Đồ án Chi tiết máy HGT Phân đôi cấp chậm kèm hướng dẫn làm đồ án đầy đủ 3

Đồ án Chi Tiết Máy
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong
chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống
hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu,
Dung sai, Công Nghệ Chế Tạo, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm
quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án
tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp giảm
tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích. Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện
thông qua khớp nối đàn hồi, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển
động tới thùng trộn.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc
phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có
những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu
và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh
đợc những sai sót. Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy
trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến
thức đã học hỏi đợc.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là
thầy Đoàn Yên Thế đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt
nhiệm vụ đợc giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :1
Đồ án Chi Tiết Máy
Trang
Mục lục
I Chọn động cơ 3
II- Phân phối tỷ số truyền 4

III- Thiết kế các bộ truyền 5
1- Chọn vật liệu 5
2- Xác định ứng xuất cho phép 5
3- Tính toán bộ truyền cấp nhanh 6
4- Tính toán bộ truyền cấp chậm 13
5- Thiết kế bộ truyền xích 20
IV- Tính toán trục của hộp giảm tốc 25
1- Chọn vật liệu 25
2- Sơ đồ động phân tích lực 25
3- Xác định sơ bộ đờng kính trục 26
4- Xác định chiều dài các trục 26
5- Xác định chính xác đờng kính trục 29
6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 33
7- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 36
8- Tính chọn then 37
IV- Tính toán gối đỡ trục 40
V- Tính chọn khớp nối 45
VI- Kết cấu vỏ hộp 46
VII- Tính chọn dầu mỡ bôi trơn 51
VIII- xác định và chọn kiểu lắp 53
IX- Phơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 55
1- Phơng pháp lắp ráp các tiết máy lên trục 55
2- Phơng pháp điều chỉnh ăn khớp bộ truyền 56
Tài liệu tham khảo 57
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :2
Đồ án Chi Tiết Máy
I -Chọn động cơ:
1. Công suất cần thiết của

t

ct
p
p =
p
ct
:công suất cần thiết.
p
t
:công suất tính toán.
:hiệu suất của hệ thống.
=
xBrol


24
= 0,992
4
.0,97
2
.0,96 = 0,87

ol
:hiệu suất của ổ lăn.

Br
:hiệu suất của bộ truyền bánh răng.

x
:hiệu suất của bộ truyền xích.

87,0
9,4
=
ct
p
= 5,6(KW)
2. Số vòng quay sơ bộ.
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:12
chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích là:3
tỷ số truyền của hệ thống là:
u=3.12 =
36
số vòng quay sơ bộ là :
s
sb
= 40.36 =1440vg/ph
Ta cần chọn động cơ có:
p
đc
> p
ct
n
đb
n
sb
= 1440
Theo bảng phụ lục P1.3 ta chọn đợc động cơ phù hợp là:
4A123S4Y3 có: p
đc
=7,5 KW n

đc
=1455 vg/ph
cos =0,86 % = 87,5
2,2
max
=
dn
T
T
2=
dn
k
T
T
3, Kiểm tra lại:
Điều kiện mở máy:
theo đề ra ta có :
dn
k
dn
mm
T
T
T
T
=<= 25,1
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :3
Đồ án Chi Tiết Máy
Động cơ đã thoả mãn điều kiện mở máy,còn điều kiện về quá tải coi nh đã
thoả mãn.

Vậy động cơ đã chọn là phù hợp.
II- Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống.
1. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:
u
t
=
40
1455
=
lv
dc
n
n
= 36,38
2. Hệ thống gồm 1 hộp gảm tốc 2 cấp bánh răng trụ phân đôi và một bộ
truyền ngoài là bộ truyền xích.
Ta chọn u
h
theo bảng 3-1:
Chọn u
h
= 12 tra bảng 3-1 u
1
= 4,05
u
2
= 2,97
u
n
=

97,2.05,4
38,36
.
21
=
uu
u
t
= 3,02
Sai số phần trăm của tỷ số truyền là:
100.
38,36
02,3.97,2.05,438,36
=

= 0,15%
3. Xác định : p(kw) , T(Nmm) , n(vg/ph) trên các trục.
Trên trục I :
p
I
= p
ct
.
ol
=5,6 . 0,992 = 5,555(kw)
n
I
=n
đc
= 1455(vg/ph)

T
I
=9,55.10
6
.
1455
555,5
.10.55,9
6
=
I
I
n
p
= 364,6.10
2
(Nmm)
Trên trục II :
p
II
= p
I
.
br
.
ol
= 5,555 . 0,992 . 0,97 =5,345(kw)
n
II
=

05,4
1455
=
I
I
u
n
=359(vg/ph)
T
II
=
359
345,5
10.55,9.10.55,9
66
=
II
II
n
p
= 142.10
3
(Nmm)
Trên trục III :
p
III
= p
II
.
br

.
ol
=5,345.0,992.0,97 = 5,143(kw)
n
III
=
97,2
359
2
=
u
n
II
=120(vg/ph)
T
III
=
120
143,5
.10.55,9.10.55,9
66
=
III
III
n
p
= 409.10
3
(Nmm)
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :4

