Cơ sở thiết kế máy truyền dẫn bánh răng

  • Số trang: 37 |
  • Loại file: DOCX |
  • Lượt xem: 13 |
  • Lượt tải: 0
nhattuvisu

Đã đăng 26946 tài liệu

Mô tả:

ĐẠI HỌC QUỐC GIA HÀ NỘI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHÊ ---- ĐỒ ÁN MÔN HỌC Cơ sở Thiết kế máy TRUYỀN DẪN BÁNH RĂNG GVHD:CôVũ Thị Thùy Anh Nhóm sinh viên thực hiện: Phan Minh Tân Đỗ Văn Tài Vũ Văn Phu Lê Hồng Quân Phạm Đức Việt Hà Nội, 04/2013 LỜI NÓI ĐẦU Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 1 Môn học Cơ sở Thiết kế máy đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công nghiệp, nông nghiệp, giao thông vận tải. .. Đồ án môn học có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…,được xác minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất. Đồ án môn học là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên theo học nghành cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy. Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của Cô Vũ Thị Thùy Anh trong bộ môn,đến nay đồ án môn học của chúng em đã hoàn thành. Tuy nhiên do lần đầu làm quen với công việc tính toán thiết kế máy cũng như hiểu biết còn hạn hẹp 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 chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của các thầy cô trong bộ môn để chúng em ngày càng tiến bộ. Chúng em xin chân thành cảm ơn Cô Vũ Thị Thùy Anh đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này ! MỤC LỤC Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 2 PHẦN I - HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRU A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRU, RĂNG NGHIÊNG B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH TRU, RĂNG THẲNG PHẦN II - THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN - TRU A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG B - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRU RĂNG THẲNG PHẦN III–PHU LUC_BẢNG CÁC THÔNG SỐ NỘI SUY Một số kí hiệu được sử dụng: Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 3 σH Ứng suất tiếp xúc σF Ứng suất uốn [σH] Ứng suất tiếp xúc cho phép [σF] Ứng suất uốn cho phép σOHlimGiới hạn mỏi tiếp xúc` σOFlim Giới hạn mỏi uốn m Môđun bánh răng trụ thẳng aw Khoảng cách trục d1, d2 Đường kính vòng chia bánh dẫn và bánh bị dẫn z1 , z2 Số bánh răng dẫn và bánh bị dẫn KHα, KFα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHβ, KFβ Hệ số tập trung tải trọng KHV, KFV Hệ số tải trọng động ψba, ψbd Hệ số chiều rộng vành răng bánh trụ KH/ KF Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc/uốn β Góc nghiêng răng sH, sF Hệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp xúc єα, єβ Hệ số trùng khớp ngang, dọc αω Góc ăn khớp de Đường kính vòng chia ngoài dm Đường kính vòng chia trung bình me Môđun vòng chia ngoài mmMô đun vòng chia trung bình ReChiều dài côn ngoài Rm Chiều dài côn trung bình b Chiều rộng vành răng KR Hệ số phụ thuộc bánh răng và loại bánh răng Kbe Hệ số chiều rộng vành răng Yβ Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF Hệ số dạng răng Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 4 Phần I HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ QUY TRÌNH TÍNH TOÁN CHUNG 1. Chọn vật liệu 2. Xác định Ứng suất tiếp xúc cho phép 3. Xác định Ứng suất uốn cho phép 4. Xác định Ứng suất quá tải cho phép 5. Chọn hệ số chiều rộng vành răng 6. Xác định khoảng cách trục 7. Mođun răng 8. Xác định số răng mỗi bánh, góc nghiêng răng 9. Tính toán lại tỉ số truyền 10.Xác định các thông số hình học của bộ truyền 11.Tính vận tốc vòng ,chọn cấp chính xác 12.Tính lực tác dụng lên bộ truyền 13.Hệ số dạng răng 14.Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc 15.Kiểm nghiệm Ứng suất uốn 16.Kiểm nghiệm răng về quá tải 17.Bảng các thông số của bộ truyền Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 5 Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ với các số liệu cho như sau: Công suất động cơ: Số vòng quay động cơ: Thời gian sử dụng: Tải trọng thay đổi theo bậc: Thời gian: Phân tỉ số truyền: Bỏ qua ma sát trên bộ truyền.  