11 tài liệu [2], ta có thông số sau:

Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm.

4

50

 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

Tên thép Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 thường hóa

2 Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng:

A Thông số đầu vào:

Công suất : P1 = 9,9 kW

Tỉ số truyền : u1 = 3,5.

Số vòng quay : n1 = 2930 (vòng/phút)

Tuổi thọ : Lh = 16800 (giờ)

B Xác định ứng suất tiếp cho phép:

theo công thức 6.36, tài liệu [1], ta có:

[σ H 2]=σ 0 HLim2 0,9 K HL

s H =(2 200+70).

0,9 1,1=384 (MPa)

C Xác định ứng suất uốn cho phép:

- Theo bảng 6.15 tài liệu [1]; do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

- Góc nghiêng của răng là: β = arccos(

2.37.4,52.170 )=10,78

0

- Chiều rộng bánh răng: bw = ψ ba a w=0,4.170=68mm >

2,5 m n sin (10 ,78 )=26 , 73 mm Chọn bw = 14 mm

Góc ăn khớp: cosαtw = 167.2.cos200/2.170 = 0,923 ⇒ αtw =22,60

Thông số Bánh răng chủ động

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Thỏa điều kiện sau:

Thỏa điều kiện sức bền tiếp xúc.

 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

 Số răng tương đương:

KFβ = 1,08 tra bảng 6.7 tài liệu [2].

KFα =1,27 tra bảng 6.14 tài liệu [2]

K FV=1+ ν F b w d w 1

2T1K Fβ K Fα=1+

25,9.14.75,3 2.32268 1,08.1,27=1,31

ν F=25,9

σ F 2=2.Y F 2 T1.K Fβ K FV

d w 1 b w m =

2.3,6.32268 1,08.1,31 75,3.14.2 =155,9 MPa<[σ F]=205 ,7 MPaThỏa điều kiện bền uốn

3 Tính toán cấp chậm: bánh răng nghiêng:

A. Thông số đầu vào:

Công suất : P2 = 9,6 kW

Tỉ số truyền : u2 = 3,5

Số vòng quay : n2 = 837 (vòng/phút)

Tuổi thọ : Lh = 16800 (giờ)

Tên thép Thép 45tôi cải thiện Thép 45 cải thiện

Giới hạn bền kéo 750 MPa 600 MPa

B. Xác định ứng suất tiếp cho phép:

theo công thức 6.36, tài liệu [1], ta có:

[σ H 4]=σ 0 HLim 4 0,9 K HL

s H =(2 200+70).

0,9 1,1=384 (MPa)

C. Xác định ứng suất uốn cho phép:

- Theo bảng 6.15 tài liệu [1]; do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên

34,41≥z1≥35,5

Chọn z1 = 36 Suy ra số răng bị dẫn là: z2 = 36.3,5 = 128 răng

- Góc nghiêng của răng là: β = arccos(

2.36.4,52.170 )=15,27

0

- Chiều rộng bánh răng: b = ψ ba a w=0,4.170=68mm >

2,5 m n sin (10 ,14 )=18 98 mm Chọn b = 37 mm

Góc ăn khớp: cosαtw = 164.2.cos200/2.170 = 0,9 ⇒ αtw =24,90

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

Thỏa điều kiện sau:

Thỏa điều kiện sức bền tiếp xúc.

 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

 Số răng tương đương:

KFβ = 1,08 tra bảng 6.7 tài liệu [2].

