Tính toán thiết kế động cơ

Phần 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1.1. Tính toán chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết.
Công suất làm việc trên trục máy công tác:

+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối.
η = η k.η2 br.ηđ.η4o = 1.0,972.0,95.0,994= 0,86
Tra bảng 2.3
η k = 1 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi.
η br = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng.
η o = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai hở.
Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pct =

=

= 5,53 (kw)

1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
Usb = Un.Uh = 3.15 = 45
Tra bảng 2.4:
+ Un = 3: Tỷ số truyền bộ truyền ngoài.
+ Uh = 15: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
- Số vòng quay của trục máy công tác:

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = Usb.nlv = 45.16,24 =730,8 (vòng/phút)

1.1.3. Chọn động cơ.
1


Chọn động cơ sử dụng loại 4A ( chế tạo trong nước, dễ kiếm, giá thành không cao). Tra
bảng P 1.3chọn :
Kiểu động cơ

Công suất

Vận tốc quay

(kw)

(vòng/phút)

5,5

716

4A132M8Y3

η%

Cos

83

0,74

1,8

2,2

Kiểm tra điều kiện quá tải của đông cơ : Tqt < Tmax
Ta có : Tqt = Tct.

Tct=

=

Tqt = Tct.

=85795 Nmm

= 85795.1,48 = 126976,6 Nmm

Ta lại có :Tmax = Tdn.

Tdn =

=

= 73359 Nmm

Tmax = 73359.1,8 = 132046,2 Nmm
Ta thấy : Tqt< Tmax => động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện quá tải.
1.1.4. Xác định tỷ số truyền Ut của hệ dẫn động.

Phân phối tỉ số truyền : Chọn Un = 3,15

Uh =

=

= 13,96

Phân phối tỉ số truyền cho 2 cặp bánh rang trong hộp giảm tốc
Tra bảng 1.3 và kết hợp phương pháp nội suy:
⇒ U1 =4,48 U2 = 3,12
2


1.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.
1.2.1. Xác định công suất trên các trục.

1.2.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.
nđc = 716 (vòng/phút)
n1 =

=

= 227,3(vòng/phút)

1.2.2.3. Momen xoắn trên các trục.

3


4

*Bảng thông số
Trục
Tỷ số truyền

Động cơ

I

II
4,48

III

Công tác
1

3,12

U
Công suất

5,5

5,2

5

4,8

4,76

(kw)
Tốc độ vòng

716

227,3

50,7

16,25

16,25

73358,9

218477,8

941814,6

2820923

2797415,3

quay
(vòng/phút)
Momen
xoắn T
(Nmm)

5


Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI).
P1 = Pđc =5,5 kw ; n1 = nđc = 716 vòng/phút ; uđ = un = 3,15
Chọn đai vải cao su.
Xác định sơ bộ đường kính bánh đai nhỏ như sau:
d1 = ( 5,2…6,4)

= ( 5,2…6,4)

= 217,7…267,9

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được d1 = 220 (mm).
Đường kính đai lớn : d2 = d1.un.(1- ) =220.3,15.(1- 0,01) = 686,07
Chọn d2 = 700
Tỉ số truyền thực : ut =

Sai lệch tỉ số truyền :

=

=

=

= 3,21

= 0,019 < 0,04

Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.
a ≥ (1,5 ÷ 2).( d1 + d 2 ) = (1,5 ÷ 2).(220 + 700) = (1380 ÷ 1840) (mm)

Ta chọn a = 1500 (mm)
Chiều dài đai :
L = 2a +

= 4483 mm

Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ
100÷400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.
Vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:
v=

π .d1.n1 3,14.220.716
=
= 8, 24 (m/s).
60.1000
60000
6


i= =

= 1,84< imax = (3…5)

Góc ôm α1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau:
α1 = 180 0 − 57 0 .

( d 2 − d1 )
a

.

Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:
α1 = 1800 − 570.

( 700 − 220 )
1500

= 161, 760

Nhận thấy rằng α1 = 161,760>

= 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.

Xác định tiết diện đai và chiều roongnj bánh đai :
Ft =1000.

Tra bảng 4.8 (



=

=667,47 N

max

=

= 5,5

 Theo bảng 4.1 ta xác định được loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều

dày của đai δ = 6 (mm).
Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau:
[σF] =[σF]o.Co.Cα.Cv.
Trong đó:
Cα là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có:
Cα = 1 – 0,003.( 180 - α1)
⇒ Cα= 1 – 0,003.( 180 - 161,76o) = 0,94.
Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. Cv = 1,04 – 0,0004.v2
⇒ CV = 1,01
7


Co = 1 ( tra bảng 4.12 )
[σF]o là ứng suất có ích cho phép
Do góc nghiêng bộ truyền là 50 nên ta chọn σ =1,8 (MPa)
Theo bảng 4.9 ta có: k = 2,5; k = 10
[σF]o= 2,5 -

= 2,48(N/mm2).