Đồ án Chi Tiết Máy
Trên trục IV :
p
IV
= p
III
.
ol
.
x
=5,143.0,992.0,96 =
4,9(kw)
n
IV
=
02,3
120
=
n
III
u
n
=39,7(vg/ph)
T
IV
=
7,39
9,4
10.55,910.55,9
66

=
IV
IV
n
p

=11787.10
2
(Nmm)
Bảng 1 : Các giá trị công suất ,mômen xoắn,tỷ số truyền,số vòng quay trên
các trục
p(kw) - T(Nmm) - n(vg/ph) - u
III-Thết kế các bộ truyền
1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết
kế ,ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nh nhau.
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285 có
b1
=850MPa ,

ch2
=580MPa.
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có
b2
=750MPa ,

ch2
=450MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép.

Theo bảng 6.2 ứng vớ thép 45 , tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350,
.75,1;8,1;1,1;70.2
limlim
===+=
F
o
FH
o
H
SHBSHB

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
=245 ; độ rắn bánh răng lớn HB
2
=230 khi đó
MPaMPaHB
o
F
o
H
441245.8,1;56070245.2702
1lim11lim
===+=+=


MPaMPaHB
o
F
o

H
414230.8,1;53070230.27022
2lim2lim
===+=+=

Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :5
Đồ án Chi Tiết Máy
Theo công thức (6.5) N
H0
= 30
4,2
HB
H
do đó ;
N
H01
= 30.245
2,4
= 1,6 . 10
7
; N
H02
=30 . 230
2,4
=1,39.10
7
N
H0
:Số chu kì cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc
Theo công thức (6.6) thì số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng là :

N
HE
= N
FE
=60.c.n.t

do đó
N
HE4
=N
FE4
=60.1.120.7.8.300 = 12096.10
4
> 1,6.10
7
K
HL4
= 1
ta có : N
HE3
> N
H01
K
HL3
=1
N
HE2
> N
H02
K

HL2
= 1
N
HE1
> N
H01
K
HL1
= 1
Nh vậy theo công thức (6.1a) thì ứng suất cho phép tiếp xúc sơ bộ tính đợc .
[
H
] =
HHL
o
H
SK /.
lim

[
H
]
1
=
1,1
1.560
= 509 MPa
[
H
]

2
=
1,1
1.530
= 481,8 MPa
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng thẳng nên ta có :
[
H
]'=[
H
]
2
= 481,8
MPa
Vớ cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có :
[ ]
[ ] [ ]
2
8,481509
2
21
+
=
+
=
HH
H


= 495,4 MPa

[
H
] =495,4 <1,25.[
H
]
2
=1,25.481,8 = 602,25 MPa
Vì N
FE4
=12,069.10
7
> N
F0
=4.10
7
N
FE1
> N
FE2
> N
F0
K
FL2
= K
FL1
= 1
Với bộ truyền quay một chiều thì K
FC
= 1
Do đó theo công thức (6.2a) ta có ứng suất cho phép uốn sơ bộ là:

[ ]
F
FCHL
o
F
F
S
KK
.lim
.


=

[ ]
75,1
1.1.441
.
1.11lim
1
==
F
FCHL
o
F
F
S
KK

= 252 MPa
[ ]
75,1
1.1.414
.
2.22lim
2
==
F
FCHL
o
F
F
S
KK


=236,5 MPa
ứng suất quá tải cho phép : Theo công thức (6.13) và (6.14) :
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :6
Đồ án Chi Tiết Máy
[
H
]
max
= 2,8.
ch2
= 2,8.450 = 1260 MPa
[
F1

]
max
= 0,8.
ch1
=0,8. 580 = 460 MPa
[
F2
]
max
= 0,8.
ch2
=0,8.450 = 360 MPa
3. Tính toán bộ truyền cấp nhanh .
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a) ta có .
a
w
=k
a
(u
1
+1)
[ ]
3
1
2
1

.
baH

H
u
KT


ở đó :
a
w
: khoảng cách trục .
k
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ;
Theo bảng 6.5 với răng thẳng ta chọn k
a
= 49,5

ba
: hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.6 ta chọn
ba
=0,25
Theo công thức (6.16) :

bd
= 0,5.
ba
(u + 1) = 0,5.0,25.(4,05 + 1) = 0,63
Theo bảng 6.7 ta co K
H

=1,02 . (chọn sơ đồ 7 )
u
1
= 4,05
a
w1
= 49,5.5,05.
( )
3
2
25,0.05,4.8,481
02,1.36460
= 135,2 (mm)
Lấy a
w1
= 135 mm
b, Xác định các thông số ăn khớp .
Theo công thức (6.17) :
m = (0,01
ữ
0,02) a
w
= (0,01
ữ
0,02).135 = 1,35
ữ
2,7mm
Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5 .
z
1

=
05,5.5,2
135.2
)1.(
.2
1
1
=
+um
a
w
= 21,38
Lấy z
1
=21
z
2
= z
1
.u
1
= 4,05.21 = 85,05
Lấy z
2
= 85
Do đó a
w1
=
2
)8521.(5,2

