Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD : PHẠM MINH TUẤN SVTH : NGUYỄN HOÀNG THI MSSV : 21103338 ĐỀ TÀI: Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 3 hệ thống dẫn động xích tải gồm: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ. Bộ truyền đai thang. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển. Nối trục đàn hồi. Bộ phận công tác (xích tải). Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải: F = 6500 N Vận tốc xích tải: v = 1,5 m/s Số răng đĩa xích dẫn: z = 11 răng Bước xích: p = 110 mm Thời gian phục vụ: L = 7 (năm) Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ, một năm làm việc 240 ngày. Chế độ tải: T1 = T T2 = 0.8T T3 = 0,7T t1 = 17 s t2 = 17 s. t3 = 10 s Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ±5 % ========================================== PHẦN 1 : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ : Công suất đẳng trị trên xích tải: Pdt = Pmax3T1T2× t1 +T2T2× t2+T3T2× t3t1+t2+t3 Pdt = 9,75312× 17 +0.82×17+0,72×10 17+17+10 Pdt = 8,8387 (KW) Hiệu suất của toàn bộ hệ thống: ηΣ = ηđ . ηbr1 . ηbr2 . ηkn . (ηol)3 tra bảng 3.3 tài liệu [1] ta có: ηđ = 0.95 hiệu suất bộ truyền đai ηbr1 = ηbr2 = 0.95 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ηol = 0.99 hiệu suất ổ lăn ηkn = 0.99 hiệu suất khớp nối trục. vậy ηΣ = 0.8236 Công suất đẳng trị trên trục động cơ: (KW) Số vòng quay trên trục động cơ: Số vòng quay của đĩa xích tải ( công thức 2.17 tài liệu [2] ) ( vòng/phút ) Tỉ số truyền sơ bộ: Tra bảng 2.4 tài liệu [2] ta có: usbđ = 3, usbh = 12 => usbc = 36 số vòng quay sơ bộ cần thiết của động cơ: nsbct = nxt . usbc =74,38.36=2677,68 (vòng/phút ) Chọn động cơ : Động cơ được chọn cần thỏa điều kiện: Tra bảng P.1.1 tài liệu [2] ta chọn động cơ có số hiệu 4A132M2Y3 có thông số như sau: công suất: P = 11 KW vận tốc quay: n = 2907 v/p hệ số công suất: cosφ = 0,9 Hiệu suất: η% = 88 Phân phối tỉ số truyền: Động cơ Số vòng quay Tỷ số truyền chung Tỷ số truyền hộp giảm tốc Tỷ số truyền bộ truyền đai Tỷ số truyền bánh răng 1 Tỷ số truyền cặp bánh răng 2 4A132M2Y3 2907 39 13 3 3 4,3 Công suất, momemt, vận tốc trên các trục: Trục II: KW v/p N.mm Trục sI: KW v/p N.mm Động cơ: KW v/p N.mm Bảng số liệu thiết kế bộ truyền cơ khí: Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Công suất (KW) 11,83 11,13 10,47 9,85 Tỉ số truyền 3,25 4,32 2,78 Vận tốc (v/p) 2907 894,46 207,05 74,48 Moment xoắn (N.mm) 38864 118833 482920 1262990 ========================== ========= Phần 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT Thông số thiết kế: Công suất: P1 = 5,5 KW Vận tốc: n1 = 716 v/p Moment: T1 = 73359 N.mm Tỉ số truyền: uđ = 4 Điều kiện làm việc: quay 1 chiều, làm việc 2 ca, va đập nhẹ. Ta chọn vật liệu đai là vải cao su. Tính d1. mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 225 mm Vận tốc: m/s Tính d2. Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 900mm Tính lại tỉ số truyền u: Tính chiều dài đai L. Tính sơ bộ khoảng cách trục: a > 2(d1 + d2)=2250 mm chọn a sơ bộ = 2250 mm chiều dài đai: mm Tăng L thêm 200 mm để nối đai Vậy L = 6500 mm tính lại khoảng cách trục: a = 2241 mm kiểm tra: Vậy giá trị L thỏa điều kiện làm việc. góc ôm đai. rad chiều dày đai. Chọn mm bề rộng đai. (1) Trong đó: Với =2,17 ( tra bảng 4.7 tài liệu [1] với =1,8 Mpa ) ( vì v < 10 m/s ) ( vì hai bánh đai được lắp nằm ngang ) ( làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ ) MPa Thế vào (1) ta có: mm Theo tiêu chuẩn ta chọn b = 60 mm Bề rộng bánh căng đai. Tra bảng 4.5 tài liệu [1] ta có ứng với b = 60 mm thì B = 70 mm Vậy thiết kế bánh căng đai có bề rộng B = 70mm Tính lực tác dụng. Lực căng ban đầu: N Lực tác dụng lên trục và ổ lăn: N Bảng thông số thiết kế bộ truyền đai: P1 (KW) n1 (v/p) d1 (mm) d2 (mm) a (mm) 5,5 716 225 900 2241 Fr (N) Fo (N) B (mm) b (mm) 2403 810 70 60 α1 (0) u L (mm) δ (mm) 162,82 4 6500 7,5 ========================== ========= Phần 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG Thông số thiết kế: vì bộ truyền bánh răng được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín ), để tránh hiện tượng tróc rỗ mặt răng, ta chọn phương án tính toán thiết kế theo độ bền mỏi tiếp xúc. Công suất: P = 4,88 KW Moment xoắn: T = 260358 Nmm Thời gian làm việc tính theo giờ: h Chọn vật liệu Bánh răng dẫn là thép C45 tôi cải thiện có: độ rắn 250 HB. Giới hạn mỏi: Mpa Giới hạn mỏi uốn: Mpa Hệ số an toàn: SH = 1,1 SF = 1,75 Bánh bị dẫn là thép C45 thường hóa, độ rắn 235 HB. Giới hạn mỏi: Mpa Giới hạn mỏi uốn: Mpa Hệ số an toàn: SH = 1,1 SF = 1,75 (bảng 6.13 trang 220 tài liệu [1] ) ứng suất cho phép: ứng suất tiếp xúc: Xác định số chu kì làm việc tương đương NHE và hệ số tuổi thọ KL: Đối với bánh dẫn: Vì mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1 chu kì Số chu kì làm việc cơ sở NHO : NHO1 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 0,17.108 chu kì Vì NHE1 > NHO1 do đó Đối với bánh bị dẫn: chu kì Số chu kì làm việc cơ sở NHO : NHO2 = 30HB2,4 = 30.2352,4 = 0,15.108 chu kì Vì NHE2 > NHO2 do đó Xác định giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép: MPa MPa Đối với bánh răng côn răng thẳng, thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị , Do đó Mpa ứng suất uốn cho phép. (1) Trong đó: KFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc đảo chiều. số chu kì làm việc tương đương : bánh dẫn: Vì NFE1 = 1,235.108 > NFO = 4.106 do đó KFL1 = 1. Bánh bị dẫn: Vì NFE2 = 0,38.108 > NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1. Thế các giá trị