Tài liệu Hộp số

Phần I: Giới Thiệu Chung Về Hộp Số. I.Công dụng ,yêu cầu ,phân loại. 1.Công dụng. Vì khả năng tải của động cơ chỉ thay đổi được 25%, cho nên để đảm bảo tạo được lực kéo phù hợp với điều kiện chuyển động cụ thể của ô tô ta cần phải sử dụng hộp số. Ngoµi ra, hép sè cßn dïng ®Ó thùc hiÖn chuyÓn ®éng lïi hoÆc ®øng yªn trong thêi gian l©u dµi mµ kh«ng cÇn t¾t m¸y. 2.Yêu cầu. §Ó b¶o ®¶m c«ng dông nªu trªn, ngoµi c¸c yªu cÇu chung vÒ søc bÒn vµ kÕt cÊu gän, hép sè « t« ph¶i tho¶ m·n c¸c yªu cÇu ®Æc trưng sau : Hép sè « t« ph¶i cã ®ñ tû sè truyÒn cÇn thiÕt nh»m b¶o ®¶m tèt tÝnh chÊt ®éng lùc vµ tÝnh kinh tÕ nhiªn liÖu khi lµm viÖc. Khi gµi sè kh«ng sinh ra c¸c lùc va ®ập lªn c¸c r¨ng nãi riªng vµ hÖ thèng truyÒn lùc nãi chung. Muèn vËy, hép sè «t« ph¶i cã c¸c bé ®ång tèc ®Ó gµi sè hoÆc èng dÔ gµi sè. Hép sè ph¶i cã vÞ trÝ trung gian ®Ó cã thÓ ng¾t truyÒn ®éng cña ®éng c¬ khái hÖ thèng truyÒn lùc trong thêi gian l©u dµi. Ph¶i cã c¬ cÊu chèng gµi hai sè cïng lóc ®Ó b¶o ®¶m an toµn cho hép sè kh«ng bÞ gÉy vỡ r¨ng. Hép sè ph¶i cã sè lïi ®Ó cho phÐp xe chuyÒn ®éng lïi; ®ång thêi ph¶i cã c¬ cÊu an toµn chèng gµi sè lïi mét c¸ch ngÉu nhiªn. - §iÒu khiÓn nhÑ nhµng, lµm viÖc ªm vµ hiÖu suÊt cao. 3.Phân loại. Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau: Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc: + Hộp số có trục cố định; + Hộp số có trục di động (hộp số hành tinh). Theo số trục của hộp số(không kể trục số lùi): + Hộp số hai trục; + Hộp số ba trục; Theo số tay số: + Xe con: 5 tới 6 tay số. +Xe tải: 6 tới 12 tay số. + Xe kéo mooc: 15 tới 20 tay số Theo cơ cấu gài số: + Bằng bánh răng di trượt; +Bằng bộ đồng tốc; +Bằng phanh và ly hợp (đối với hộp số thủy cơ); Theo phương pháp điều khiển: + Điều khiển bằng tay ; +Điều khiển tự động ; + Điều khiển bán tự động; Theo loại bánh răng: + Bánh răng thẳng; + Bánh răng nghiêng (hay sử dụng); + Bánh răng chữ V; II.Quan điểm thiết kế. Theo yêu cầu của bài toán là thiết kế cho xe 3 tấn với xe tham khảo là xe LF3070G1 (XK3000BA) Sản phẩm:VINAXUKI - 3000BA Tải trọng : 2980(KG) Kích thước : 6150 x 2100 x 2570 Dung tích xi lanh : 3760 Ta chọn hộp cơ khí giống như xe tham khảo với lí do: + Giá cả chế tạo cho sản phẩm là sẽ thấp. + Độ tin cậy của sản phẩm là sẽ cao hơn so với hộp số vô cấp. Tại sao không sử dụng hộp số 4 cấp hay 8 cấp mà lại sử dụng hộp số 5 cấp số: +Do anh hưởng của số lượng số truyền trong hộp số. + Khi sử dụng nhiều tay số thì :Tính kinh tế nhiên liệu sẽ tăng lên , tính phức tạp cũng tăng theo,làm cho giá thành của cả chiếc xe cũng tăng lên.