2
).(
21
+
=
+ zzm
=132,5 mm
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :7
Đồ án Chi Tiết Máy
Chọn a
w1
= 135 mm
Theo công thức (6.22) hệ số dịch chỉnh tâm là :
y =
)8521(5,0
5,2
135
).(5,0
21
1
+=+ zz
m
a
w
=1
Theo công thức (6.23) ta có :
k
y
=
)8521(

1.1000.1000
+
=
t
z
y
=9,4
Theo bảng 6.10a tra đợc k
x
=0,626
Do đó theo công thức 6.24 hệ số giảm đỉnh răng là :
y =
1000
106.626,0
1000
.
=
tx
zk
0,066
Theo công thức (6.25) tổng hệ số dịch chỉnh là:
x
t
= y + y = 0,1 + 0,066 =1,066
Theo công thức (6.26) , hệ số dịch chỉnh bánh 1 :
x
1
= 0,5[x
t
-

( )
( )






+

=

8521
12185
066,15,0]
12
t
z
yzz
= 0,23
và hệ số dịch chỉnh bánh răng 2 : x
2
= x
t
- x
1
= 1,066 - 0,23 = 0,836
Theo công thức (6.27) góc ăn khớp là :
135.2
20cos.5,2.106

2
cos
cos
1
o
w
t
rw
a
mz
==


= 0,9223

tw
= 22,74
0
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc .
Theo công thức (6.33) ta có
( )
2
1
1
12
wmw
mH
HMH
dub
uKT

ZZZ
+
=


Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , theo bảng 6.5 ta có
trị số của
3
1
274 MPaZ
M
=
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , trị số của Z
H
đợc tính theo công
thức :
tw
b
H
Z


2sin
cos2
=

b
: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở .

( )
o
H
Z
74,22.2sin
2
=
= 1,675
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :8
Đồ án Chi Tiết Máy
Z

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , đợc xác định nh sau :
vơi bánh răng côn Z

=
( )
3
4



ở đó :


: hệ số trùng khớp ngang , tính theo công thức
1.

85
1
21
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21












+=

+=
m
zz


=1,69
Z

=
3
69,14
= 0,877
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ .
d
w1
=
05,5
135.2
1
.2
1
=
+u
a
w

= 53,47 mm
Theo công thức (6.40) ta có
v =
60000
1455.47,53.
60000

11


=
nd
w
= 4,07
(m/s)
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính sác 8 , do đó theo bảng 6.16 , g
o
=56 .
Theo công thức ta có :
u
a
vgv
w
oHH
2


=
ở đó :

H
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp , tra ở bảng 6.15 ta đợc :
H
=0,006
g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng 1 và 2

05,4
135
.07,4.56.006,0=
H
v
= 7,9
Do đó ta có :
1.02,1.36460.2
47,53.75,33.9,7
1
2

1
1
1
+=+=

HH
wwH
Hv
KKT
dbv

K
= 1,19
K
H
= K
H

.K
Hv
.K
H

= 1,02.1,19.1
=1,21
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc :
( )
2
47,53.05,4.75,33
05.5.21,1.36460.2
.877,0.675,1.274=
H

= 429,8 (MPa)
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :9
Đồ án Chi Tiết Máy
Xác định chính xác ứng suất cho phép :Theo (6.1) với v = 4,07 m/s <5 m/s , ta lấy
Z
v
=1 ; với cấp chính xác động học là 8 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám R

z
= 10 40 àm , do đó Z
R
= 0,9 ; với d
a
< 700 mm ,
K
XH
=1 , do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) :
[
H
] = [
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
=481,8 . 1 . 0,9 . 1 =
433,6 MPa
Nh vậy
H
< [
H
] , và ta kiểm tra điều kiện
[ ]
[ ]
%4100. <

H
HH


ta có :
[ ]
[ ]
100.
6,433
8,4296,433
100.

=

H
HH


= 0,88% < 4%
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không vợt quá một trị số cho phép:

F1
=

mdb
YYYKT
ww
FFII

2
22
1

[
F1
].

F2
=

1
21
.
F
FF
Y
Y

[
F2
]
Trong đó :
T
II
: Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3.
m: môđun pháp.
b
w

: Chiều rộng vành răng.
Y

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .
Y

=
59,0
1,69
11
==


. (

= 1,69 tính ở trên ).
Y

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y

= 1.
Y
F1
,Y
F2
: Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18 với số răng
tơng đơng Z
v1
= Z
3

=21, Z
v2
= Z
4
=85 và hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,23 x
2
=0,836
tra đợc Y
F1
= 3,7 , Y
F2
= 3,44
K
F
: Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn ta có : K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
.
K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn tra bảng 6.7 đợc K
F

= 1,03
K
F

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên K
F

= 1.
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :10
Đồ án Chi Tiết Máy
K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Khi tính về uốn.
K
Fv
= 1 +

FFII
wwF
KKT
dbV
2

2

Với V
F
=
F
.g
0
.V.
U
a
w
Theo bảng 6.15tra đợc hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp

F
= 0,016 ,
v= 4,07 [m/s] (tính ở trên) và g
0
= 56 (tra ở trên).
V
F
=
F
.g
0
.V.
U
a
w
= 0,016.56.4,07.
05,4
135

=21
K
Fv
= 1 +

FFII
wwF
KKT
dbV
2

2
=1+
1.03,1.36460.2
75,33.47,53.21
= 1,5
K
F
= K
F

. K
F

. K
Fv
= 1,5.1.1,03 = 1,545 .
Vậy ứng suất uốn trên bánh 1

F1

=
mdb
YYYKT
ww
FFII

2
22
1

=
5,2.47,53.75,33
7,3.1.59,0.545,1.36460.2
= 54,5(Mpa).
Xác định ứng suất uốn trên bánh 2.