tìm được vào (1) ta có: MPa Mpa Các thông số bánh răng: Đường kính vòng chia ngoài: Trong đó: =1,281( tra bảng 6.18 tài liệu [I] ) Tra bảng 6.19 trang 249 tài liệu I Ta chọn z1p = 20 răng, và do H1 và H2 đều < 350 HB Do đó z1= 1,6.z1p = 32 răng Số răng bánh bị dẫn: z2= u.z1 = 32.3,25 = 104 răng Môđun vòng chia ngoài: Theo tiêu chuẩn ta chọn me = 4, do đó: mm Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn: mm Chiều dài côn ngoài: mm Chiều rộng vành răng: mm Góc mặt côn chia: Đường kính vòng chia trung bình: mm mm Vận tốc vòng: m/s Môđun vòng chia trung bình: Chọn mm = 4 Theo bảng 6.3 tài liệu [1] với v < 2,5 m/s ta chọn cấp chính xác = 9. Giá trị các lực tác động lên bộ truyền. N N N Kiểm nghiệm ứng suất. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc. Với v = 1,03 m/s, cấp chính xác 8, tra bảng 6.17 tài liệu [1] ta có : KHV = KFV = 1,08 Ứng suất tiếp xúc: Trong đó: KH = KHv . KHβ= 1,281.1,08 = 1,38. Hệ số tải trọng tính ZM = 275 Mpa1/2 cặp bánh răng bằng thép. ZH = 1,76 khi α=200 Zε = 0,96 khi ε=1,2 Thế các giá trị vào 2 ta có: ứng suất tiếp xúc: Mpa Vậy nên bánh răng đủ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm ứng suất uốn. Số răng tương đương: Hệ số dạng răng: Tỉ số so sánh độ bền uốn: Vì nên ta tính toán độ bền uốn theo bánh răng dẫn ứng suất uốn: Với KF = KFv . KFβ= 1,43.1,08 = 1,54. Hệ số tải trọng tính Vậy nên bánh răng đủ bền uốn. Thông số thiết kế bộ truyền bánh răng côn, răng thẳng. Công suất trên trục bánh răng dẫn P1(kW) = 4,88 Số vòng quay trục bánh răng dẫn n1(v/ph) = 179 Mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn T1(Nmm) = 260358 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng nón răng thẳng ubr = 3,25 Tổng số giờ làm việc Lh(giờ) = 24000 Vật liệu bánh dẫn - Độ rắn HRC = 250 Vật liệu bánh dẫn - Giới hạn bền sb(MPa) = 1,8 Vật liệu bánh dẫn - Giới hạn chảy sch(MPa) = Vật liệu bánh bị dẫn - Độ rắn HRC = 235 Vật liệu bánh bị dẫn - Giới hạn bền sb(MPa) = Vật liệu bánh bị dẫn - Giới hạn chảy sch(MPa) = Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [s0H](MPa) = 441,8 Ứng suất uốn cho phép tính toán [s0F](MPa) = 241,7 Chọn hệ số tải trọng tính KHb = 1,281 Chọn hệ số bề rộng bánh răng ybe = 0,285 Đường kính vòng chia ngoài bánh dẫn de1 tính toán de1³ (mm) =119,5 Chọn số răng Z1p Z1p (răng) = 20 Số răng bánh dẫn Z1(răng) = 32 Số răng bánh bị dẫn Z2(răng) = 104 Mô đun ngoài tiêu chuẩn me (mm) = 4,23 Đường kính vòng chia bánh dẫn de1(mm) = 128 Đường kính vòng chia bánh bị dẫn de2(mm) = 416 Sai số tỉ số truyền cả hệ thống Du (%) = 0 Đường kính trung bình bánh dẫn dm1(mm) =109,76 Đường kính trung bình bánh bị dẫn dm2(mm) = 356,72 Góc đỉnh nón chia bánh dẫn d1 (độ) = 17,1 Góc đỉnh nón chia bánh bị dẫn d2 (độ) = 72,9 Chiều dài đường