Thiết kế môn học chi tiết máy

bao gồm bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc trong bài thiết kế môn học chi tiết máy

Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc TùngThiÕt kÕ m«n häcChi tiÕt m¸yI – TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC1- Xác định công suất động cơ Do tải trọng thay đổi nên ta có công suất tính toán PtPt= Ptd= ∑=+21222121 iittPtP = P1∑∑==212121 iiiiittPP (1)Ta có : P1 =1000Fv = 10006,0.2300 = 1,38 (KW) Nên, ta có : Pt= 1,3883.7,05.122+ = 1,24 (KW)Hiệu suất của cơ cấu η : η= ηbr . ηtv η4ol . η2k .Với ; ηbr= 0,97 ηtv = 0,8 ( Chọn bộ truyền trục vít không tự hãm, có số ren trục vít Z1=2) ηol = 0,99 ηk = 1 ⇒ η= 0,73Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là :Pct = ηt P = 73,022,1 = 1,67 (KW)Số vòng quay đồng bộ của động cơ Ta có : V= 410.6 lvndπ ⇒ lvn=dv 10.64π= 325.6,0.10.64π = 35,26 (v/ph)Do cơ cấu không có bộ truyền ngoài nên : Ut = UhVới Uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trục vít ⇒ Uh = Ubr. UtvTheo bảng 2.4 ta chọn được : Utv = 10 ÷ 40 Ubr = 3 ÷ 5 ⇒ Uh min = 10.3 = 30 Uh max = 40.5 = 200Như vậy : nsb= nlv . Uh ⇒ nsb min = 35,26 . 30 = 1057,8 (v/ph) nsb max = 35,26 . 200 = 7052 (v/ph)ta chọn nsb của động cơ là 3000 (v/ph) SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k481 Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc Tùng Dựa vào bảng P1.1 , chọn động cơ điện K112M2 có: + Pdc= 3 kw + ndc = 2890 (v/ph) + η = 83,5 % + cosϕ = 0,9 + dnkTT= 2,5 > TTmm= 1,4 + khối lượng m = 42 kg + Tra bảng P1.4 đường kính của động cơ là d=28mm 2 - Phân phối tỉ số truyền Ta thấy ndc= Ut . nlv U= Ut = lvdcnn= 2890/35,26 = 81,96Đối với hộp giảm tốc bánh răng trục vít ta có :2.U21(U1+1) - C32.3θ.32λ.η. Uh = 0 Với : U1 là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng η là hiệu suất của bộ truyền trục vít η= 0,8C = C2.2.λθ = 0,9 đối vói bánh răng thẳng ⇒ Ubr= 2,583 Tỉ số truyền của bộ truyền trục vít – bánh vít là : Utv= Uh/Ubr= 81,96/2,583 = 31,73 Chọn Utv = 32 Tinh lại có Ubr=2,563 - Tính toán công suất- số vòng quay – momen xoắn trên các trục a. Công suấtTa có : Plv= 1,38 kwP3= Plv/kolηη.2 = 1,38/ 0,992.1= 1,41kwP2= P3/tvolηη. = 1,41/0,99.0,8 = 1,78 kwP1 = P2/brolηη.= 1,78/0,99.0,97 = 1,85 kw b. Số vòng quayn1= ndc= 2890 (v/ph)n2= brdcUn= 2890/2,56 = 1128,91 (v/ph)n3=hdcUn= 2890/81,96= 35,261 (v/ph)c . Momen xoắn trên các trục SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k482 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng 69,55.10 .PTn=-Trên trục bánh răng 1: ( )mmNnPT .3,6113289085,110.55,910.55,961161===-Trên trục 2(bánh răng trục vít). ( )mmNnPT .9,1505791,112878,110.55,910.55,962262===-Mô men xoắ trên trục 3. ( )mmNnPT .7,381891261,3541,110.55,910.55,963363===.4- Lõp bang kờt qua Thông sốTrụcTốc độ quayn (v/ph)Tỉ số truyềnUCông suấtP (Kw)Momen xoắnT( Nmm)Trục động cơ2890Trục 1 2890131,856113,3Trục 2 1128,912,561,78 15057,9Trục 3 35,261321,41 381891,7Ta cú sai s vn tc %4%10.8,2%100.26,3526,35261,353<== l hp lýII THIấT Kấ CHI TIấT MAYA-TNH TON B TRUYN1.Bụ truyờn banh rng tru rng thng1.1 Chon võt liờu. Bánh răng nhỏ (1).