F2
=
7,3
44,3.5,54
.
1
21
F
FF
Y
Y

=50,7 (Mpa).
Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác .

[
F
] = [
F
].Y
R
.Y
s
.K
xk
.
Trong đó : Y
R
- Hệ số kể đến ảnh hởng mặt lợn chân răng thông thờng lấy
Y
R
= 1.
Y
s
: Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất lấy
Y
s
=1,08-0,0695.ln2,5=1,016
K
xF
:Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn với d
a

< 400 mm lấy K
xF

= 1.
[
F1
] = [
F1
].Y
R
.Y
s
.K
xk
= 252.1.1,016.1 = 256 (Mpa).
[
F2
] = [
F2
].Y
R
.Y
s
.K
xk
= 236,5.1.1,016.1 =240,3 (Mpa).
Vậy
F1
= 54,5 < [
F1
] =256 (Mpa).

F2

= 50,7 < [
F1
] =240,3 (Mpa).
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :11
Đồ án Chi Tiết Máy
e, Kiểm nghiệm quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm
nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:
K
qt
=
5,1==
T
T
T
T
mmmm
.
Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại
không vợc ứng suất suất cho phép .

Hmax
=
H
.
qt
K

[

H
]
max
.

Hmax
=
H
.
qt
K
= 429,8.
5,1
=526,4(Mpa).
Vậy
Hmax
= 526,4 < [
Hmax
]=1260 (Mpa).
Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất cực
đại
Fmax
tại mặt chân răng không đợc vợt quá một trị số cho phép .

Fmax
=
F
.K
qt

[
F
]
max
.

F1max
=
F1
.K
qt
= 54,5.1,5 =81,75 (Mpa).

F2max
=
F2
.K
qt
= 50,7.1,5 = 76,05 (Mpa).
Vậy
F1max
= 81,75 < [
F1
]
max
= 360 (Mpa).

F2max
= 76,05< [

F2
]
max
= 464(Mpa).
f, Xác định các thông số bộ truyền .
1-Số răng bánh răng .
Z
1
= 21 răng , Z
1
=85 răng.
2-Xác định tỷ số truyền U.
U
1
=
21
85
2
1
=
Z
Z
= 4,048
3-Xác định khoảng cách trục a
w
a
w1
=135 (mm).
4-Xác định đ ờng kính chia d.
d

1
= m.z
1
= 2,5.21 =52,5 (mm)
d
2
= m.z
2
= 2,5.85 =212,5 (mm)
5-Xác định đ ờng kính vòng lăn d
w
.
d
w1
=
105,4
135.2
1
.2
1
+
=
+u
a
w
=53,47 (mm)
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :12
Đồ án Chi Tiết Máy
d
w2

= d
w1
.u =53,47.4,05 =216,53 (mm)
6-Xác định đ ờng kính đỉnh răng d
a
.
d
a1
= d
1
+ 2(1+x
1
-Y).m=52,5+2.(1+0,23-0,066)2,5 =58,3 (mm)
d
a2
=d
2
+2(1+x
2
- Y).m=212,5+2.(1+0,836-0,066)2,5 =221,4(mm).
7- Xác định đ ờng kính đáy răng d
f.
d
f1
= d
1
- (2,5 - 2.x
1
).m = 52,5- (2,5-2.0,23).2,5 =47,4(mm)
d

f2
= d
2
- (2,5 - 2.x
2
).m = 212,5-( 2,5-2.0,836).2,5 = 210,4 (mm)
8-Xác định góc ăn khớp


tw


tw
= 22,74
0
9-Đ ờng kính còng cơ sở :
d
b1
= d
1
.cos
tw
= 52,5.cos20
0
= 49,3 (mm).
d
b2
= d
2
.cos

tw
= 212,5.cos20
0
= 199,7 (mm).
10-Bề rộng vành răng :
b
w
=
ba
.a
w
=0,25.135 =33,75 (mm)
Bảng thống kê các thông số
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị
Môđun pháp m m=2,5 mm
Số răng bánh răng Z Z
1
= 21
Z
2
= 85
răng
Tỷ số truyền U U
2
= 4,05
Khoảng cách trục a
w
a
w
= 135 mm

Chiều rộng vành răng b
w
b
w
=33,75 mm
Góc ăn khớp

tw

tw
= 22,74
0
độ
Đờng kính cơ sở d
1
d
11
= 49,33
d
12
= 199,7
mm
Hệ số dịch chỉnh x X
3
=0,23
X
4
=0,836
mm
đờng kính chia d d