KFα =1,27 tra bảng 6.14 tài liệu [2]

K FV=1+ ν F b w d w 1

2T1K Fβ K Fα=1+

20.37.74 ,6 2.109534 1,08.1,27=1,18

ν F=20

σ F 2=2.Y F 2 T1.K Fβ K FV

d w 1 b w m =

2.3,56 109534 1,08.1,18 74,6.37.2 =180 ,04 MPa<[σ F]=205,7 MPaThỏa điều kiện bền uốn

CH ƯƠNG I: NG V:

THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

Trên trục III:

Tương tự như trục I với b1 = 105, chiều dài trục

lIII = l5 + l4 + 2l3 + 2B + 2l2 + 2a +b = 70 + 15 + 2.15 + 2.23 + 2.10 + 2.10 + 105 = 280mm

Trên trục II:

lII = lI + lIII + l6 – 2l4 – 2l5 = 240 + 280 + 20 – 2.15 – 2.70 = 370 mm

Lực vòng Pk :

Ta chọn khớp nối trục đàn hồi, Pk được tính theo công thức:

Pk = (0,2÷0,3).2.M1/DtCông thức trên dựa vào công thức trang 188 tập 1, sách tính toán thiết kế hệ thống dẫnđộng – Trịnh Chất – Lê Uyển

Với Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, tra bảng

16 – 10 trang 68 tập 2, sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động – Trịnh Chất – LêUyển

Dt = 100 mm

 Pk = 0,3.2.32268/100 = 193,6 N

Tính các phản lực theo sơ đồ trên ta có:

Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm

+ Tiết diện B – B: theo sơ đồ lực ta có:

Tính đường kính tại tiết diện nguy hiểm:

+ Tại tiết diện B – B:

Đường kính trung bình bánh răng răng nghiêng nhỏ d2 = 74,6 mm

Đường kính trung bình bánh răng răng nghiêng lớn d3 = 265,37 mm

Sơ đồ phản lực của trục II:

Tính mômen tại tiết diện nguy hiểm:

+ Tại tiết diện E – E:

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:

+ Tại tiết diện E – E:

dE−E=3√ 181681 0,1.50 =33mm

Ta lấy dE-E = 62 mm, vì có xẻ rãnh để lắp then

+ Tại tiết diện F – F:

Đường kính trung bình bánh răng trụ răng nghiêng d4 = 265,37mm

Mômen xoắn trên trục III:

Tính mômen tại tiết diện nguy hiểm:

+ Tại tiết diện I – I:

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm:

+ Tại tiết diện I – I:

Ta lấy dI-I = 80 mm, vì có xẻ rãnh để lắp then

+ Tại tiết diện J – J:

Mtd= √ Mu42 +0,75 M2x= √ 6504682+0,75 3756062=727268 Nmm

dJ−J=3√ 727268 0,1.50 =52,6mm

Ta chọn dJ-J = 75 mm.

I TÍNH THEN:

Để then làm việc được tốt với mối ghép thì kích thước của then phải đáp ứngđược các điều kiện ứng suất dập và ứng suất cắt phát sinh trong quá trình làmviệc phải nhỏ hơn giá trị giới hạn cho phép ứng với mỗi loại vật liệu

[d] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép C45 chịu tải trọng vađập vừa [d] = 50 MPa

[c ] là ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép C45 chịu tải trọng vađập nhẹ [c ] = 20 – 30 MPa

1 Tính then l p bánh răng: ắp bánh răng:

l=(0,8÷0,9 ) l m2=(0,8÷0,9 ) 100=80÷90 mmChọn theo tiêu chuẩn: l = 80 mm

Kiểm nghiệm về sức bền dập:

σ d=2 M x d.k l=

2.37560680.6,2.80=18, 9 N/mm

Vậy then đủ bền

Tính then l p đĩa xích: ắp bánh răng:

Đường kính trục tại chỗ đĩa xích: 65 mm

Đường kính ngoài đĩa xích: 202 mm Nên đĩa xích không cần làm liền trục

Chiều dài mayer đĩa xích: l m = 45 mm

Kích thước then :

b = 10 ; h = 8 ; t = 4,5 ; t1 = 3,6 ; k  4,2.