+ Chọn vật liệu chế tạo cho bánh răng. SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k483 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng- Theo bảng 6.1 [I] / (92) do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn bánh răng nhỏ đợc chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:HB =241ữ285MPa580MPa850ch1b1== Bánh răng lớn (2).+ Chọn thép 45 tôi cải thiện để chế tạo bánh răng có:HB =192ữ240MPaMPachb45075022==1.2 - Xác định ứng suất cho phép. Công thức: [ ]HLxHVRHoHlimHKKZ.ZS= [ ]FLFCxFSRFoFFKKKYYS.lim=Với : ZR: Hệ số kể đến ảnh hởng độ nhám bề mặt răng làm việcZV: Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòngKxH: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng KHL, KFL: Hệ số tuổi thọYR: Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răngYS: Hệ số kể đến độ nhậy vủa vật liệu tới sự tập trung ứng suất KxF: Hệ số kể đến ảnh hởng kích thớc bánh răng tới độ bền uốnSH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, uốnKFC: Hệ số kể đến ảnh hởng của việc đặt tải.Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ==11xFSRxHVRKYYKZZ Công thức (2.1) sẽ là: [ ]HLHoHHKS.lim= [ ]FLFCFoFFKKS.lim= SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k484 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc TựngTra bảng 6.2 Trị số của 0limH và 0limF ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0limH= 2HB + 70hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : HS = 1,1ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0limF= 1,8HBhệ số an toàn khi tính về uốn : FS = 1,75chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 245chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2 = 230Nh vậy : 01limH = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) 02limH = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 550 (MPa) 01limF = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 (MPa) 02limF = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 (MPa)- Sụ chu ky lam viờc c sNHO= 30 HB4,2 N1HO= 30.2454,2= 1,626.107 N2HO= 30.2304,2= 1,397. 107- Sụ chu ky lam viờc tng ng + NHE=60ciimitnTTH 2maxVi mH= 6 do co HB < 350 C = 1 ; sụ n khp trong mụt vong quay Ti, ni, ti lõn lt la momen xon , sụ vong quay va thi gian lam viờc chờ ụ th I cua banh rng ang xet.Tụng thi gian lam viờc cua bụ truyờn trong 5 nm la: it=300.2.4.5 = 12000 (gi)Võy :N1HE= 60.c.n1.it+iitttt2313.7,01= 60.1.2890.12000.(1.5+0,73.3)/8 = 156,814.107N2HE=brHEUN1= 61,26.107Vi co : N1HE> N1HO nờn K1HL= 1 N2HE> N2HO nờn K2HL= 1 SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k485 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng ng suõt tiờp xuc cho phep c xac inh s bụ: [H] = HHLHSK0lim [H]1 = 560.1/1,1 = 509,1 Mpa [H]2= 530.1/1,1 = 481,82 Mpa Vi bụ truyờn la banh rng thng nờn : [H] = min([H]1,[H]2)=[H]2=481,82 Mpa + Sụ chu ky thay ụi ng suõt tng ng NFE S chu ky thay ụi ng suõt c s khi th vờ uụn NFO= 4.106NEE= 60.c.iimmaccitnTTF Co mF= 6 N1FE= 60.c.n1.it+iitttt2616.7,01= 60.1.2890.12000.(1.5+0,76.3)/8 = 139,23.107 N2FE= N1FE/Ubr = 54,39.107N1FE> NFO nờn K1FL= 1N2FE> NFO nờn K2FL= 1 Võy , [F]1 = 441.1/1,75 = 252 Mpa [F]2 = 414.1/1,75 = 236,57 Mpang suõt qua tai cho phep [H] max = 2,8 . 2ch = 2,8.450 = 1260 Mpa [F]1max = 0,8 . 1ch = 0,8 . 580 = 464 Mpa [F]2max = 0,8 . 2ch = 0,8 . 