3
= 52,5
d
4
= 212,5
mm
Đờng kính lăn d
w
d
w1
= 53,47
d
w2
= 216,53
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a
d
a1
= 58,3
d
a4
= 221,4
mm
Đờng kính chân răng d
f
d
f3
= 47,4
d

f4
= 210,4
mm
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :13
Đồ án Chi Tiết Máy
4. Tính toán bộ truyền cấp chậm .
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức (6.15a) ta có:
( )
[ ]
3
1
2
1
12

.
1
baH
H
aw
u
KT
uKa


+=
ở đó :
a
w

: khoảng cách trục .
k
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ;
Theo bảng 6.5 với răng thẳng ta chọn k
a
= 43

ba
: hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.6 ta chọn
ba
= 0,4
Theo công thức (6.16) :

bd
= 0,5.
ba
(u + 1) = 0,5.0,4.(2,97 + 1) = 0,79
Theo bảng 6.7 ta có K
H

=1,12 . (chọn sơ đồ 3 )
u
2
= 2,97
a
w2
= 43.3,97.
( )

3
2
3
4,0.97,2.4,495
11,1.10.142
=
139,07(mm)
Lấy a
w1
= 140 mm
b, Xác định các thông số ăn khớp .
Theo công thức (6.17) :
m = (0,01
ữ
0,02) a
w
= (0,01
ữ
0,02).140 = 1,4
ữ
2,8mm
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , chọn môđun tiêu chuẩn của bánh
răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh m=2,5 mm .
ở đây là bộ truyền phân đôi nên ta chọn sơ bộ = 30
o
, do đó cos = 0,866
Theo công thức (6.17) ta có :
z
3
=

97,3.5,2
886,0.140.2
)1.(
cos 2
1
1
=
+um
a
w

= 24,43
Lấy z
1
=24
z
4
= z
3
.u
2
= 2,97.24 = 71,07
Lấy z
2
= 71
Khi đó tỷ số truyền thực là :
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :14
Đồ án Chi Tiết Máy
u =
24

71
3
4
=
Z
Z
= 2,96
Do đó Cos =
( )
( )
140.2
71245,2
.2
2
43
+
=
+
w
a
ZZm
=0,8482
suy ra = 32
o
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức (6.33) ta có
( )
2
3
122

wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=


Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , theo bảng 6.5 ta có
trị số của
3
1
274 MPaZ
M
=
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , trị số của Z
H
đợc tính theo công
thức :
tw
b
H
Z

2sin
cos2
=

b
: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở .
Theo công thức (6.35):
tg
b
= cos
t
.tg
với
t
=
tw
= arctg








=

o
o
tg
arctg
tg
32cos
20
cos


=23,22
o
= 20
o
theo TCVN 1065 - 71
tg
b
= cos23,22
o
.tg32
o
= 0,5743
b
=29,87
o

Do đó theo công thức (6.34) ta có
( )
o
H
Z
22,23.2sin
78,29cos.2
=
= 1,547
Z

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , đợc xác định nh sau :
với

=


.5.2.2
32sin.140.4,0
.
sin
o
w
m
b
=
=1,89 >1
ta dùng công thức (6.36c) :

1
=Z
ở đó :
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :15
Đồ án Chi Tiết Máy


: hệ số trùng khớp ngang , tính theo công thức:
o
ZZ
32cos
71
1
24
1
2,388,1cos.
11
.2,388,1
43

+=














+=


=1,443

443,1
1
=

Z

=0,832
Dờng kính vòng lăn bánh nhỏ :

196,2
140.2
1
.2
2
3
+
=
+
=
m
w
w
u
a
d
=70,71 (mm)
Theo công thức (6.40) ta có :
60000
359.71,70.
60000

23


==
nd
v
w
= 1,33 (m/s)

với v=1,33 <2,5 theo bảng 6.12 ta chọn cấp chíng xác động học 9 theo bảng
6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 K
H

=1,13
Theo công thức (6.42) :
u
a
vgv
w
oHH
2


=
ở đó :

H
: hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp,theo bảng 6.15 ta có :

H
=0,002
g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 3 và bánh 4 , tra
ở bảng 6.16 ta đợc: g
o
=73

96,2

140
.33,1.73.002,0=
H
v
=1,34
Do đó theo công thức (6.41) ta có :
K
Hv
=
12,1.13,1.10.142
71,70.28.34,1
1
2

1
3
2
3
+=+

HH
wwH
KKT
dbv
=1,015
Theo công thức (6.39) ta có :
K
H
=K
H

.K
H

.K
Hv
=1,13.1,12.1,015 =1,28
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc
( )
2
3
71,70.96,2.28
96,3.28,1.10.1042
832,0.547,1.274=
H

= 464,79 (MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :16
Đồ án Chi Tiết Máy
Theo công thức (6.1) với v = 1,33 < 5 m/s chọn Z
v
=1 , với cấp chính xác
động học 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt
độ nhám R
a
=2,5 ữ 1,25 àm do đó có Z
r
= 0,95 , với d
a

< 700 mm K
xH
= 1
Theo công thức (6.1) và (6.1a) :
[ ] [ ]
1.1.95,0.495 ==
xHRvHH
KZZ

=470,73 (MPa)
Nh vậy
H
=464,79 < [
H
] = 470,63
Tính sự chênh lệch ứng suất :
[ ]
[ ]
%100.
63,470
79,46463,470
%100.

