ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ 2 CẤP

THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Sơ đồ hệ thống dẫn động hình đây: (1 Động điện, Hộp giảm tốc, Nối trục đàn hồi, Tang băng tải) - Các số liệu cho trước : P = 4800 (N) V = 1,53 (m/s) D = 360 (mm) Đặc tính tải: tải trọng thay đổi, rung động nhe Thời gian phục vu: năm 06 tháng; năm làm việc 320 ngày, ngày làm 16 Làm việc chiều THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Mục lục I - Chọn động truyền………………3 II Tính tốn thiết truyền…………………… phân phối kế III Thiết kế trục………………………………… 26 IV Tính chọn trục .47 ổ trục, tỉ số then, nối V - Tính chọn chi tiết lắp hộp giảm tốc 56 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Phần I: Chọn động phân phối tỉ số truyền I Chọn động Chọn kiểu động - Hiện nay, có hai loại động điện động điện chiều động điện xoay chiều Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện nay, ta chọn động điện xoay chiều Trong số loại động điện xoay chiều ta chọn động không đồng ba pha lồng sóc (ngắn mạch) Với ưu điểm như: kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành rẻ, độ tin cậy cao, thuận tiện mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha Các kết tính tốn băng tải a) Mơmen thực tế băng tải Tbt = = = 864 (Nm) b) Chọn số vòng quay đồng động - Số vòng quay đồng động xác định theo cơng thức: nđb = Trong đó: f tần số dòng điện xoay chiều, nước ta 50Hz p số đôi cực từ (chọn p = 2) ➩nđb = = 1500 (vòng/ phút) - Căn vào vận tốc vòng băng tải, chọn số vòng quay băng tải là: nbt = (vòng/ phút) Với v: vận tốc vòng băng tải (v = 1.53 m/s) D: đường kính tang băng tải (D = 360mm) ➩nbt = =81 (vòng/ phút) c) Xác định hiệu suất hệ thống Gọi ⴄht hiệu suất toàn hệ thống, xác định theo công thức: ⴄht = ⴄBRCôn.ⴄBRNghiêng.ⴄổl4 Với ⴄBRCôn: hiệu suất truyền động truyền bánh côn ⴄBRNghiêng: hiệu suất truyền động truyền bánh nghiêng ⴄổl: hiệu suất cặp ổ lăn Theo bảng 2.1 ta chọn THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY ⴄBRCôn = 0,97; ⴄBRNghiêng = 0,97; ⴄổl = 0,99 Thay vào ta có: ⴄht = ⴄBRCơn.ⴄBRNghiêng.ⴄổl4= 0,97.0,97.(0,99)4 = 0,9 Chọn động điện theo công suất - Công suất làm việc động cơ: Nlv = = = 7,344 (kW) - Công suất định mức động cơ: Nđm = = 8,16 (kW) Từ thơng số tính tốn, chọn loại động 4A mang nhãn hiệu 4A132M4Y3 có thơng số kỹ thuật sau : Kiểu động 4A132M4Y Công suất kW Vận tốc quay, v/ph ⴄ% Cos 11 1458 87,5 0,87 Khối lượng (kg) 2,2 2,0 110 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY II Phân phối tỉ số truyền Để phân phối tỉ số truyền cho truyền, phải tính tỉ số truyền cho tồn hệ thống iht = = = 18 mà iht = ibrc.ibrn ibrc – tỉ số truyền truyền bánh côn ibrn – tỉ số truyền truyền bánh nghiêng Với hộp giảm tốc bánh côn – trụ cấp, với mục tiêu làm cho kích thước hộp giảm tốc nhỏ nhất, nên chọn tỉ số truyền cấp nhanh cấp chậm sau: Chọn ibrc = 4,5 ➩ ibrn = = Vậy kết tỉ số truyền truyền hệ thống là: Bộ truyền bánh côn: ibrc = 4,5; Bộ truyền bánh nghiêng: ibrn = III Xác định thông số động học lực trục Trục Trục động Trục I Thông Số Tỉ số truyền i Vận tốc quay 1458 1458 n(vg/ph) Công suất 8,16 8,05 