Điều này làm mất tính cạnh tranh của sản phẩm. Trong 2 trục phương án thiết kế ta chọn loại hộp số 3 trục thay cho việc sử dụng hộp số với những lí do sau: + Với hộp số 3 trục thì trục sơ cấp và thứ cấp là đồng trục cho nên sẽ tạo ra được số truyền thẳng giúp cho các bánh răng và các ổ bi không chịu tải(ít phải làm việc ,tăng hiệu suất…).Mặt khác thì số truyền thẳng là tay số được sử dụng nhiều nhất –khoảng 60 đến 80% thời gian sử dụng của hộp số. +Với hộp số 3 trục thì chúng ta còn tạo ra được tỉ số truyền lớn cho hộp số. III.Kết luận về phương án thiết kế. Từ các quan điểm thiết kế đã nêu ở trên ta đi tới phương án thiết kế sau: Hộp số cơ khí với 5 cấp số; Số trục hộp số là 3 trục; Cách chuyển số là sử dụng bộ đồng tốc cùng khớp gài số; Điều khiển bằng tay; Loại bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng. Za1 Za2 Za3 Za4 Za5 ZaL ZcL Zb1 Zc1 Zb2 Zb3 Zb4 Zb5 Za6 Za7 Zb6 Zb7 Vào Ra T1 T6 T2 T3 T5 T4 B1 B2 B3 B4 B5 B6 B7 BK1 BK2 BK3 BK4 BK5 BK6 BK7 BK8 aw aw2 Hình vẽ sơ đồ của hộp số Hép cÊp sè cã hai cÊp sè nhanh vµ cÊp sè chËm. Hép ®­îc l¾p ghÐp bulông víi th©n hép sè chÝnh. Trong hép sè phô cã trôc vµo T1, trôc T2 trªn ®ã cã c¸c cÆp b¸nh r¨ng cÊp chËm Za6 vµ b¸nh r¨ng Za7 lµ b¸nh r¨ng liÒn víi trôc vµo T1. Bé èng cµi vµo b¸nh r¨ng Za7 sÏ dÉn ®éng truyÒn th¼ng, vÒ phÝa sau cµi víi b¸nh r¨ng Za6 chuyÓn sang cÊp sè chËm. Trôc T6 trªn ®ã cã b¸nh r¨ng èng Zb6 vµ Zb7 ë vÞ trÝ trung gian cña bé truyÒn cÊp sè nhanh hoÆc chËm t­¬ng øng. Trong hép sè chÝnh cã 5 cÆp b¸nh r¨ng t­¬ng øng víi c¸c tay sè tõ 1 ®Õn 5 ®­îc ký hiÖu tõ Za1 ®Õn Za5 quay lång kh«ng trªn trôc chÝnh T3 b»ng c¸c æ bi kim vµ Zb1 ®Õn Zb5 cè ®Þnh trªn trôc r¨ng tÇng T5. ë tay sè lïi gåm b¸nh r¨ng ZaL ®­îc dÉn ®éng bëi trôc trung gian T4 trªn ®ã cã ZcL vµ Zc1. Bé ®ång tèc ®¬n kiÓu chèt bè trÝ t¹i c¸c tay sè 2 - 3 vµ 3 - 5 víi c¸c èng cµi r¨ng then th©n khai. C¸c b¸nh r¨ng trong hép sè ®Òu lµ r¨ng nghiªng (helical gears). Trªn hép sè cã 7 æ bi cÇu ®ì, vÞ trÝ l¾p æ bi t¹i c¸c ®Çu trôc vµ ®­îc ký hiÖu tõ B1 ®Õn B7. C¸c æ bi kim ®­îc ký hiÖu tõ BK1 ®Õn BK8 l¾p trong b¸nh r¨ng quay lång kh«ng trªn trôc chÝnh. Vá hép sè lµ chi tiÕt vá máng ®óc b»ng gang x¸m cã c¬ tÝnh cao cã kh¶ n¨ng chÞu rung ®éng khi xe ch¹y. C¬ cÊu cµng gµi sè trong hép sè chÝnh gåm c¸c cµng gµi vµ ba thanh hai xoay ®Ó thùc hiÖn hai chuyÓn ®éng xoay chän cöa sè vµ cµi èng r¨ng t­¬ng øng víi tay sè ®· chän. Trong hép sè phô chØ cã mét cµng g¹t vÒ phÝa tr­íc vµ phÝa sau. C¬ cÊu dÉn ®éng sè b»ng d©y c¸p dÉn ®éng tõ tay g¹t cña ng­êi l¸i xe ®Õn c¬ cÊu ®ßn bÈy trªn hép sè. ViÖc lµm kÝn khÝt hép sè b»ng c¸c phít lµm kÝn ë c¸c ®Çu trôc hoÆc æ bi, phÝa ngoµi cã n¾p che. Møc dÇu b«i tr¬n trong hép sè ®Õn miÖng cöa tra dÇu. Nót x¶ dÇu cã g¾n nam ch©m hót c¸c m¹t kim lo¹i hoÆc t¹p chÊt nhiÔm tõ trong hép sè Phần II: Tính Toán Thiết Kế Hộp Số. I.Tính Toán Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số. 1.Theo xe tham khảo ta có : Tỉ số truyền ở tay số I là :IhI=7.31. Tỉ số truyền lực cuối cùng: Icc=6.57. 