450 = 360 Mpa1-3 . Xac inh thụng sụ c ban cua bụ truyờn Tính khoảng cách trục aw-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục aw đợc xác định nh sau. .1a = .( 1).w32. .T KHk uauHba + .Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka= 49,5 (bảng 6.5/94).+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=6113,3 Nmm+ [H]= 481,82 [MPa]+U= 2,56+Tra bảng 6.6 ta đợc 0,3.ba=( bỏnh rng i xng vi cỏc trong hp) bd= 0,53.ba.(u +1) = 0,53 . 0,3 .(2,56 + 1) = 0,566 SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k486 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 kHB=1,0183Thay toàn bộ lại công thức đợc aw= 49,5.(2,56+1)323,0.56,2.82,4810183,1.3,6113= 57,6 (mm)Quy tròn ta lấy aw= 63 (mm) bw= aw. ba= 18,9 (mm)Vi bw la chiờu rụng vanh rng .ng kinh vong ln banh rng nho la: d1w= 2. aw/(u+1)= 2.63/(2,56+1) = 35,4 (mm)1- 4.Xác định các thông số ăn khớp.a .xác định mô đun (m).Ta có m = (0,01ữ0,02 ) aw=(0,01ữ0,02 ) .63 = 0,63 ữ 1,26Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8 ta chọn m=1,25 (mm).b.Xác định số răng .-Bánh răng thẳng -=0. Có aw=cos.2)(21ZZm+ Z1= 2.63/1,25(2,56 + 1) = 28,3Ta chọn Z1=28(răng).Mà Z2= u.Z1=2,56.28 = 71,68.Ta chọn Z2=72 răng.Khi đó 28/7256,2%100.=uu.100%/ 2.56= 0,45 % thoả mãn.c.Xác định hệ số dịch chỉnh(x). Z1= 28 < 30 nờn phai dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho trớc.+ y là hệ số dịch chỉnh tâm: y= maw- 0,5)(21ZZ += 0,4 (mm)+Hệ số ky=)(4)2872(4,0.1000.1000mmZyt=+=Theo bang 6.10a thi co kx= 1,22Mà y=122,01000100.22,11000.==txZk tổng hệ số dịch chỉnh (mm).Xt= y + y=0,4 + 0,122 = 0,522 (mm)-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1. )(173,05,0121mmyZZZxxtt==Va banh 2 co x2= xt-x1=0,522-0,173=0,349 (mm) SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k487 Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc TùngGóc ăn khớp 0021,2193,063.220cos.25,1).2872(2cos cos =⇒=+==twwttwamZααα1-5 Kiểm nghiệm răng a.Độ bền tiếp xúcỨng suất tiếp xúc trên mặt răng phải thỏa mãn [ ]HwwHHMHdUbUkTZZZσσε≤+=211 )1.(.2 Trong đó +MZhệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp.Tra bảng 6.5 ta có MZ= 274 (MPa)3/1+HZ hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.Tra bảng 6.12 :Với 71,100522,07228522,02121=⇒=+=++HZzzxx+ εZ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,xác định như sau:34αεε−=Z )0/sin.( ==πβεβmbviwVới 872,0372,1472,1cos)11(2,388,121=−=⇒=+−=εαβεZZZ+ HK là hệ số quá tải khi tính vể tiếp xúc HVHHHKKKK αβ= - KβH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng .Tra bảng 6.7 : KβH= 1,0183 -KαH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp .Vì là bánh rảng thẳng nên KαH = 1 -KHV hệ số kể đến tải trọng động αβHHwwHHVKKTdbVK 2 111+= * uaVgVwHH 0δ= với )/(35,510.6 411smndVw==π * theo bảng 6.13 có cấp chính xác là cấp 8 nên: Hδ tra bảng 6.15 thì Hδ= 0,006 0g tra bảng 6.16 , do bánh răng có cấp chính xác là 8 , m = 1,25 < 3,5 nên 0g= 56 SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k488 Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc TùngTa có )/(92,856,26335,5.56.006,0 smVH== < VmaxH = 380 (m/s) ( theo bảng 6.17 )Vậy 48,11.0183,1.4,6060.24,35.9,18.92,81 =+=HVK 51.148,1.1.0183,1==⇒HK)(4,425)4.35(56,2.9,18)156,2.