P=5,7 KW n1=960 vòng/phút L= 12000h T1=T; T2=0,6T; T3=0,4T t1=0,3tck; t2=0,3tck; t3=0,4tck uh= 20 , với λc3 = 1,3 Xác định mômen xoắn: T1 = 9,55.106 P = 9,55.106.5,7/960 n1 =56703Nmm  Tìm tỉ số truyền cho từng cấp: u1 : Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ nghiêng (cấp nhanh) u2 : Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ thẳng (cấp chậm) Ta có: λc3 (U 1+1).U 14 = 1  1,3 (U 1+1).U 14 = 1 (U h+U 1).U h2 (20+U 1).20 2  1,3.u15+ 1,3.u14 -400u1- 400.20 = 0  u1 ~ 5,75  u2 = uh / u1 = 20/5,75 ~ 3,48 1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả 2 cấp Thép C45 tôi cải thiện Bánh dẫn: HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa Bánh bị dẫn: HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa 2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép -Số chu kì làm việc cơ sở: NHO1 =30.HB12,4=30.2452,4=16,3.106 chu kì NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì -Vì tải trọng thay đổi theo bậc =>Số chu kì làm việc tương đương: Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 6 NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti =60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T)3t3] =60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3] =60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì NHE2 = NHE1/u1 =348.106/3,48 =100.106 chu kì Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02 =>KHL1= KHL2=1; Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định như sau: σOHlim=2.HB+70 => σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phépđược tính theo công thức: [σH] =σOHlim.KHL/SH Vì thép tôi cải thiện: SH=1,1 (Hệ số an toàn) + Bánh dẫn: [σH1]=σOH1lim 1 1,1 + Bánh bị dẫn: [σH2]=σOH2lim =560. 1 1,1 1 1,1 =530. =509,1 Mpa 1 1,1 =481,8 Mpa  Đối với cấp nhanh, bánh trụ ,răng nghiêng: Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức: [σH]= 0,5.([σH1]+ [σH2]) = 495,45 MPa  Đối với cấp chậm, bánh trụ, răng thẳng Vì [σH2] <[σH1] => Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 481,8Mpa 3/ Xác định ứng suất uốn cho phép -Số chu kì làm việc cơ sở: NFO1 = NFO2 =5.106 chu kì =>Số chu kì làm việc tương đương: NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)6niti Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 7 =60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì NFE2=NFE1/u1=76,4.106chu ky Vì NFE1>NFO1; NFE2>NF02 =>KFL1= KFL2=1 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi uốn xác định như sau: σOFlim=1.8HB => σOF1lim=1,8.245=441 MPa σOF2lim=1,8.230=414 Mpa Ứng suất uốn cho phép: [σF] =σFlim.KFL/SF Chọn SF= 2 Ta có: [σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa [σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa 4/ Ứng suất quá tải cho phép [σH]max=2,8.σch2=2,8.450=1260 Mpa; [σF1]max=0,8σch1=0,8.580=464 Mpa [σF2]max=0,8σch2=0,8.450=360 Mpa Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 8 A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG 5/Chọn hệ số chiều rộng vành răng Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ψba=0,3- 0,5. Chọn ψba=0,4 Khi đó: ψbd= ψba(u1+1)/2=0,4.(5,75+1)/2=1,35 Từ bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,07; KFβ=1,13 6/ Xác định khoảng cách trục aw=43(u1+1) √ 3 √ T 1. K hβ = 43.(5,75+1). 3 56703.1,07 = 138mm 2 2 ψba.u1.[σ h] 0,4.5,75.495,45 Theo tiêu chuẩn, chọn aw=150 mm 7/ Mođun răng m = ( 0,01  0,02 ) a = 1,5 3 (mm) Theo tiêu chuẩn, chọn m=2,5 mm 8/ Xác định số răng mỗi bánh, góc nghiêng răng Từ điều kiện 8o =< β<=20o Suy ra: 2acos 20 m(u+1) Hay: = Zє = 0,794 -KH =KHα. KHβ. KHv Nội suy theo bảng 6.12 được KHα = 1,13 Lại có: KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1. KHα. KHβ) vH = δH.g0.v.(aω/ u1t)1/2 Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 11 Tra bảng 6.20 có: δH = 0,002 Tra bảng 6.21 có : g0 = 73  vH = 0,002.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 1,59  KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1. KHα. KHβ) = 1+1,59.60.44,5/(2.56703.1,13.1,07)= 1,03 Vậy : KH = 1,13.1,07.1,03 =1,245 Thay các số liệu vừa có vào (1), ta được: √ σH = 275.1,724.0,794 2.56703.1,245.(5,765+1) = 444,5Mpa 44,5 60.5,765  Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Với v=2,136 m/s, Zv = 1 Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25-2,5 μm. Khi đó ZR = 0,95. Vì da<700 mm => KxH = 1. Ta có: [σH] = [σH].Zv.ZR.KxH = 495,45.0,95 = 470,7 Mpa Vì σH= 444,5Mpa<[σH] = 470,7 Mpa => Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc. 15/ Kiểm tra Ứng suất uốn σF= 2. T1.YF.KF.Yє.Yβ/(d1.bωm) (2) Trong đó: -Yє = 1/ єα = 1/1,586 = 0,63 -Yβ = 1- єβ. β/120 Với єβ = bω. sin β = 60. sin17 = 2,23 π .m 2,5 π  Yβ = 1- 2,23.17 = 0,684 120 Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 12 -KF =KFα. KFβ. KFv KFα = 1,37 (tra bảng 6.12) KFβ = 1,13( tra bảng 6.4) Để tính KFv , có: KFv =1+ vF.b.dm1/(2T1. KFα. KFβ) Trong đó:vF = δF.g0.v.( aω/ u)1/2 Tra bảng 6.20 có: δF = 0,006 Tra bảng 6.21 có : g0 = 73  vF = 0,006.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 4,77  KFv= 1+4,77.60.44,5/(2.56703.1,37.1,13) = 1,07 Thay vào (2), được: KF = 1,37.1,13. 1,07 =1,656 Từ đó suy ra: σF1= 2.56703.4,24.1,656.0,63.0,684 = 51,4 MPa<[σF1] =220,5 MPa 44,5.60.2,5 σF2 = (YF2/YF1). σF1= (3,6/4,24).51,4 = 43,6 MPa <[σF2] = 207 Mpa Do vậy, độ bền uốn được thỏa mãn. 16/ Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có: Kqt =T max/T =1 ,8 [σH1max] = σH. (Kqt)1/2 = 470,7.1,81/2 = 631,5 Mpa < [σHmax] = 1260 Mpa [σF1max] = σF1. Kqt = 51,4.1,8= 92,5 Mpa < [σF1max] = 464 Mpa [σF2max] = σF2. Kqt = 43,6.1,8= 78,5 Mpa < [σF1max] = 360 Mpa BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 13 THÔNG SỐ Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy TRỊ SỐ 14 Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Tỉ số truyền Đường kính vòng lăn của bánh răng Đường kính đỉnh răng Đường kính chân răng Chiều rộng vành răng Góc nghiêng răng Góc ăn khớp Khoảng cách trục Hệ số dịch chỉnh Z1 = 17 Z2 = 98 Ubrt = 5,72 - Bánh dẫn: dw1 = 44,5(mm) - Bị dẫn :dw2 = 256(mm) - da1 = 49,5 (mm) - da2 = 261 (mm) - df1 = 38,25(mm) - df2 = 249,75(mm) - bw = 60(mm) - β = 17o - αtw = 20o -aw= 150 mm x1 = x2 =0 B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬMBÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG 5/Chọn hệ số chiều rộng vành răng Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ψba=0,3-0,5. Chọn ψba=0,4 Khi đó: ψbd= ψba(u2+1)/2=0,4.(3,48+1)/2=0.89 Tra bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,04; KFβ=1,07 6/ Xác định khoảng cách trục Giả sử bỏ qua ma sát trên răng và tổn thất trên cặp ổ lăn, khi đó: Momen xoắn T2 = T1.u1t = 56703. 5,765 ~ 326893Nmm Khoảng cách trục: aw=50(u2+1) √ 3 √ T 2. K hβ = 50.(3,48+1). 3 326893.1,04 = 227,83mm 2 ψba.u.[σ h] 0,4.3,48 .481,82 Chọn aw=225mm 7/ Mođun răng m = ( 0,01  0,02 ) a = 2,25 4,5 (mm) Chọn m=2,5 mm Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 15 8/ Xác định số răng mỗi bánh Tổng số răng: z1+z2=2aw/m= 2.225/2,5=180răng Số răng bánh dẫn: z1= z 1+z2 u1+1 =180/4,48=40,17răng . Chọn z1 = 40 răng Số răng bánh bị dẫn: z2=180 – 40=140 răng 9/Tính toán lại tỉ số truyền u2t= z2 z1 = 140 40 = 3,5 Thỏa mãn δu<=2-3% 10/ Xác định các thông số hình học của bộ truyền Thông số hình học Đường kính vòng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Chiều rộng vành răng Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Công thức d1 =z1.m=40.2,5=100 mm d2 =z2.m=140.2,5=350 mm da1= d1+2m=100+5 =105 mm da2= d2+2m=350+5=355 mm df1= d1-2,5m=100-2,5.2,5=93,75mm df2=d2-2,5m=350-2,5.2,5=343,75mm b2=aw. ψba=225.0,4=90 mm b1=b2+6=90+6=96mm Chọn góc ăn khớp αtω = 20o 11/ Vận tốc vòng,chọn cấp chính xác v= πd 1n1 1 60000 u(1t) = π 100.960 5,765.60000 = 0,87 m/s Nội suy bảng 6.3, chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3 m/s. Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 16 12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền - Lực vòng: Fv = Fv1= Fv2= 2.T 2 d1 - Lực pháp tuyến: Fn1=Fn2= Fv cos20 = = 2.326893 100 6538 cos20 = 6538 N = 6956 N - Lực hướng tâm: Fr1= Fr2 = Fv.tan 20=6538. tan20 = 2380 N 13/ Hệ số dạng răng - Đối với bánh dẫn: - Đối với bánh bị dẫn: YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/40 = 3,8 YF2 = 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/140 = 3,56 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn): - Bánh dẫn: [σF1]/ YF1 = 220,5 3,8 = 58 - Bánh bị dẫn: [σF2]/ YF2 = 207 3,56 = 58,15 14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc √ σH = ZmZ hZ є 2T 2. K h β. K hv .(u+1) d1 bω.u Trong đó Zm = 275 Mpa1/2 ZH = 1,76 Zε = 0,96 KHV= 1,05 ( tra bảng 6.5) Thay các giá trị trênvào (3), ta có: Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 17 (3) √ σH= 275.1,76.0,96 2.326893.1,04.1,05.(3,5+1) = 469,2MPa 100 90.3,5 σH = 469,2MPa<[σH] = 481,8 MPa => Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc. 15/ Kiểm tra Ứng suất uốn σF1= 2.T2.YF1.KFβ.KFV/(d1.bωm)(4) Trong đó: KFβ = 1,07( tra bảng 6.4) KFV = 1,1( tra bảng 6.5) Thay các giá trị đã có vào (4), tađược: σF1= 2.326893.3,8.1,07.1,1 100.90.2,5 =130Mpa < [σF1] = 220,5 MPa σF2 = (YF2/YF1). σF1 = (3.56/3.8).130 = 122 MPa < [σF2] = 207 MPa Do vậy, độ bền uốn được thỏa mãn. 16/ Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có: Kqt =T max/T =1 ,8 [σH1max] = σH. (Kqt)1/2 = 469,2.1,81/2 = 629,5 Mpa <[σHmax] = 1260 Mpa [σF1max] = σF1. Kqt = 130.1,8= 234 Mpa <[σF1max] = 464 Mpa [σF2max] = σF2. Kqt = 122.1,8= 220 Mpa <[σF1max] = 360 Mpa Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 18 BẢNGTHÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG THÔNG SỐ TRỊ SỐ Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Tỉ số truyền Đường kính vòng lăn của bánh răng Đường kính đỉnh răng Đường kính chân răng Chiều rộng vành răng Khoảng cách trục Z1 = 40 Z2 = 140 Ubrt = 3,5 - Bánh dẫn: dw1 = 100(mm) - Bị dẫn :dw2 = 350(mm) - da1= 105(mm) - da2 = 355(mm) - df1 = 93,75(mm) - df2 = 343,75(mm) - bw = 90(mm) -aw= 225 mm Phần II THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN-TRỤ(Các số liệu của bài toán giống như Phần I) Xác định tỉ số truyền: u1 : Tỉ số truyền ở cấp nhanh, bánh răng côn, răng thẳng u2 : Tỉ số truyền ở cấp chậm, bánh răng trụ, răng thẳng Phương trình độ bền đều cho hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp: λkck3. u14/[(uh+u1).uh2] = 1 (1) Trong đó: λk = 2,25.ψbd2.[K02]/((1- Kbe).Kbe.[K01]) Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 19 ck = d(w 22) d(e21) , thường nằm trong khoảng (1:1,4) Chọn Kbe=0,25; ck = 1,15; ψbd2 =1,1; [K01] ~ [K02] Suy ra: λk = 2,25.1,1 (1−0,25).0,25 = 13,2 =>λkck3 = 13,2. 1,153 = 20, thay vào phương trình (1) có: 20. u14/[(20+u1).202] = 1  u1=4,75 ; u2=20/u1 = 20/4,75=4,21 1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả 2 cấp Thép C45 tôi cải thiện Bánh dẫn: HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa Bánh bị dẫn: HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa 2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép -Số chu kì làm việc cơ sở: NHO1 =30.HB12,4=30.2452,4=16,3.106 chu kì NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì -Vì tải trọng thay đổi theo bậc =>Số chu kì làm việc tương đương: NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti =60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T)3t3] =60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3] =60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì NHE2 = NHE1/u1 =348.106 /4,75 = 73,3.106 chu kì Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02 =>KHL1= KHL2=1 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định như sau: σOHlim=2.HB+70 Đồ án Cơ sở Thiết Kế Máy 20
- Xem thêm -