[σF] =[σF]o.Co.Cα.Cv = 2,48.1.0,94.1,01 = 2,35 (N/mm2).
Tra bảng 4.7 chọn : Kđ = 1,2
Chiều rộng của đai:
b=

=

= 56,8 mm

Chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).
Tra bảng 21.16 chọn Chiều rộng bánh đai : B = 71 mm
Lực căng ban đầu và lcj tác dụng lên trục :
Fo =

.b. =1,8.63.6 = 680,4 N

Fr = 2.Fo.sin ( ) = 2.680,4.sin (

) = 1342 N

8


Bảng kết quả bộ truyền đai
Tên

Kí hiệu

Đơn vị

Kết quả

Đường kính đai nhỏ

d1

mm

Đường kính đai lớn

d2

mm

Chiều rộng đai

b

mm

Chiều rộng bánh đai

B

mm

63
71

Chiều dai đai

L

mm

4483

Lực tác dụng lên trục

Fr

N

Ghi chú

700
220

Thêm 100 : 400

1342
161,76 0

Góc ôm

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

3.1. Chọn vật liệu.
Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu làm việc và dựa vào bảng 6.1 ta chọn vật liệu
cho 2 cấp bánh răng như sau :
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền σb1 = 850 (MPa)

Giới hạn chảy σch1= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σb2= 750 (MPa)
Giới hạn chảy σch2= 450 (MPa).

3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.

:
9


+ HB = 245 < 350 ⇒ mH = 6
+ NHO = 30HHB2,4 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp xúc.
NHO1 = 30.2452,4 = 1,8.107 ; NHO2 = 30.2302,4 = 1,4.107

NHE2>NHO2 do đó KHL2 = 1
Suy ra NHE1 >NHO1 do đó KHL1 = 1
Tra bảng 6.2
Chọn SH = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nên:

Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính tương tự NHE>NHO do đó KHL = 1
Suy ra NHE>NHO

do đó KHL = 1

10


3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.

Tra bảng 6.2 :

KFC = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
+ HB = 245 < 350 ⇒ mF = 6
+ NFO = NFO1 = NFO2= 4.106: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm
về uốn.

NFE2>NFO2 do đó KFL2 = 1
Tương tự NFE1 >NFO1do đó KFL1 = 1
Tra bảng 6.2 :
SF = 1,75: Hệ số an toàn khi tính về uốn.
11


⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép:

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Bánh răng trụ răng thẳng nên:
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

3.3. Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng nghiêng.
3.3.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Tra bảng 6.5.:Ka = 43 (Mpa1/3): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại
bánh răng.
Tra bảng 6.6:Ψba = 0,3 ;
Tra bảng 6.7 : kHβ = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.

Lấy aw = 170 (mm).
12


3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
3.3.2.1. Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw =1,7…3,4 (mm)
Tra bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
3.3.2.2. Xác định số răng, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh.
-Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 30o.
- Xác định số răng:

1

2

1

2

Chọn z = 21⇒ z = u.z = 4,48.21 = 94,08chọn z = 94
Chiều rộng bánh răng : bw = Ψba.aw = 0,3.170 = 51
- Tỷ số truyền thực tế là :

Sai lệch tỉ số truyền : u =

= 0,0022< 0,04

Tính lại
⇒β = 32,220
- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vòng lăn, vòng chia:
dw1 = d1 =

=

= 62(mm)

dw2 = d2 =2a - d1= 2.170 - 62 = 278(mm)
+ Khoảng cách trục:
13


aw = 170 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 62 + 2.2,5= 67(mm)
da2 = d2 + 2.m = 278+ 2.2,5= 283(mm)
+ Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 62– 2,5.2,5 = 55,75(mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 278– 2,5.2,5 = 271,75 (mm)
3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Tra bảng 6.5: ZM = 274 (Mpa)1/3: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp.
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
tan
t

b

= cos

= arctan (

tan

b

. tan
) = 23,26

= 0,579 =>

a=

tw

t

b

= 30,07

=169,91
= arccos(

ZH =

) =23,33

= 1,54

+ Hệ số trùng khớp ngang:
14


+ Hệ số kể đến trùng khớp của răng :

+ Hệ số trùng khớp dọc:
>1

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
Tra bảng 6.7:KHβ = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
Vận tốc vòng :
Theo bảng 6.13: chọn cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 : KHα= 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

(δH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; Tra bảng 6.15

= 0,002

go: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2;
Tra bảng 6.16 go= 73.

15


* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Cấp chính xác 9 ⇒chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8⇒ ZR = 0,95.
Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. v

5 (m/s) ⇒ Zv = 1

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh rang. da2 700 (mm) ⇒ KxH = 1.
<

⇒thỏa mãn độ bền tiueeps xúc.