P(kW) Momen xoắn 53448,5 52728 T(N.mm) Trục II 4,5 Trục III Trục công tác 324 81 81 7,73 7,42 7,344 227844,1 874827,2 865866, 6 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Phần II : Tính tốn thiết kế truyền I Thiết kế truyền bánh I-1 Bộ truyền bánh côn – thẳng cấp nhanh Chọn vật liệu Chọn loại vật liệu tùy thuộc vào yêu cầu hệ thống : tải trọng lớn hay nhỏ, khả công nghệ thiết bị chế tạo vật tư cung cấp,… Đối với hộp giảm tốc côn – trụ cấp chịu công suất nhỏ (P = 11kW), ta chọn vật liệu thuộc nhóm I Vì nhóm I có độ cứng HB ≤ 350, bánh thường hóa tơi cải thiện Nhờ có độ cứng thấp nên cắt xác sau nhiệt luyện, đồng thời truyền có khả chạy mịn Theo bảng 6.1, trang 92, TTTKHDĐCK tập 1, chọn : *Bánh nhỏ : + Thép 45 cải thiện + Độ cứng HB = 241-285 + Giới hạn bền = 850 MPa + Giới hạn chảy = 580 MPa Chọn độ cứng bánh nhỏ HB1 = 250 *Bánh lớn : + Thép 45 cải thiện + Độ cứng HB = 192-240 + Giới hạn bền = 750 MPa + Giới hạn chảy = 450 MPa Chọn độ cứng bánh nhỏ HB2 = 240 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức : [ = ZR.Zv.KxH.KHL [ = YR.Ys.KxF.KFL.KFC Trong : Zr – hệ số xét đến độ nhám mặt bánh làm việc Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh YR – hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân YS – hệ số xét đến độ nhạy vật liệu tập trung ứng suất THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY KxF – hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR.ZV.KxH = YR.YS.KxF = 1, phương trình ứng suất trở thành : [ = KHL [ = KFL.KFC Trong đó: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ sở; SH SF hệ số an tồn tính tiếp xúc uốn, theo bảng 6.2, trang 94, TTTKHDĐCK tập 1, ta có: = 2HB + 70 ; SH = 1,1 = 1,8HB ; SF = 1,75 Từ ta có kết : = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KHL, KFL – hệ số tuổi thọ KHL = KFL = Trong đó: mH, mF – bậc đường cong mỏi thử tiếp xúc uốn Lấy mH = mF = với HB ≤ 350 NHO – số chu kì thay đổi ứng suất sơ thử tiếp xúc NHO = 30 ➩ NHO1 = 30 = 30.2502,4 = 17067789 NHO2 = 30 = 30.2402,4 = 15474913 NFO – số chu kì thay đổi ứng suất sơ thử uốn NFO = 4.106 tất loại thép NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = NFE = 60.c.n.t∑ C - số lần ăn khớp vòng n - số vòng quay t∑ - tổng số làm việc THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY t∑ = 5,5năm.320ngày.16giờ = 28160(giờ) ➩ NHE = NFE = 60.1.1458.28160 = 2463436800 ➩ NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 Vậy ta lấy NHE = NHO NFE = NFO suy KHL = KFL = Từ ta tính ứng suất cho phép: [ = = 518,181 MPa [ = = 500 Mpa [ = = 257,14 MPa [ = = 246,86 MPa Tính truyền bánh a) Xác định chiều dài ngồi Chiều dài ngồi bánh chủ động xác định theo công thức : Re = KR Trong : KR = 0,5Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh loại Với truyền động bánh côn – thẳng thép : Kd = 100 MPa1/3 ➩KR = 50 MPa1/3 – hệ số kể đến phân bố không đồng tải trọng chiều rộng vành Kbe – hệ số chiều rộng vành Chọn Kbe = 0,25 (Trang 112 TTTKHDĐCK tập 1) ➩ = = 0,64 Theo bảng 6.21, chọn = 1,13 Vậy ta có : Re = 50 = 151,23 (mm) b) Xác định thông số ăn khớp - Số bánh nhỏ de1 = = = 65,6 (mm) THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Theo bảng 6.22, ta có z1p = 16 ➩ z1 = 1,6z1p = 1,6.16 = 25,6 ➩ Chọn z1 = 26 (răng) - Đường kính trung bình mơdun trung bình dm1 = (1-0,5Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,25).65,6 = 57,4 (mm) mtm = = = 2,21296 (mm) - Môdun mte = = = 2,52 (mm) Lấy mte = 2,5 (mm) Tính lại dm1 mtm mtm = mte(1 – 0,5Kbe) = 2,5.