Đồ án cơ sở thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc

CHƯƠNG I
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. Tìm hiểu hợp giảm tốc
Đây là sơ đồ hợp giảm tốc loại đồng trục 2 cấp:
- Ưu điểm của sơ đồ này là: cho phép giảm kích thước chiều dài, trọng lượng của hợp giảm
tốc bé hơn so với các loại khác.
- Nhược điểm:
+ khả năng chịu tải của cấp nhanh chưa dùng hết vì lực sinh ra trong quá trình ăn khớp của
bánh răng cấp chậm lớn hơn nhiều so với bánh răng cấp nhanh,trong khi đó khoảng cách của 2
trục lại bằng nhau.
+ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí kết cấu chung của thiết bị dẫn động vì chỉ có 1 đầu
trục vào và 1 đầu trục ra.
+ Khó bôi trơn bộ phận ổ trục ở giữa hộp
+ Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn do dó muốn bảo dảm trục đủ bền và
cứng phải tăng đường kính trục.
- Một trạm dẫn động băng tải gồm các cơ cấu chủ yếu sau: động cơ điện có tác dụng tạo
ra công suất để các bộ phận khác có thể làm việc, bộ truyền động đai dùng để truyền công suất
từ động cơ điện đến hộp giảm tốc, hộp giảm tốc gồm hai bộ truyền bánh răng: bộ truyền bánh
răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm), tạo thành
một tổ hợp để giảm số vòng quay và truyền công suất đến máy công tác, trục tang và băng tải là
các bộ phận công tác.
- Trong một phân xưởng yêu cầu trang bị một hệ thống dẫn động băng tải để vận chuyển
các chi tiết máy từ chỗ này tới chỗ khác với các số liệu tính toán như sau:
+ Lực vòng trên băng tải(N): P= 5000
+ Vận tốc trên băng tải(m/s): V= 0.9 M(Nmm) M
0.8M 0.9M
+ Đường kính tang (mm): D= 300
+ Thời gian sử dụng(năm): 5
+Chiều rộng băng tải(mm): B= 400
+Chế độ làm việc: Đồ thị đặc tính tải trọng
16 giờ/ngày

300 ngày/năm
+ Trục tang ngang
+ Đặc tính tải trọng:
Va đập TB, quay 2 chiều
Theo đồ thị
II. Chọn động cơ
1. Chọn loại và kiểu động cơ:
Ta chọn động cơ điện xoay chiều không dồng bộ ba pha kiểu lồng sóc vì nó có những ưu
điểm: làm việc đảm bảo, giá rẻ, cấu tạo vận hành đơn giản, mắc trực tiếp với mạng điện xoay
chiều không cần biến đổi dòng điện.
2. Chọn công suất của động cơ:
Động cơ điện cần chọn sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm
việc nó phải thỏa mãn 3 điều kiện:+động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép,+có khả
năng quá tải trong thời gian ngắn,+có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của
phụ tải khi mới khởi động. Do trên băng tải có tải trọng thay đổi và động cơ làm việc ở chế độ
dài hạn nên công suất cần thiết được tính theo phương pháp momen đẳng trị. Ta chọn công suất
định mức lớn hơn hoặc bằng công suất đẳng trị.
- Momen cực đại trên băng tải:
M
max
= = = 750000 Nmm = 750 Nm
- Momen đẳng trị trên băng tải: :(theo công thức 2-3,TLTK)
M
dt
=
321
3
2
32
2

21
2
1
ttt
tMtMtM
++
++
+ M
1
= 0,8M = 0.8.750 = 600 (Nm); t
1
= 1 (h).
+ M
2
= M = 750 (Nm); t
2
= 6 (h).
+ M
3
= 0,9M = 0,9.750 = 675 (Nm); t
3
= 1 (h).
 M
dt
=
161
1.6756.7501.600
222
++
++

= 723,8 (Nm).
- Công suất đẳng trị trên băng tải: :(theo công thức 2-4,TLTK)
Ta có: n
tg
=
D
v
π
.1000.60
=
300.14,3
9.0.1000.60
= 57,3 (vòng/phút).
 N
dt
=
9550
M
dt tg
n
=
9550
3,57.8,723
= 4,34 (kW).
- Công suất cần thiết của động cơ điện: :(theo công thức 2-1,TLTK)
N
ct
=
η
dt

N

Với
η
là hiệu suất chung của các bộ truyền:
η
= η
1
. η
2
. η
2
3
.η
5
4
. η
5
Ta chọn η
1
, η
2
, η
3
, η
4
trong bảng 2-1, TLTK:
η
1
= 0,96 - hiệu suất của bộ truyền đai .