2.Tỉ số truyền trung gian của hộp số chính. Bài toán1: Tính tỉ số truyền trung gian của hộp số chính. Sơ đồ thuật toán trong MATLAB: %Nhap du lieu: ih1=7.31; for m=1:5 ih(m)=((ih1)^(5-m))^(1/4) end fprintf('Cac ty so truyen trung gian cua Hop So la ih1= ih2= ih3= ih4= ih5=...%1.2f %1.2f %1.2f %1.2f %1.2f',ih(1),ih(2),ih(3),ih(4),ih(5)) IhI IhII IhIII IhIV IhV 7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000 3.Tỉ số truyền của hộp số phụ và hộp số lùi. 3.1.Số lùi Tỉ số truyền của số lùi thường được chọn IL=( 1 1.3 ) .IhI (Quyển [I]-142) =( 1 1.3 ). 7.31 = 7.31 9.50. Ta chọn IL=7.31. 3.2 Hộp số phụ. Công bội của hộp số phụ là: qp=q=. Số truyền cao nhất: Ip1=1. Số truyền thấp nhất : Ip2==.1=1.64. Kết Luận Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số: Số Phụ IhI IhII IhIII IhIV IhV Số Lùi. 1.0000 7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000 7.31 1.64 11.98 7.29 4.43 2.69 1.64 11.98 II.Tính Toán Các Chi Tiết Trong Hộp Số. 2.1.Bánh Răng. 2.1.1 Hộp số chính. Cặp bánh răng luôn ăn khớp: - Khoảng cách trục aw tính theo công thức thực nghiệm là: aw=Ka. Trong đó: Ka là hệ số kinh nghiệm. Chọn Ka=18 là mô men xoắn cực đại của động cơ . =300(Nm). Ta được aw=18.(mm). - Góc nghiêng răng ta chọn :. -Mô đun pháp tuyến của bánh răng ta chọn theo : mn=3.5 mm mt=4.0 mm. - Số răng : Chọn Za5=19 Zb5= - Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là: Ia== Ig=…. Bài toán 2: Tính chính xác số răng của các bánh răng trong hộp số chính, dịch chỉnh bánh răng đảm bảo khoảng cách trục giữa các trục. Sơ đồ thuật toán trong MATLAB: aw=120; =[10.43 27.96 28.087 28.087]; m=[4.25 3.75 3.75 3.5]; Ih=[7.31 4.45 2.7 1.64];Ia=2.21; (Trong đó i=14). Zbi= (Trong đó i=14). Zai=Zbi.Igi (Trong đó i=14). Igi= (Trong đó i=14). Ihi=Ia. Igi (Trong đó i=14). awi= (Trong đó i=15). ;-Hệ số dịch chỉnh cho các răng. Kết quả của bài toán cho thấy chỉ cặp bánh răng (Za3- Zb3) là ta phải dịch chỉnh góc: = -0.0163. Từ phụ lục 4( Quyển [2]-51). Ta được: =-0.01525,=17012’. Hệ số dịch chỉnh tổng cộng được xác định: =0.5. .( Za3+ Zb3).=0.5.( -0.01525)(32+26)= - 0.44225. Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng Za3 và Zb3 là: ==/2= - 0.221125. 