(51,1.3,6113.2872,0.71,1.2742MPaH=+=⇒σCó )(4,425)(82,481][ MPaMPaHH=>=σσ thỏa mãnb.Kiểm tra về độ bền uốn Bánh răng 1 Để đảm bảo thì : ][ 211111 FwwFFFmdbYYYKTσσβε≤=581,072,1/11===αεεYBánh răng thẳng nên có 100=⇒=ββY1FY hệ số dạng răng , tra bảng 6.18 71,3)(173,0;28111=⇒==FYmmxZFK hệ số tải trọng khi tính toán về uốn FVFFFKKKK αβ=•βFK = 1,0466 (tra bảng 6.7)•αFK= 1, vì là răng thẳng•αβFFwwFFVKKTdbVK 2 111+= với uaVgVwFF 0δ= Tra bảng 6.15 có : )/(24)/(78,2335,5;56;016,00smsmVVgFF≈=⇒===δCó VF<VmaxF = 380 (m/s) tra bảng 6.17Nên 25,21.0466,1.3,6113.24,35.9,18.241 =+=FVKVậy 35,225,2.1.0466,1==FK[ ])(252)(1,7425,1.4,35.9,1871,3.1.581,0.35,2.3,6113.211MPaMPaFF=<==⇒σσ . Thỏa mãn Bánh răng 2 1212.FFFFYYσσ= Với 2FY là hệ số dạng răng của bánh 2 , tra bảng 6.18 Với 52,3349,0;72222=⇒==FYmmxZ[ ])(57,236)(3,7071,352,3.1,7422MPaMPaFF=<==⇒σσNhư vậy, điều kiện về uốn trên 2 bánh đều thỏa mãn. SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k489 Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc TùngC .Kiểm tra răng về quá tảiĐề phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt , ứng suất tiếp xúc cực đại maxHσ không được vượt quá 1 giá trị cho phép .[ ]maxmax.HqtHHKσσσ≤=[ ])(1260);(82,481maxMPaMPaHH==σσ[ ]maxmaxmax)(5704,1.82,4814,1HHqtMPaTTKσσ≤==⇒== thỏa mãnĐề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì cần có :[ ][ ]max22max2max11max1 FqtFFFqtFFKKσσσσσσ≤=≤=Ta có : [ ][ ])(464);(1,74)(360);(3,70max11max22MPaMPaMPaMPaFFFF====σσσσ[ ][ ]<==<==⇒max1max1max2max2)(74,1034,1.1,74)(42,984,1.3,70FFFFMPaMPaσσσσVậy đều thỏa mãn điều kiện bền về quá tải 1.6 Các lực trong bộ truyền bánh răng Lực vòng : )(4,3454,353,6113.2.21121NdTFFwtt====Lực hướng tâm : )(13421,21.4,345.0121NtgtgFFFwttrr====αLực pháp tuyến : )(5,37021,21cos4,345cos0121NFFFwttnn====αLực dọc trục : 021==aaFF1.7 Bảng thống kê bộ truyền SV thực hiện : Ngô Tuấn Linh Cơ khí ô tô B – k4810 [...]... quay 1 chi u nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động nên ta có mj = aj = Tj max = 2 2.Woj Trong đó Wj và Woj là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục *Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục Dựa vào kết cấu của trục và biểu đồ mô men tơng ứng ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi của trục III là: - Tiết diện 31 : lắp ổ lăn, - Tiết. .. là chi u cao then t1 là chi u sâu rãnh then trên trục Các kết quả tính ghi trong bảng : Tiết Đờng Kích thớc lt t1 d c diện kính trục then b x h (MPa) (MPa) 12 18 6x6 25 3,5 10,9 4,5 13 22 6x6 25 3,5 7,9 3,7 Tra bảng 9.5 [I] ,với tải trọng va đập nhẹ then làm bằng thép thì : [d ] = 100 (MPa); [c ] = 40 ữ 60 (MPa) Kết luận các then làm việc đủ bền SV thc hin : Ngụ Tun Linh 22 C khớ ụ tụ B k48 Thit k Chi. .. (mm) 0,1.63 Chọn lắp ghép : Tiết diện 22 : lắp bánh răng, kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then Tiết diện 23 : là phần cắt ren trục vít Tiết diện 20 và 21:lắp ổ lăn Xuất phát từ điều kiện về độ bền ,lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đờng kính trên các tiết diện của trục nh sau d 20 = d 21 = 20 (mm) ; d 22 = 19 (mm) d23 =df1 =42,84 43 (mm); df1 là đờng kính chân ren trục vít Ta có kết cấu trục SV thc hin... kết hợp với lắp then Tiết diện 30 