Chiều dài làm việc của then:

l=(0,8÷0,9 ) l m=(0,8÷0,9) 45=36÷40, 5mmChọn theo tiêu chuẩn: l = 40 mm

Dự kiến chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung, kí hiệu 46308 có góc 120

Do thời gian làm việc lớn nên ta chọn thời gian phục vụ của ổ:

h= T

2=

8000

2 =4000 (giờ)Tức là tính theo tuổi thọ máy ta phải thay ổ một lần

Hệ số khả năng làm việc:

Kn = 1 – hệ số nhiệt độ - nhiệt độ làm việc dưới 1000C, tra bảng 8 – 4.

Kv = 1 – hệ số vòng trong của ổ quay, tra bảng 8 – 5

At > 0, nên lực At hướng về gối trục B

Tải trọng tương đương:

Q A=(K v R A+m A t) Kn K t=(1.471+2 140,7).1.1,2=9 03 N=90,3 (daN)

Q B=(K v R B+m A t) Kn K t=(1.249+2 140,7 ).1 1,2=636 ,5 N=63,65 (daN)

Vì QB < QA nên ta chọn ổ cho gối đỡ A còn ổ cho gối B lấy cùng kích thước với

ổ ở gối A để tiện việc chế tạo và lắp ghép

Trong đó: h = 4000 giờ – Thời gian phục vụ của ổ.

n = 837 vòng/phút – Số vòng quay của trục II

Tải trọng tương đương:

Kn = 1 – Hệ số nhiệt độ – Nhiệt độ làm việc dưới 1000C, tra bảng 8 – 4.

Kv = 1 – Hệ số vòng trong của ổ quay, tra bảng 8 – 5.

RC= √ RCx2 + RCy2 = √ 23552+ 6822=2452 N

RD= √ R2Dx+ RDy2 = √ 40522+17252=4404 NVới ổ bi đỡ chặn:

S C=1,3 Rc tg β=1,3.2452.tg 260=1555 N

S D=1,3 RD tg β=1,3 4404 tg 260=2792 N

Tổng lực dọc trục:

A t=S C+P a 3−P a 2−S D=1555+1360−259 , 7−2792=−136 ,7 N

Vì At < 0, nên lực At hướng về gối trục C

Tải trọng tương đương:

Q C=(K v R C+m A t) Kn K t=(1.2452+2.136,7 ).1.1,2=3270 ,5 N=3 27,05 (daN )

Q D=(K v R D+m A t) Kn K t=(1.2792+2.136,7 ).1.1,2=3678 ,5 N=367 ,85 (daN )

Vì QC < QD nên ta chọn ổ cho gối đỡ D còn ổ cho gối C lấy cùng kích thước với

ổ ở gối C để tiện việc chế tạo và lắp ghép

C=Q D .(n h)0,3=367 , 85 (128 4000)0,3=18986 , 8

Chọn ổ đũa côn đỡ chặn có thông số sau:

Trong đó: h = 4000 giờ – Thời gian phục vụ của ổ

n = 239 vòng/phút – Số vòng quay của trục II

Tải trọng tương đương:

Kn = 1 – Hệ số nhiệt độ – Nhiệt độ làm việc dưới 1000C, tra bảng 8 – 4.

Kv = 1 – Hệ số vòng trong của ổ quay, tra bảng 8 – 5.

Vì At >0, nên lực At hướng về gối trục E

Tải trọng tương đương:

Q E=(K v R E+m A t) Kn K t=(1.6264 +2 1320 ).1.1,2=10684 ,8 N =1068 ,48 (daN )

Q F=(K v R F+m A t) Kn K t=(1.2095+2 1320 ).1.1,2=4735 N=437 , 5 ( daN)

Vì QE > QF nên ta chọn ổ cho gối đỡ E còn ổ cho gối F lấy cùng kích thước với ổ

ở gối E để tiện việc chế tạo và lắp ghép

CH ƯƠNG I: NG VI:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

1 Ch n lo i xích : ọn loại xích : ại xích :

Theo như đề tài yêu cầu, bộ truyền xích với lại xích ống con lăn

Tra theo bảng 6 – 3 với tỉ số truyền:

Đường kính vòng chia đĩa xích chủ động d1 202.66 mm

Đường kính vòng chia đĩa xích bị động d2 808.64 mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích chủ động da1 213.76 mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị động da2 820.94 mm

Đường kính vòng đáy đĩa xích chủ động df1 186.6 mm

Đường kính vòng đáy đĩa xích bị động df2 792.58 mm

t = 38,1 mm, diện tớch bảng lề xớch F = 394,3 mm2, cú cụng suất cho phộp là 36,3

kW Với loại xớch này theo bảng 6 – 1 tỡm được kớch thước chủ yếu của xớch, tải trọngphỏ hỏng Q = 100000N, khối lượng 1m xớch q = 5,5kg

kiểm nghiệm số vũng quay theo điều kiện ( 6 – 9) Theo bảng 6 – 5 với t = 38,1 mm

và số răng dẫn Z1 = 25, số vũng quay giới hạn của đĩa dẫn cú thể đến 570 vg/phỳt,như vậy điều kiện (6 – 9) được thừa món với n3 = 60 vg/phỳt

3 Đ nh kho ng cỏch tr c A và s m t xớch X : ịnh khoảng cỏch trục A và số mắt xớch X : ảng cỏch trục A và số mắt xớch X : ục ố mắt xớch X : ắp bỏnh răng:

Tớnh số mắt xớch theo cụng thức ( 6 – 4):

X = Z1+Z2

2 A

t +(Z2−Z12π )t

CHƯƠNG VII:

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

I CẤU TẠO HỘP GIẢM TỐC:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu

để đúc hộp giảm tốc là gang xám kí hiệu GX 15-32

Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường tâmcác trục để việc lắp ghép được dễ dàng

Tra bảng 10 – 9, [1]

1 Chiều dày thành thân hộp:

δ=0,025 A+3mm , δ không nhỏ hơn 8 mm

7 Chiều dày gân ở nắp hộp:

0

7

2

2 Ch t đ nh v : ố mắt xích X : ịnh khoảng cách trục A và số mắt xích X : ịnh khoảng cách trục A và số mắt xích X :

Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng

như khi lắp ghép ta dung chốt định vị: chọn chốt định vị hình trụ: theo bảng 18.4a có:

3 C a thăm d u: ửa thăm dầu: ần đúng trục.

Để kiểm tra quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc, khi lắp ghép và đổ

dầu vào hộp, cửa thăm dầu được thiết kế trên đỉnh nắp hộp: tra bảng 18 - 5 chọn

kích thước của cửa thăm như sau:

4 Nút thông h i: ơ bộ các trục.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất và điều

hòa nhiệt độ trong hộp người ta dùng nút thông hơi: theo bảng 18 - 6, ta chọn

hình dạng và kích thước nút thông hơi loại M27.2

5 Nút tháo d u: ần đúng trục.

Sau một thời gian làm việc dầu bôi tron trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất do

đó cần phải thay dầu mới để đảm bảo bôi trơn Ta thiết kế nút tháo dầu ở đáy

hộp Theo bảng 18 – 7, chọn nút tháo dầu có hình dáng và kích thước như sau:

Que thăm dầu: Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mứcdầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết được bôi trơn tốt Kết cấu đã được tiêuchuẩn hoá và được cho như hình vẽ:

III BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC:

1 Chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

-Phương pháp bôi trơn: Vì vận tốc vòng v < 12m/s nên ta dùng phương pháp bôi

trơn ngâm trong dầu chứa trong hộp Lấy chiều sâu ngập dầu khoảng ¼ bán kínhbánh răng cấp chậm

-Dầu bôi trơn :Tra bảng 18 – 11, chọn độ nhớt để bôi trơn sau đó chọn loại dầu ở

bảng 18 – 13.

Tra bảng 18 – 11, độ nhớt cần thiết là: độ nhớt Cetistoc  18, độ nhớt Engle 

11 Vậy ta dùng dầu ôtô máy kéo AK-20 để bôi trơn