(1 – 0,5.0,25) = 2,1875 (mm) dm1 = mtm.z1 = 2,1875.26 = 56,875 (mm) - Bánh lớn z2 z2 = i1.z1 = 4,5.26 = 117 (răng) ; chọn z2 = 117 (răng) - Góc chia: = arctan() = arctan() = 12,53o = 90o – = 90o – 12,53o = 77,47o - Chiều dài ngồi thực Re = 0,5.mte = 0,5.2,5 = 149,82 (mm) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất bề mặt côn phải thỏa mãn điều kiện sau: = ZM.ZH [ Trong : 10 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Phần IV: Tính chọn ổ trục, then, nối trục I Then Điều kiện bền dập điều kiện cắt: (16) (17) Trong đó: d, d - ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn, (MPa) d - đường kính trục (mm) T – mơmen xoắn trục (Nmm) b, h, t – kích thước then, tra bảng 9.1, [I] (mm) lt’ - chiều dài phần làm việc then (mm) lt’ = lt – 2r = lt - b   d  - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5, [I] (MPa) [σd] = 150 MPa   c  - ứng suất cắt cho phép, với then thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì: [τc] = 60-90 MPa Then trục I Ta có: T1 = 52728,2 Nmm d1 = 25 mm b × h × l = × × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: - Chiều sâu rãnh then trục: t1 = mm - Chiều sâu rãnh then lỗ: t2 = 2,8 mm 44 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - Bán kính góc lượn rãnh:  Then khớp nối : có lm12 = 80 rmin = 0,16 mm, rmax = 0,25 mm lt1 = (0,8 – 0,9).80 = (64 – 72) = 70 mm lt = lt1 – b = 70 – = 62 mm σd = = 22,68 τc = = 8,5 Vậy then khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập bền cắt  Then khớp nối : có lm13 = 50 lt1 = (0,8 – 0,9).50 = (40 - 45) = 40 mm lt = lt1 – b = 40 – = 32 mm σd = = 43,94 τc = = 16,48 Vậy then bánh côn thoả mãn điều kiện bền dập bền cắt Then trục II Ta có: T2 = 227844,1 Nmm d2 = 45 mm b × h × l = 14 × × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: - Chiều sâu rãnh then trục: t1 = 5,5 mm - Chiều sâu rãnh then lỗ: t2 = 3,8 mm - Bán kính góc lượn rãnh: rmin = 0,25 mm, rmax = 0,4 mm  Then bánh : có lm12 = 55 lt1 = (0,8 – 0,9).55 = (44 – 49,5) = 45 mm lt = lt1 – b = 45 – 14 = 31 mm σd = = 90,4 τc = = 22,6 45 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Vậy then bánh côn thoả mãn điều kiện bền dập bền cắt  Then bánh nghiêng : có lm22 = 60 lt1 = (0,8 – 0,9).60 = (48 - 54) = 50 mm lt = lt1 – b = 50 – 14 = 36 mm σd = = 80,37 τc = = 20,1 Vậy then bánh trụ thoả mãn điều kiện bền dập bền cắt Then trục III Ta có: T3 = 874827,2 Nmm d3 = 60 mm b × h × l = 18 × 11 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: - Chiều sâu rãnh then trục: t1 = mm - Chiều sâu rãnh then lỗ: t2 = 4,4 mm - Bán kính góc lượn rãnh: rmin = 0,25 mm, rmax = 0,4 mm  Then bánh nghiêng : có lm32 = 75 lt1 = (0,8 – 0,9).75 = (60 – 72) = 70 mm lt = lt1 – b = 70 – 18 = 52 mm σd = = 140,2 τc = = 31,2 Vậy then bánh trụ thoả