2.1.2 Số lùi. - Khoảng cách trục aw2 ta chọn theo xe tham khảo ta nhận được: aw2=78 mm. Chọn góc nghiêng của các răng trên trục T4 là: =11o . Chọn mô đun của các răng trên trục T4 là : mn=4.25 mm. Tính Zc1: Zc1= Tính ZcL: IgL=IL/(Zc1/Zb1)/Ia=7.31/(23/13)/2.21=1.8695. Chọn ZaL= Za1=43. ZcL= ZaL/ IgL=43/1.8695=23. Bài toán 3: Xác định các thông số hình học cơ bản của các bánh răng hộp số. Sơ đồ thuật toán trong MATLAB: Các thông số của bài toán này được lấy từ kết quả của bài toán 2. Số răng ; Hướng răng; Tỉ số truyền: i= Bước răng pháp tuyến: t=.mn. Góc nghiêng của răng: cos. Mô đun mặt đầu: m Bước răng mặt đầu: ts=. Đường kính vòng tròn chia: d1=ms.Z1 ; d2=ms.Z2 Đường kính vòng đỉnh: da1= d1+2.mn ; da2= d2+2.mn Đường kính vòng đáy: df1= d1 - 2.5mn ; df2= d2 - 2.5mn Chiều cao răng: h=2,25. mn. Bề rộng vành răng: bw=(78) mn. Chiều dài răng: b=. Khoảng cách trục: a Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến: Bánh răng Zb1 Za1 Zb2 Za2 Zb3 Za3 Zb4 Za4 Za5 Zb5 Zb1 Zc1 ZcL ZaL Số răng Z 13 43 19 38 26 32 35 26 19 42 13 23 23 43 Hướng răng Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Trái Phải Tỉ số truyền i. 3.3077 2.0000 1.2308 0.7429 2.2105 1.7692 1.8696 Mô đun pháp tuyến mn. 4.2500 3.7500 3.7500 3.5000 3.5000 4.2500 4.2500 Bước pháp tuyến tn(mm). 13.3518 11.7810 11.7810 10.9956 10.9956 13.3518 13.3518 Góc nghiêng răng (o). 10.4300 27.9600 28.0870 28.0870 28.0870 11.0000 11.2550 Mô đun mặt đầu ms(mm). 4.3214 4.2456 4.2506 3.9672 3.9672 4.3295 4.3333 Bước mặt đầu ts(mm). 13.5761 13.3378 13.3536 12.4633 12.4633 13.6017 13.6136 D vòng chia d (mm). 56.17 185.82 80.66 161.33 110.51 136.02 138.85 103.15 75.37 166.62 56.28 99.57 99.66 186.33 D vòng đỉnh da (mm). 64.67 194.32 88.16 168.83 118.01 143.51 145.85 110.14 82.37 173.62 64.78 108.08 108.16 194.83 D vòng đáy df (mm). 45.55 175.19 71.29 151.95 101.14 126.64 130.10 94.39 66.62 157.87 45.66 88.95 89.04 175.71 Chiều cao răng h (mm). 9.5625 8.4375 8.4375 7.8750 7.8750 9.5625 9.5625 Bề rộng răng bw(mm). 52 29 26.5 26.5 25 25 24.5 24.5 26 24.5 52 29 29 29 Chiều dài răng b(mm). 52.88 29.5 30 30 28.33 28.33 27.77 27.77 29.47 27.77 52.97 29.54 29.57 29.57 Khoảng cách trục aw (mm). 120.9993 120.9985 123.2667 120.9997 120.9997 77.9318 143.000 Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến(o). 20.0000 20.0000 17.2000 20.0000 20.0000 20.0000 20.0000 2.1.3.Kiểm nghiệm bền cho các bánh răng. Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số: Mô men tính toán MT được chọn từ giá trị nhỏ hơn tính được từ - Mô men từ động cơ truyền đến : MT=Memax.iT - Theo bám từ bánh xe truyền đến: Trong đó: Memax là momen cực đại của động cơ. =300(Nm). là hệ số bám của bánh xe. =0.85. Glà trọng lượng bám của ô tô. G= 25500(N). rbx là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động. Cỡ lốp:8.25-20 nên rbx=(8.25+20).25.4/2=0.3587(m). iT là tỉ số truyền tính từ động cơ tới chi tiết đang xét. là tỉ số truyền từ chi tiết đang xét tới bánh xe chủ động. Bài toán 4: Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số: Sơ đồ thuật toán trong MATLAB: Kết quả của bài toán: Trục nhận mô men. Từ động cơ truyền đến(Nm). Từ bánh xe truyền đến(Nm). Trục sơ cấp. 300 161.8854 Trục trung gian. 663 357.7659 Trục thứ cấp. Số 1 2193 1183.4 Số 2 1326 1183.4 Số 3 816 1183.4 Số 4 492.5 1183.4 Số lùi 2193 1183.4 Trục số lùi. 1173 632.972 Xác định lực tác dụng lên các bánh răng: Lực tác dụng lên các bánh răng nghiêng gồm các thành phần lực sau (xét trên trục thứ i): - Lực vòng: - Lực hướng kính: - Lực dọc trục: Trong đó: MT :là môm men tính toán . z :là số răng. ms :là mô đun mặt đầu. :là góc ăn khớp. là góc nghiêng của bánh răng. Bài toán 5: Xác định lực tác dụng lên các bánh răng: Sơ đồ thuật toán trong MATLAB: Kết quả bài toán: Trục Tên gọi Lực vòng Pi (N). Lực hướng kính Ri(N). Lực dọc trục Qi (N). Sơ cấp. Za5 4295.4 1772.1 2292.3 Trung gian. Zb1 12737 4713.7 2344.5 Zb2 8870 3655.2 4708.5 Zb3 6474 2271.7 3455.2 Zb4 5153 2126.0 2750.0 Zb5 4294 1771.6 2291.7 Thứ cấp. Za1 12737 4713.8 2344.6 Za2 8870 3655.2 4708.5 Za3 6474 2271.7 3455.2 Za4 5153 2126.0 2750.0 ZaL 12702 4713.8 2527.8 Số lùi. Zc1 12713 4717.9 2529.9 ZcL 12713 4717.9 2529.9 a.Kiểm nghiệm bền uốn. . Trong đó: Kđ: Hệ số tải trọng động bên ngoài Kms:Hệ số tính đến ma sát. Kc: Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên trục. Ktp: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây nên. Kgc:Hệ số tính số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng ,do phương pháp gia công gây nên. K:Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức bền của răng . P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính.(MN) b: Chiều rộng làm việc của vành răng. mntb: Mô đun pháp tuyến ở tiết diện trung bình. y:Hệ số dạng răng. K:Hệ số tải trọng động bên ngoài. b.Kiểm nghiệm bền tiếp xúc. (MN/m2). Trong đó: Góc nghiêng của bánh răng. P: Lực vòng tác dụng lên bánh răng. E: Mô đun đàn hồi của vật liệu. b’: chiều dài tiếp xúc của các bánh răng. : Góc ăn khớp. r1: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động. r2: Bán kính vòng lăn của bánh răng bị động. Kết quả tính toán bền uốn và bền tiếp xúc của các bánh răng: Bánh răng. Zb1 Za1 Zb2 Za2 Zb3 Za3 Zb4 (MN/m2). 502.5922 598.0000 646.4181 516.6942 264.8976 278.4442 275.6594 /1.3 ( MN/m2) 269.2308 653.8462 269.2308 653.8462 269.2308 653.8462 269.2308 653.8462 115.3846 307.6923 115.3846 307.6923 115.3846 307.6923 (MN/m2). 