=

=
H
HH

=1,24% <4%
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn , theo công thức (6.43) :
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
3
2
3


=
3
43
4
.
ỳ
FF
F
Y
Y


=
T
2

: mômen xoắn trên bánh chủ động
m : môđun pháp
b
w
: bề rộng vành răng
d
w3
: đờng kính vòng lăn bánh chủ động
Y

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với

= 1,443là hệ số trùng khớp
ngang ta có Y

=
443,1
11
=


=0,693
Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng , ta có
140
32
1
140
1

oo
Y ==


=0,77
Y
F3
,Y
F4
: hệ số dạng răng của bánh răng 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tơng
đơng :
33
3
3
8482,0
24
cos
==

z
z
v
=39
33
4
8482,0
71
cos
4
==

z
z
v
=116
tra ở bảng 6.18 : Y
F3
=3,78,Y
F4
=3,6
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
=K
F

.K
F

.K
Fv
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :17
Đồ án Chi Tiết Máy
với : K
F

: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề rộng vành
răng, theo bảng 6.7 K

F

=1,24
K
F

: hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp , theo bảng 6.14 với v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 ta có :
K
F

=
1,37
K
Fv
: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K
2
3
2
1+=
với
u
a

vgv
w
oFF

=
theo bảng 6.15
F
=0,006
theo bảng 6.10 g
o
=73

96,2
140
33,1.73.006,0=
F
v
= 4

24,1.37,1.142000
71,70.28.4
1 +=
Fv
K
=1,033
Do đó : K
F
= 1,37.1,24.1,033 =1,75
thay các giá trị vào công thức (6.33) ta đợc :
5,2.71,70.28

78,3.77,0.69,0.75,1.142000
3
=
F

=100,83 (MPa)
78,3
6,3.83,100
4
=
F

=96,03 (MPa)
Tính chính xác ứng suất cho phép uốn .
[
F
] = [
F
].Y
R
.Y
S
.K
xF
với m = 2,5 mm Y
s
=1,08- 0,0695 ln2,5 = 1,022 , ở đây ta dùng bánh răng
phay nên ta có Y
R
= 1 , do d

a
< 400 K
xh
=1
Do đó ta có :
[
F3
] = 252.1.1,022.1 =257,5 (MPa)
[
F4
] = 236,5.1.1,022.1 = 241,7 (MPa)
Nh vậy :

F3
< [
F3
]

F4
< [
F4
]
e, Kiểm nghiệm răng về quá tải.
theo công thức (6.48) với
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :18
Đồ án Chi Tiết Máy
K
qt
=
5,1

max
==
T
T
T
T
mm
dn

5,1.79,464.
3max
==
qtHH
K

=569,25(MPa)<[
H
]
max
=60MPa
theo công thức (6.49) ta có :

F3max
=
F3
.K
qt
= 100,83.1,5=151,25 (MPa)<[
F3
]

max
=6 MPa

F4max
=
F4
.K
qt
= 96,03.1,5=141,1 (MPa) <[
F4
]
max
=60 MPa

F2max
= 76,05< [
F2
]
max
= 464(Mpa).
f, Xác định các thông số bộ truyền .
1-Số răng bánh răng .
Z
1
= 24 răng , Z
1
=71 răng.
2-Xác định tỷ số truyền U.
U
1

=
24
71
2
1
=
Z
Z
2,96
3-Xác định khoảng cách trục a
w
a
w1
=140 (mm).
4-Xác định đ ờng kính vòng chia d.
d
3
=d
w3
=70,71 (mm)
d
4
=
o
w
zm
d
32cos
71.5,2
cos

.
4
4
==

=09,3 (mm)
5-Xác định đ ờng kính đỉnh răng d
a
.
d
a3
= d
3
+ 2(1+x
3
-Y).m=70,71+2.(1+0- 0)2,5 =5,71 (mm)
d
a4
=d
4
+2(1+x
4
- Y).m=209,3+2.(1+0- 0)2,5 =214,3(mm).
6- Xác định đ ờng kính đáy răng d
f.
d
f3
= d
3
- m = 70,71- 2,5 68,21(mm)

d
f4
= d
4
- m = 209,3-2,5 206,8
(mm)
7- Góc nghiêng của răng


= 32
o
8-Đ ờng kính còng cơ sở :
d
b1
= d
1
.cos
tw
= 52,5.cos20
0
= 49,3 (mm).
d
b2
= d
2
.cos
tw
= 212,5.cos20
0
= 199,7 (mm).

Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :19
Đồ án Chi Tiết Máy
9-Bề rộng vành răng :
b
w
=
ba
.a
w
=0,2.140 =28 (mm)
10-Môđun pháp m:
m= 2,5 mm
Bảng thống kê các thông số
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị
Môđun pháp m m=2,5 mm
Số răng bánh răng Z Z
1
= 24
Z
2
= 71
răng
Tỷ số truyền U U
2
= 2,96
Khoảng cách trục a
w
a
w
= 140 mm

Chiều rộng vành răng b
w
b
w
=28 mm
Góc nghiêng của răng
= 32
0
độ
Hệ số dịch chỉnh x X
3
=0
X
4
=0
mm
đờng kính chia d d
3
= 52,5
d
4
= 212,5
mm
Đờng kính đỉnh răng d
a
d
a1
= 75,71
d
a4

= 214,3
mm
Đờng kính chân răng d
f
d
f3
= 68,21
d
f4
= 206,8
mm
5, thiết kế bộ truyền xích .
a, Chọn loại xích.
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm ta
chọn xích ống con lăn mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích răng.
b, Xác định một số thông số của bộ truyền.
-Xác định số răng đĩa xích.
Với U
x
= 3,02 tra bảng 5.4 ta chọn đợc số răng đĩa xích nhỏ là Z
1
= 25
răng , do đó số răng đĩa xích lớn là :
Z
2
= U
x
.Z
1
= 3,02.25 = 75,5.

chọn Z
2
= 76
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :20
Đồ án Chi Tiết Máy
Vậy số răng đĩa xích lớn là : Z
2
= 76 răng .
- xác định b ớc xích t .
Bớc xích t đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, điều kiện
đảm bảo độ bền mòn đợc viết dới dạng.
P
t
= P
III
.k.k
z
.k
n
[P].
Trong đó: P
t
, P
III
,[P] lần lợc là công xuất tính toán, công xuất trên trục
III, công xuất cho phép ,kw.
K
z
- Hệ số số răng , k
z

= z
01
/ z
1
= 25/25 =1.
K
n
- Hệ số số vòng quay, k
n
= n
01
/ n
III
= 50/ 120= 0,417
Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng
đĩa xích nhỏ Z
01
= 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ
theo dãy tiêu chuẩn n
01
= 50 [v/ph].
K- Đợc tính từ các hệ số thành phần.
K= k
0
.k
a
. k
đc
. k
1t

. K
đ
. k
c
.
K
0
- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, giả sử đờng nối hai tâm
đĩa xích so với phơng nằm ngang nhỏ hơn 60
0
tra bảng 5.6 đợc k
0
= 1.
K
a
- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sửkhoảng cách
trục a =30p, tra bảng 5.6 đợc k
a
= 1.
K
đc
- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây chọn
vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích trabảng 5.6 đợc k
đc
= 1.
K
bt
- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, ở đây môi trờng làm việc có bụi ,
chất lợng bôi trơn II, tra bảng 5.6 đợc K
1t

= 1,3.
K
đ
- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải trọng
không đổi - va đập vừa 5.6 đợc k
đ
= 1,2.
K
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền làm
việc một ca, tra bảng 5.6 đợc k
c
= 1.
Vậy K = k
0
.k
a
. k
đc
. k
bt
. K
đ
. k
c
= 1.1.1.1,2.1,3.1 = 1,56.
P
t
= P
III

.k.k
z
.k
n
= 5,143.1,56.1.0,417 =3,34 (kw).
Với n
01
= 50 vg/ph tra bảng 5.5 chọn đợc bớc xích p = 31,5 (mm) và công
suất cho phép [P] = 5,83 kw, thoả mãn điều kiện.
P
t
= 2,57 < [P] = 5,83 [kw].
Đồng thời theo bảng 5.8 có p < p
max
, cũng theo bảng 5.5 với
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :21
Đồ án Chi Tiết Máy
P = 31,5 mm ta tra đựơc đờng kính chốt d
c
= 9,55 mm và chiều dài ống
B = 27,46 mm .
-Xác định khoảng cách trục a.
Nh trên đã chọn a = 30.p
a=30.31,5 = 945 (mm).
-Xác định số mắt xích x.
Số mắt xích đợc xác định theo công thức sau.
X =
945.14,3.4
5,31.)2576(
2

7625
5,31
945.2
4
.)(
2
.2
2
2
2
2
1221

+
+
+=


+
+
+
a
tzzzz
P
a
=112,7 (mm).
Chọn số mắt xích chẵn X = 112 mm.
Tính lại khoảng cách trục a.
a= 0,25.p
[ ]

+++
2
12
2
2112
.2)(5,0)(5,0
zz
zzxzzx
a= 0,25.31,5.
[ ]

+++
2
2
14,3
2576
.2)7625(5,0112)2576(5,0112
=933,6
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính đợc cần
giảm bớt một lợng a =0,003.a , ở đây ta giảm một lợng
a = 0,003.933,6 =2,8 (mm).
Do đó a = 933,6 - 2,8 = 930,8 (mm).
- Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây.
i =
][
.15

.
1
i
x
nz
III

.
Với [i] là số lần va đập cho phép, tra bảng 5.9 đợc [i] = 25 1/s
i =
112.15
120.25
.15
.
1
=
x
nz
III
= 1,79. (1/s)
Vậy i < [i].
c. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu
tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo
hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy
S =
][
.
0
s