mãn điều kiện bền dập bền cắt  Then khớp nối : có lm33 = 105 lt1 = (0,8 – 0,9).105 = (84 – 94,5) = 90 mm lt = lt1 – b = 90 – 16 = 74 mm σd = = 107,5 46 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY τc = = 27 Vậy then khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập bền cắt II Tính chọn ổ lăn Tính chọn ổ cho trục I Với đường kính ngõng trục d = 30 mm, chọn sơ ổ cỡ nhẹ rộng 7506 có: C = 34,9 KN ; Co = 27,5 KN ;  = 13,67o Kiểm nghiệm khả tải động ổ Phản lực tổng ổ là: N N Theo bảng 11.4, [I] ổ đũa có: e = 1,5tg = 1,5tg13,67o = 0,3648 - Lực dọc trục phụ Fs lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: FsB = 0,83eFrB = 0,83.0,3648.726,5 = 220 (N) FsC = 0,83eFrC = 0,83.0,3648.2907,6 = 880,5 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: FaB = FsC - Fa1 = 880,5 – 146,41 = 734,1 (N) FaC = FsC + Fat = 220 + 146,41 = 306,41 (N) 47 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Vậy lực dọc trục tác dụng lên ổ: FaB = max{FaB, FsB} = 734,1 (N) FaC = max{FaC, FsC} = 880,5 (N) - Xác đinh hệ số X, Y Với ổ B: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: XB = 0,4; YB = 0,4cotg = 1,644 Với ổ C: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: XC = ; YC =  Vậy ta tính chọn ổ cho ổ ổ chịu tải lớn Q = 2907,6 (N) Khả tải động ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = t = 28160 (h)  L = 60.10-6.1460.28160 = 2463,44 triệu vòng Vậy = 30268,93 < C Như ổ chọn đảm bảo khả tải động Kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ Để đề phịng biến dạng dư dính bề mặt tiếp xúc, ta cần kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ lăn theo công thức: Qt �C0 48 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Với: C0 – Khả tải tĩnh ổ Qt – Tải trọng quy ước, trị số lơn giá trị Qt tính theo cơng thức sau: Qt = XBFr + YBFa Q t = Fr Trong đó: Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục, cho bảng 11.6, [I] Với ổ đũa dãy theo bảng ta có: XB = 0,5 YB = 0,22cotg = 0,22cotg13,67o = 0,9 Qt = 0,5.2907,6 + 0,9.880,5 = 1586 (N) Qt = Fr = 2907,6 (N) Vậy lấy Qt = 2907,6 (N) để kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ chọn Ta có Qt = 2,9 KN 0,04a + 10 = 0,04.180 + 10 = 17,2 > 12 mm Chọn d1 = 18 mm - Bulông cạnh ổ:d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (0,7 ÷ 0,8).18 = (12,6 ÷ 14,4) mm Chọn d2 = 14 mm - Bulơng ghép bích nắp thân: 53 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = (0,8 ÷ 0,9).14 = (11,2 ÷ 12,6) mm Chọn d3 = 12 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = (0,6 ÷ 0,7)14 = (8,4 ÷ 9,8) mm Chọn d4 = 10 mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = (0,5 ÷ 0,6)14 = (7 ÷ 8,4) mm Chọn d5 = mm  Kích thước gối trục: - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm = 22,4 + 18,2 + (3 ÷ 5) = (43,6 ÷ 45,6) mm Chọn K2 = 44 mm - Khoảng cách từ tâm bulông tới mép ổ: k  1,2d2 = 1,2.14 = 16,8 mm Lấy k = 18 mm  Mặt bích ghép nắp thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (1,4 ÷ 1,8)12 = (16,8 ÷ 21,6) mm Chọn S3 = 19 mm - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (0,9 ÷ 1)19 = (17,1 ÷ 19) mm Chọn S4 = 18 mm - Bề rộng