1190.3 1190.3 957.4 957.4 898.1 898.1 911.5 ( MN/m2) 10002500 Bánh răng. Za4 Za5 Zb5 Zb1 Zc1 ZcL ZaL ( MN/m2) 225.9207 262.8799 289.5454 501.6452 647.9346 791.9201 596.8732 /1.3 (MN/m2) 115.3846 307.6923 115.3846 307.6923 115.3846 307.6923 230.7692 923.0769 230.7692 923.0769 230.7692923.0769 230.7692923.0769 (MN/m2). 911.5 973.4 973.4 1301.2 1301.2 967.5 967.5 ( MN/m2) 10002500 Kết luận: Như vậy các bánh răng mà ta tính toán và thiết kế đều đã thỏa mãn được hai điều kiện bền uốn và bền tiếp xúc việc thỏa mãn cả hai điều kiện này sẽ tránh được các hư hỏng về gãy và mòn răng. 2.2.Trục . 2.2.1 Tính chọn sơ bộ kích thước trục. Trục sơ cấp. d1=10.6emax (mm). Trong đó: d1- Đường kính trục sơ cấp. Memax-mô men xoắn lớn nhất của động cơ.Memax=300(Nm) →d1=10.6=183.597(mm). Trục trung gian. chọn Trục thứ cấp. chọn 2.2.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các ổ. Trục thứ cấp. -Trong mặt Oxz: -Trong mặt Oxy: Trục trung gian. - Trong mặt Oxz: - Trong mặt Oxy: Trục thứ cấp. - Trong mặt Oxz: - Trong mặt Oxy: 2.2.3 Tính trục về sức bền: -Tính trục theo độ bền uốn. Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm: Trong đó: - Mô men uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục= Mô men uốn trong mặt phẳng ngang(Oxy). Mô men uốn trong mặt phẳng đứng(Oxz). - Mô men chống uốn, đối với trục đặc =0.1d3 - Tính trục theo độ bền xoắn. Trong đó: Mx- Mô men xoắn trục. Wx-Mô men chống xoắn. Wx=0.2d3 - Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp: Trục thứ cấp. Trục trung gian. Trục sơ cấp. 2.3. Ổ Bi. 2.3.1 Chế độ tải trọng tính toán ổ lăn. Ổ bi được tính theo tải trọng trung bình theo công thức: Mtb=α.Memax Trong đó: α- Hệ số sử dụng mô men xoắn α=0,96-0,136 .10-2Nr+0,41.10-6N2r Nr-Công suất riêng(W/N) Nr=Nemax/m Nemax-Công suất lớn nhất của động cơ. Nemax=85(kW) m- Khối lượng của ô tô. m=4.510(T) Nr=85/4.510=18.847.(kW/T). vậy α=0,96-0,136 .10-2.18,847+0,41.10-6(18.847)2=0.9345. Memax- Mô men lớn nhất cuẩ động cơ Memax=300(Nm). Suy ra : Mtb=0,9345. 300=280(Nm). 2.3.2 Tính toán hệ số khả năng làm việc của ổ. Hệ số khả năng làm việc của bi xác định theo công thức: Trong đó: -Hệ số kể đến vòng nào của ổ quay. Khi vòng trong của ổ quay: =1.0 -Hệ số tải trọng động . Ta lấy =1.0 -Hệ số ảnh hưởng của chế độ nhiệt đến độ bền lâu của ổ bi Vì ổ bi làm việc ở dưới nhiệt độ 398oK chô nên ta lấy =1.0 -Số vòng quay tính toán của ổ bi (vòng/Phút). Trong đó: vận tốc trung bình của ô tô ở số truyền thẳng. =32(Km/h). . -Thời gian làm việc của ổ bi (h). S- Quãng đường chạy của ô tô giữa hai kì đại tu(Km). Với ô tô tải ta lấy: S=160.000(Km). -Lực tương đương tác dụng lên ổ (KG) 2.3.3 Chọn ổ lăn. Phần III: Nhận Xét Và Kết Luận.