Tính lại : bw = 51.(

= 50 mm

3.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

-KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = .KFβ.KFα.KFV = 1,24. 1,37.1,017 = 1,73
Tra bảng 6.7:KFβ = 1,24: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về uốn.
Tra bảng 6.14: KFα= 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn..
+ KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
7

16


(

Tra bảng 6.15 :δF = 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.16 :go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng
của bánh 1 và bánh 2.)
-Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:

-Yβ :Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

-Tra bảng 6.18: YF1 = 4,04: Hệ số dạng răng của bánh 1.

+ YF2 = 3,6: Hệ số dạng răng của bánh 2. Tra bảng 6.18

- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

(+ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Ys: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất.
Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2,5= 1,016
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
da

400 (mm) ⇒ KxF = 1)
17


Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn.
3.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

3.4. Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
3.4.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

+Tra bảng 6.5 :Ka = 49,5 (Mpa1/3): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và
loại bánh răng.
+Tra bảng 6.6 :Ψba = 0,4;

= 0,9

+Tra bảng 6.7 :kHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.

Lấy aw = 300 (mm).
18

3.4.2. Xác định các thông số ăn khớp.
3.4.2.1. Xác định môđun.
m = (0,01…0,02)aw =3…6
=>chọnm = 3 (mm)
3.4.2.2. Xác định số răng, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh.
- Bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0o.
- Xác định số răng:

1

2

1

2

Chọn z = 48⇒ z = u.z = 3,12.48 = 149,76 chọn z = 150
- Tỷ số truyền thực tế là

Sai lệch tỉ số truyền : u =

= 0,0026< 0,04

Z1 > 31 => không cần dịch chỉnh.
- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng:
+Chiều rộng bánh răng : bw = Ψba.aw = 0,4.300 = 120 mm
+ Đường kính vòng lăn, vòng chia:
dw1= d1 =

=

= 145(mm)

dw2 = d2 = u.dw1 = 3,12.146 = 453 (mm)
+ Khoảng cách trục:
aw = 300 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m= 145+ 2.3 = 151 (mm)
19


da2 = d2 + 2.m= 453+ 2.3 = 458(mm)
+ Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 145– 2,5.3 = 137,5(mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 453– 2,5.3 = 445,5(mm)
3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

-Tra bảng 6.5 :ZM = 274 (Mpa)1/3: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp.
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ZH =
Răng thẳng =>

b

= 0o =>

=0

=>ZH = 1,76 (tra bảng 6.12)
+ Hệ số trùng khớp ngang:

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
+Tra bảng 6.7 :KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
Vận tốc vòng : v =

=

= 0,38 (m/s)
20


+ Tra bảng 6.13 chọn CCX = 9
+ Tra bảng 6.14 : KHα= 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.
+ KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 go= 73. Theo (6.42)

(Tra bảng 6.15 :δH = 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.16 :go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng
của bánh 1 và bánh 2. )
KH = 1,02.1,13.1,009 = 1,16

* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Cấp chính xác 9 ⇒chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8⇒ ZR = 0,95.

Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. v

5 (m/s) ⇒ Zv = 1

KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
da2 700 (mm) ⇒ KxH = 1.

Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.
Tính lại : bw = 120.(

= 110 mm
21


3.4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

-KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn:KF = .KFβ.KFα.KFV = 1,03.1.1,02 = 1,44
+Tra bảng 6.7 :KFβ = 1,03: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về uốn.
+Tra bảng 6.14 : KFα= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.
+ KFV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.

(Tra bảng 6.15 :δF = 0,011: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.16 :go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng
của bánh 1 và bánh 2. )
-Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:

-Yβ :Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

-Tra bảng 6.18 : YF1 = 3,65: Hệ số dạng răng của bánh 1.

+ Tra bảng 6.18 :YF2 = 3,6: Hệ số dạng răng của bánh 2.
22


- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

+ YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Ys: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất.
Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln3= 1,0036
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
da

400 (mm) ⇒ KxF = 1

Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn.
3.4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

* Bảng thông số.
Các thông số

Bộ truyền bánh

Bộ truyền bánh

răng nghiêng

răng thẳng
23


Khoảng cách trục aw(mm)

170

300

Môđunm

2,5

3

50

110

32,22o

0

Chiều rộng vành răng bw (mm)
Góc nghiêng của răng β
Số răng bánh răng(Z1,Z2)

21

94

48

150

278

145

453

67

283

151

458

55,75

271,75

137,5

445,5

Đường kính vòng lăn
(dw1, dw2) (mm)
Đường kính đỉnh răng (da1,da2)
(mm)
Đường kính đáy răng
(df1,df2) (mm)

62

24


Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.

4.1. Chọn vật liệu.
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có:
Độ cứng HB = 200
Giới hạn bền
Giới hạn chảy
ứng suất xoắn cho phép

4.2. Tính thiết kế trục.
4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I:

Lấy d1 = 40 (mm)

- Đường kính trục II:

Lấy d2 = 60 (mm)
- Đường kính trục III:

Lấy d3 = 80 (mm)
4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.
- Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2.
Bảng 4.1.
d (mm)
bo (mm)

40
23

60
31

80
39
25