sinh mặt nón chia Re (mm) = 217,6 Bề rộng bánh răng b (mm) =62 Cấp chính xác chế tạo CCX = 9 Lực vòng trên bánh dẫn Ft1 (N) = 4653,4 Lực dọc trục trên bánh dẫn Fa1 (N) = 498 Lực hướng tâm trên bánh dẫn Fr1 (N) = 1618,83 ============================= Phần 4: THIẾT KẾ TRỤC Thiết kế trục I. Thiết kế sơ bộ: Trục I truyền moment xoắn từ bánh đai đến bánh dẫn của hộp giảm tốc một cấp, có bánh đai và bánh răng côn răng thẳng ở ngoài, cặp ổ lăn ở giữa. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu là thép C35 có: ứng suất cho phép [σ] = 65 Mpa; [τ] = 20 Mpa Giới hạn bền σb = 560 MPa, giới hạn chảy σch = 320 MPa σ-1 = 280 Mpa; τ-1 = 140 Mpa Khoảng cách trục theo chiều dài. Tra bảng 10.2 tài liệu [1] với T = 260358 N.mm ta chọn: f = 80 mm khoảng cách giữa bánh đai với ổ lăn 1. e = 95 mm khoảng cách giữa 2 ổ lăn. u = 85 mm khoảng cách giữa ổ lăn 2 và bánh răng. x = 10 mm w = 40 mm bề rộng ổ lăn. Phân tích lực tác dụng lên trục I: Trong đó: Moment xoắn: T1 =260358 N.mm Lực tác dụng lên lên bánh đai: Fr = 2403 N Lực tác dụng lên bánh răng: Lực tiếp tuyến: Ft1 = 4653,4 N Lực hướng tâm: Fr1 = 1618,83 N Lực dọc trục: Fa1 = 498 N Moment uốn: Tính toán sơ bộ đường kính trục Tính toán độ bền: Trong mặt phẳng oyz: Trong mặt phẳng oxz: Vẽ biểu đồ moment với: Moment tương đương tại tiết diện nguy hiểm: Dựa vào biểu đồ moment ta thấy tiết diền nguy hiểm tại B Moment uốn tại B: Moment tương đương tại B: Đường kính trục tại B: Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên ta chọn Ta chọn các kích thước còn lại như hình: Kiểm tra lại tiết diện: Tại vị trí A: Tại vị trí lắp bánh răng: Chọn then bằng: Thông số cho trước: Moment xoắn: Đường kính trục: , Chiều dài mayơ: , Điều kiện làm việc: tải va đập nhẹ. Vật liệu: chọn vật liệu là thép 45 có: ứng suất cắt cho phép: ứng suất dập cho phép: chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai: chọn then 2 đầu bằng ( vì nếu chọn then 2 đầu tròn tính không đủ bền ) với các thông số: b = 10 mm, h = 8 mm, l = 40 mm kiểm tra ứng suất cắt: Kiểm tra ứng suất dập: then bằng tại vị trí lắp bánh răng: chọn then 2 đầu tròn với các thông số: b = 10 mm, h = 8 mm, l = 45 mm kiểm tra ứng suất cắt: Kiểm tra ứng suất dập: Kiểm nghiệm trục: ( Tại tiết diện nguy hiểm ) Hệ số an toàn khi xét đến ứng suất pháp: Trong đó: Mpa ( tra bảng 10.11 sách Trịnh Chất ) Mpa ( vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng) Mpa ( thép cacbon mềm ) ( trục được tôi bề mặt bằng tần số cao ) Hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp là: Hệ số an toàn khi xét đến ứng suất tiếp: Trong đó: Mpa ( tra bảng 10.11 sách Trịnh Chất ) Mpa Mpa Mpa ( thép cacbon mềm ) ( trục được tôi bề mặt bằng tần số cao ) Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp là: Hệ số an toàn: Các tiết diện còn lại: Tiết diện M T Vị trí lắp bánh răng 13872 260358 1,75 4,98 1,5 20,34 53,98 7,16 7,1 Vị trí lắp bánh đai 0 260358 1,75 0 1,5 - - - - Kết cấu trục I: Thiết kế trục II: Thiết kế sơ bộ: Trục I truyền moment xoắn từ bánh đai đến bánh dẫn của hộp giảm tốc một cấp, có bánh đai và bánh răng côn răng thẳng ở ngoài, cặp ổ lăn ở giữa. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu là thép C35 có: ứng suất cho phép [σ] = 65 Mpa; [τ] = 30 Mpa Giới hạn bền σb = 560 MPa, giới hạn chảy σch = 320 MPa σ-1 = 280 Mpa; τ-1 = 140 Mpa Khoảng cách trục theo chiều dài. Đường kính sơ bộ: (1) Chọn dbr2 = 58 mm , Tra bảng 10.2 tài liệu [1] với T = 805673 N.mm ta chọn: x = 10 mm, w = 60 mm Ta có kích thước sơ bộ trục: Phân tích lực tác dụng lên trục I: Trong đó: Moment xoắn: T1 =805673 N.mm Lực tác dụng lên bánh răng: Lực tiếp tuyến: Ft2 = 4653,4 N Lực hướng tâm: Fr2 = 1618,83 N Lực dọc trục: Fa2 = 498 N Moment uốn: Chọn nối trục: Moment xoắn tính toán: Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T] = 1000 Nm, D0 = 160 mm ( xem phần chọn nối trục ) Lực tại chốt: N Tính toán độ bền: Trong mặt phẳng oyz: Trong mặt phẳng oxz: Biểu đồ moment: Moment tương đương tại tiết diện nguy hiểm: Dựa vào biểu đồ moment ta thấy tiết diền nguy hiểm tại D Moment uốn tại D: Moment tương đương tại B: Đường kính trục tại B: Do tại tiết diện nguy hiểm có rãnh then nên ta tăng đường kính thêm %, kết hợp với điều kiện (1) ta chọn Ta chọn các đường kính còn lại như hình: Kiểm tra lại tiết diện: Tại vị trí A: Chọn then bằng: Thông số cho trước: Moment xoắn: Đường kính trục: Chiều dài mayơ: Điều kiện làm việc: tải va đập nhẹ. Vật liệu: chọn vật liệu là thép 45 có: ứng suất cắt cho phép: ứng suất dập cho phép: then bằng tại vị trí lắp bánh răng: chọn then 2 đầu tròn với các thông số: b = 16 mm, h = 10 mm, l = 70 mm kiểm tra ứng suất cắt: Kiểm tra ứng suất dập: Kiểm nghiệm trục: Hệ số an toàn khi xét đến ứng suất pháp: Trong đó: Mpa ( tra bảng 10.3 tài liệu [1] ) 1,75 trục có rãnh then. Mpa ( vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng) Mpa Với ( thép cacbon mềm ) ( trục được tôi bề mặt bằng tần số cao ) Hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp là: Hệ số an toàn khi xét đến ứng suất tiếp: Trong đó: Mpa ( tra bảng 10.3 tài liệu [1] ) ( trục có rãnh then ) Mpa Với Mpa Mpa ( thép cacbon mềm ) ( trục được tôi bề mặt bằng tần số cao ) Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp là: Hệ số an toàn : Kết cấu trục: Chọn nối trục: Do các trục có sự lệch tâm nên ta chọn nối trục đàn hồi: Tra bảng 16.10a tài liệu [2] ta chọn nối trục có các thông số như sau: T (N.m) d D d1 D0 nmax B l1 D3 l2 1000 50 210 90 160 2850 6 40 36 40 Phần 5: CHỌN Ổ LĂN Thiết kế cặp ổ lăn