bích nắp thân: K3 = K2 - (3 ÷ 5) mm Lấy K3 = K2 – = 44 – = 40 mm 54 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY  Mặt đế hộp: - Chiều dày khơng có phần lồi: S1  (1,3 ÷ 1,5)d1 = (23,4 ÷ 27) mm Lấy S1 = 25 mm - Khi có phần lồi: S1  (1,4 ÷ 1,7)d1 = (25,2 ÷ 30,6) mm Lấy S1 = 28 mm S2  (1 ÷ 1,1)d1 = (1 ÷ 1,1).18 = (18 ÷ 19,8) mm Lấy S2 =19 mm - Bề rộng mặt đế hộp: K1  3d1 = 3.18 = 54 mm q  K1 + 2 = 54 + 2.8 = 70 mm  Khe hở chi tiết: - Giữa bánh với thành hộp:   (1 ÷ 1,2) = (1 ÷ 1,2).8 = (8 ÷ 9,6) mm Lấy  = mm - Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp: 1  (3 ÷ 5) = (3 ÷ 5).8 = (24 ÷ 40) mm Lấy 1 = 35 mm - Giữa mặt bên bánh với nhau:    = mm Lấy  = mm II Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp a) Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép, ta dùng chốt định vị Nhờ chốt định vị, 55 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY xiết bulông khơng làm biến dạng vịng ngồi ổ (do sai lệch vị trí tương đối nắp thân), loại trừ nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng Chọn chốt định vị hình cơn: d = mm , C = 1,2 mm , l = 25 ÷ 140 mm b) Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào hộp đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm đậy nắp.Trên nắp lắp thêm nút thơng Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18 – 5, [II] A B A1 B1 C K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8x2 c) Nút thông Khi làm việc, nhiệt độ hộp tăng lên.Để giảm áp suất điều hịa khơng khí bên bên ngồi hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông thường lắp nắp cửa thăm vị trí cao nắp hp K M N O 6lỗ Q G D B C D B R R A A H L I E C P E A G H I K L M N O P Q R S 56 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY M27x 5 6 2 8 d) Nút tháo dầu Sau thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa hộp bị bẩn (do bụi bặm hạt mài), bị biến chất, cần phải thay dầu mới.Để tháo dầu cũ, đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ bịt kín nút tháo dầu Ta chọn nút tháo dầu trụ có kết cấu kích thước sau: D d Do b m S L d M22x b m f L c q D S Do 15 10 29 2,5 19,8 32 22 25,4 e) Que thăm dầu Có kích thước hình vẽ: 57 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY 30 12 Ø6 Ø12 cauØ5 60 f) Vòng chắn dầu: Vòng gồm rãnh tiết diện tam giác có góc đỉnh 60 Khoảng cách đỉnh mm Vòng cách mép thành hộp khoảng (0,5÷1) mm Khe hở vỏ với mặt ngồi vịng ren 0,4 mm 58 ... (lắp bánh trụ) trục II: l 22 = 0,5(lm 22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5(60+ 25 ) + 10 + 10 = 62, 5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ dến tiết diện thứ (lắp bánh côn) trục II: l23 = l 22 + 0,5(lm 22 + b13cos? ?2) +... 1,4)dII = (1 ,2  1,4).45 = (54  63) mm Lấy lm23 = 55 mm  Chiều dài mayơ bánh trụ Chiều dài mayơ bánh trụ lắp trục II: 26 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY lm 22 = (1 ,2? ?? 1,5)dII = (1 ,2  1,5).45... 67,658(mm) db4 = 27 0,63(mm) Góc prơfin gốc α = 20 o Góc prơfin αt = 20 , 525 o Góc ăn khớp αtw = 20 , 525 o 22 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY Phần III- Thiết kế trục Chọn vật liệu Hộp giảm tốc chịu tải