và 31:lắp ổ lăn Xuất phát từ điều kiện về độ bền ,lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đờng kính trên các tiết diện của trục nh sau: d 30 = d 31 = 50 (mm) d 32 = 55 (mm) SV thc hin : Ngụ Tun Linh 27 C khớ ụ tụ B k48 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng d 33 = 45 (mm) Ta có kết cấu trục *Kiểm nghiệm độ bền then: Các kết quả tính ghi trong bảng : Tiết Đờng diện kính trục... SV thc hin : Ngụ Tun Linh 21 C khớ ụ tụ B k48 Thit k Chi tit mỏy d10 = 3 GVHD: V Ngc Tựng 5294,3 = 9,4 (mm) 0,1.63 d11 = 0 (mm) 5294,3 d12 = 3 = 9,4 (mm) 0,1.63 d13 = 3 12472 = 12,6 (mm) 0,1.63 Chọn lắp ghép Tiết diện 12 : lắp khớp nối trục đàn hồi, kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then Tiết diện 13 : lắp bánh răng , kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then Tiết diện 10 và11:lắp ổ lăn Xuất phát từ điều kiện về... các tiết diện trên trục : áp dụng công thức tính đờng kính trục : d kj = 3 M tdkj 0,1[ ] Tra bảng 10.5[I] ,với đờng kính trục: +d3=50 (mm) nội suy ta có [] = 50 (MPa d 30 = 0 (mm) d 31 = 3 330728 = 40,05 (mm) 0,1.50 d 32 = 3 347822 = 41,13 (mm) 0,1.50 d 33 = 3 330728 = 40,5 (mm) 0,1.50 Chọn lắp ghép : Tiết diện 32 : lắp bánh vít, kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then Tiết diện 33 : lắp khp ni,kiểu lắp k6 kết... +lmI3)+k2+k1=0,5.(15+27)+12+12=45(mm) Chọn lI3=45(mm) +Do kết cấu lắp ổ lăn nên lI1=2.lI3=2.45=90(mm) +Tổng chi u dài của trục I lI=lmI2/2+lI2+lI1+b0/2=40/2+61+90+15/2=178,5(mm) b.Trục trung gian 18 SV thc hin : Ngụ Tun Linh C khớ ụ tụ B k48 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng -Vì đờng kính sơ bộ của trục dII=20(mm).Tra bảng 10.2/187 chọn đợc chi u rộng ổ lăn b0=15(mm) -Chi u dài may ơ bánh răng lmII2=(1,241,5).d=(1,241,5).20=24430(mm)... ta chọn đờng kính trên các tiết diện của trục nh sau: d10 = d11 = 20 (mm) d12 = 18 (mm) d13 = 22 (mm) Ta có kết cấu trục *Kiểm nghiệm độ bền then: Dựa vào bảng 9.1[I] chọn loại then bằng áp dụng công thức tính ứng suất dập và ứng suất cắt : d = 2T d lt (h t1 ) Và c = 2T d l t b Với : T là mô men xoắn trên tiết diện lắp then, d là đờng kính trục tại tiết diện lắp then, lt chi u dài then : lấy lt 1,35.d... Thit k Chi tit mỏy S j = 1 K dj aj + mj Sj = GVHD: V Ngc Tựng 1 K dj aj + mj Và hệ số an toàn chung tại các tiết diện nguy hiểm là : S j = Tại tiết diện 33 chỉ chịu mô men xoắn S 33 = S j + Sj 2 S j + S2j 151,7 = 6,4 2,06.11,5 + 0 261,6 = 10,02 2,27.11,5 + 0 151,7 S 32 = = 11,5 2,105.6,25 + 0 10,02.11,5 S 32 = = 7,6 10,02 2 + 11,5 2 151,7 = 11,47 Tại tiết diện 31 S 31 = 1,7.7,78 + 0 Tại tiết. .. [d ] = 100 (MPa) ; [c ] = 40 ữ 60 (MPa) Kết luận các then làm việc đủ bền SV thc hin : Ngụ Tun Linh 28 C khớ ụ tụ B k48 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng Biểu đồ mômen và kết cấu trục III 86 86 95 F r4 Ft4 Fa4 F4y R30y D R31y F4z R30x M4 F4x R31x 93396N.mm 25895(N.mm) 162910N.mm 30 32 381891,7 Nmm 31 33 SV thc hin : Ngụ Tun Linh 29 C khớ ụ tụ B k48 Thit k Chi tit mỏy GVHD: V Ngc Tựng 4- Kiểm nghiệm . Thiết kế Chi tiết máy GVHD: Vũ Ngọc TùngThiÕt kÕ m«n häcChi tiÕt m¸yI – TÍNH. khớp ngangαε1,7214 Chi u rộng răng wb18,9 mm15 Mô đun m 1,25 mm16 Tỉ số truyền u 2,5611 Thiết kế Chi tiết máy