trên trục I: Ta có các số liệu tính toán: RBy = 5327,87 N RBx = 3918,65 N RCy = 4543,7 N RCx = 8572 N Lực dọc trục : Fa1 = 498 N Ta có: FrB = RBx2+ RBy2  = 3918,652+ 5327,872 = 6313,77 N FrC = RCx2+ RCy2  = 85722 + 4543,72  = 9701,77 N Vì FrC > FrB nên ta chọn ổ lăn C để tính. ⇒ Fr = 9701,77 N Fa = 498 N Vì Fa = 498 N < 0.3 Fr = 2910,5 N nên ta tính theo công thức của ổ đỡ: Q = (X.V.Fr + Y.Fa) . Kd.Kt trong đó: V = 1 (vì vòng trong quay) X = 1 , Y = 0 (vì Fa / (V.Fr) = 0.0513 < e ) Chọn Kd = 1 (vì làm việc hai ca tải trọng va đập nhẹ) Chọn Kt = 1 (vì nhiệt độ làm việc dưới 100 0C) Ta tính được : Q = 6058.9 N Khả năng tải động của ổ Cd = QmL = 38,56 kN (vì tốc độ quay của trục 1 là 179 vòng/phút nên L = 257,76 triệu vòng) Chọn [C] =40 kN > Cd = 38,56 kN Vì đường kính vòng trong của ổ lăn là d = 45 mm nên ta chọn hai ổ lăn có ký hiệu là: 409 để lắp trên trục I với các thông số: Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi, mm C, kN C0 ,kN 409 45 120 29 3 23,02 60,4 53 thiết kế cặp ổ lăn trên trục II: Số liệu tính toán: RBy = 1548,64 N RDy = 70,19 N RBx = 1128,5 N RDx = 1990,3 N Lực dọc trục : Fa2 = 498 N Ta có: FrB = RBx2+ RBy2  = 1548,642+ 1128,52 = 1916,19 N FrD = RDx2+ RDy2  = 70,192 + 1990,32  = 1991,5 N Ta chọn ổ đũa côn để lắp, ta có Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm gây ra tại B là: SB = 0.83(1.5tanα)FrB = 507,09 N (chọn α=120) Lực dọc trục phụ do Lực hướng tâm gây ra tại C là: SD = 0.83(1.5tanα)FrD = 527,02 N (chọn α=120) TH1 : tính toán ổ lăn tại B: Ta có : FrB = 1737.9 N Fa = 498 N FaB = - Fa + SD = 9,09 < SB nên ta chọn : FaB = SA = 507,09 N ta tính theo công thức của ổ đỡ chặn: Q = (X.V.FrB + Y.Fa) . Kd.Kt X = 0.4 , Y = 1.88 (tra bảng 11.3 tài liệu [1] ) V = 1 (vòng trong quay) , FrB = 1916,19 N Chọn Kd = 1 (vì làm việc hai ca tải trọng va đập nhẹ) Chọn Kt = 1 (vì nhiệt độ làm việc dưới 100 0C) Ta tính được: QB = 1719,8 N TH2 : tính toán ổ lăn tại D: Ta có : FrD = 1991,5 N Fa = 498 N FaD = Fa + SB = 1005,09 > SD nên ta chọn : FaD = 1005,09 N ta tính theo công thức của ổ đỡ chặn: Q = (X.V.FrD + Y.Fa) . Kd.Kt X = 0.4 , Y = 1.88 (tra bảng 11.3 tài liệu [1] ) V = 1 (vòng trong quay) , FrB = 1916,19 N Chọn Kd = 1 (vì làm việc hai ca tải trọng va đập nhẹ) Chọn Kt = 1 (vì nhiệt độ làm việc dưới 100 0C) Ta tính được: QD = 2686,17 N Vì QD > QB nên ta chọn ổ lăn tại D để tính Khả năng tải động của ổ Cd = QmL = 11,535 kN (vì tốc độ quay của trục 2 là 55 vòng/phút nên L = 79,2 triệu vòng) Chọn [C] =16.5 kN > Cd = 11,535 kN Đường kính trong của ổ lăn là: 55 mm ta chọn hai ổ lăn có ký hiệu là: 409 để lắp trên trục I với các thông số: Kí hiệu ổ d, mm D, mm D1, mm d1 mm B, mm C1 mm T mm r mm r1 mm α C, kN C0 ,kN 207111 55 90 76 72 22 19 23 2 0,8 12,5 49,1 45,2