FFFk
Q
vtd

++
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :22
Đồ án Chi Tiết Máy
Trong đó :
Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 đợc Q = 88,5 kN
K
đ
- Hệ số tải trọng động, ở đây ta có
T
T
mm
= 1,5k
đ
= 1,2.
F
t
- lực vòng , F
t
=
V
P
III
.1000
V=
60000
120.5,31.25

60000

1
=
III
ntz
= 1,58 (m/s).
F
t
=
V
P
III
.1000
=
58,1
143,5.1000
= 3265,4 (N)
F
v
Lực căng do lực ly tâm sinh ra,
F
v
= q.v
2
= 2,6.(1,58)
2
= 9,4 (N)
q- Khối lợng 1 mét xích, tra bảng 5.2 đợc q = 3,8 (kg/m).
F

0
- Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra
F
0
= 9,81.k
f
.q.a= 9,81.6.3,8.0,9308=208,2 (N)
Với bộ truyền nằm ngang ta lấy k
f
= 4
Vậy S =
4,92,2084,3265.2,1
88500
.
0
++
=
++
vtd
FFFk
Q
=21,39
Theo bảng 5.10với n =200 vg/ph tra đợc [s] = 8,5
Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d, Tính các thông số của bộ truyền xích.
-Đ ờng kính vòng chia đĩa xích d.
d
1
=
25

sin
5,31
sin
1

=

Z
t
= 251,3 (mm)
d
2
=
76
sin
5,31
sin
2

=

z
t
= 762,2 (mm)
-Xác định đ ờng kính đỉnh đĩa xích .
d
a1
= p.(0,5 + cotg
1
z

) = 31,5.(0,5 + cotg
25

) =265,1 (mm)
d
a2
= p.(0,5 + cotg
2
z

) = 31,5.(0,5 + cotg
76

) = 777,3(mm).
-Xác định đ ờng kính vòng đáy.
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :23
Đồ án Chi Tiết Máy
d
f
= d- 2.r.
r = 0,5025.d
L
+ 0,05.
Trong đó:
d
l
: Đờng kính ống con lăn, tra bảng 5.2 đợc
d
L

= 19,05 mm
r = 0,5025.d
L
+ 0,05 = 0,05025.19,05 + 0,05 = 9,6 (mm).
d
f1
= d
1
-2.r = 251,3- 2.9,6 = 232,1 (mm).
d
f2
= d
2
-2.r = 7762,2- 2.9,6 = 743 (mm).
e, Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện
sau:

H
= 0,47.
d
vddtr
KA
EFKFk
.
) ( +
[
H
].
Trong đó : [

H
]- ứng suất tiếp xúc cho phép .
F
t
- Lực vòng , F
t
= 3265,4 N (tính ở trên).
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích, ở đây dùng một dãy xích.
F
vd1
= 13.10
7
.n
III
.p
2
.m = 13.10
7
.120.31,5
2
.1 = 4,88 (N) .
F
vd2
= 13.10
7
.n
VI
.p

2
.m = 13.10
7
.39,7.31,5
2
.1 = 1,6 (N)
K
d
- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,K
d
=1(1 dãy)
K
đ
- Hệ số tải trọng động, K
đ
= 1,2 (đã chọ ở phần trên ).
K
r
- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích,
K
r1
= 0,42 (vì z
1
= 25 răng), K
r2
= 0,22 (vì z
2
=76 răng).
A-Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12 đợc A=262 mm
E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.10

5
[Mpa].
=>
H1
= 0,47.
d
vddtr
KA
EFKFk
.
) (
1
+
=0,47.
1.262
10.1,2).88,42,1.4,3265.(42,0
5
+
=540 (MPa)

H2
= 0,47.
d
vddtr
KA
EFKFk
.
) (
2
+

=0,47.
1.262
10.1,2).6,12,1.4,3265(22,0
5
+
=390,8 (MPa)
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :24
Đồ án Chi Tiết Máy
Để đảm bảo tính thống nhất trong thiết kế ta chọn vật liệu hai đĩa xích là
nh nhau.Theo bảng 5.11 ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210, sẽ
đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho phép [
H1
]= 600 (Mpa) để chế tạo đĩa xích
f, Xác định lực tác dụng lên trục.
F
r
= K
x
.F
Trong đó: F
t
- Lực vòng, F
t
= 3265,4 N ( Xác định ở trên).
K
x
- hệ số kể đến trọng lợng xích,với bộ truyền nằm ngang lấy
K
x
= 1,15

F
r
= 1,15.3265,4 = 3755,2 (N).
III- tính toán trục của hộp giảm tốc.
1. chọn vật liệu chế tạo trục .
vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thờng hoá, có
1
= 600 Mpa ,
ứng suất xoắn cho phép = (12 30) Mpa.
2. Sơ đồ động phân tích lực .
Ta có sơ đồ động phân tích lực nh hình vẽ
3. Xác định sơ bộ đờng kính trục .
Phạm Tuyến - Lớp 43M trang :25
r1
t1
f

f


f
t2

f
r2
a3

f
r3
f

t3
f

f
t3

f
r3
f
a3
a4

f
r4
t4
f

f

a4

f
r4
t4
f

f

ry

f

f
xn