η
2
= 0,93 - hiệu suất của bộ truyền xích
η
3
= 0,96 - hiệu suất của 1 cặp bánh răng .
η
4
= 0,99 - hiệu suất của 1 cặp ổ lăn .
η
5
= 1 - hiệu suất của khớp nối.
⇒
η = 0,96.0,93.0,96
2
.0,99
5
.1 = 0,782
N
ct
=
782.0
34.4
= 5,5 (kW).
- Ta cần phải chọn động cơ điện có:
ctđm
NN ≥
- Trong tiêu chuẩn động cơ điện (bảng 2P - TLTK) có nhiều loại thỏa mãn điều kiện này,
tuy nhiên ở đây ta chọn loại động cơ điện có ký hiệu A02-51-2 có công suất động cơ Nđc
= 7,5kW, động cơ có số vòng quay là nđc= 2910 vòng/phút, là loại động cơ dễ tìm ngoài

thị trường, kiểu động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế và có lợi ích về kinh tế.
Công suất
kW
n
vòng/phút
Hiệu suất
%
đm
m
M
M
đm
M
M
max
đm
M
M
min
Khối
lượng kg
7.5 2910 88 1,6 2,2 0,8 68
III. Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền chung: i
ch
=
tg
đc
n
n

=
3,57
2910
= 50,79
Mà: i = i
đ
.i
x
i
bn
.i
bc
- Trong đó:
i
đ
: Tỷ số truyền của bộ truyền đai, ta chọn i
đ
= 2 (bảng 2-2, TLTK)
i
x
: Tỷ số truyền của bộ truyền xích, ta chọn i
x
= 2 (bảng 2-2, TLTK)
i
bn
- tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh.
i
bc
- tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp chậm.
 i

bn
*i
bc
=
2.2
79,50
= 12,7
- Để đảm bảo điều kiện đồng trục:



=
=
bcbn
bcbn
nii
ii 7,12*
- Trong hộp giảm tốc đồng trục nằm ngang để bánh răng cấp nhanh và cấp chậm ngâm trong dầu
như nhau, ta phải chọn n =1, ta có hệ phương trình:




=
=
bcbn
bcbn
ii
ii 7,12*
 i

bn
= i
bc
= 3.56
- Kiểm nghiệm lại điều kiện đồng trục ta có: i
bn
=3,56; i
bc
=3,56; i
đ
=2; i
x
=2
- Công suất và số vòng quay của từng trục:
+ Trục I: N
I
= N
đc
.
1
η
.
4
η
= 5,5.0,96.0,99= 5,23 (kW)
n
I
=
đ
đc

i
n
=
2
2910
= 1455 (vòng/phút)
+ Trục II: N
I
= N
I
.
2
η
.
4
η
= 5,23.0,93.0.99 = 4,82 (kW)
n
II
=
x
I
i
n
=
2
1455
= 727,5 (vòng/phút)
+ Trục III: N
III

= N
II
.
3
η
.
4
η
= 4,82.0,96.0,99= 4,58 (kW)
n
III
=
bn
II
i
n
=
56,3
5,727
= 204,4 (vòng/phút)
+ Trục IV : N
IV
= N
III
.

.
3
η
.

4
η
= 4,58.0,96.0,99 = 4,35 (kW)
n
IV
=
bc
III
i
n
=
56,3
4,204
= 57,4 (vòng/phút)
+ Trục tang: N
t
= N
III
*
5
η
*
4
η
= 4,35*0.99*1 = 4.31 (kW)
n
t
= n
III
= 57.4 (vòng/phút)

- Tính moment xoắn trên các trục :
Gọi moment xoắn trên các trục I, II, III, IV, lần lượt là M
I
, M
II
, M
III
, M
IV
.
Ta có kết quả sau:
+ Trục động cơ:
18050
2910
5,5
.10.55,9.10.55,9
66
===
đc
đc
đc
n
N
M
(N.mm).
+ Trục I :
34327
1455
23,5
.10.55,9.10.55,9

66
===
I
I
I
n
N
M
(N.mm).
+ Trục II :
63273
5,727
82,4
.10.55,9.10.55,9
66
===
II
II
II
n
N
M
(N.mm).
+ Trục III :
213987
4,204
58,4
.10.55,9.10.55,9
66
===

III
III
III
n
N
M
(N.mm).
+ Trục IV :
723737
4,57
35,4
.10.55,9.10.55,9
66
===
IV
IV
IV
n
N
M
(N.mm).
+ Trục tăng :
717082
4,57
31,4
.10.55,9.10.55,9
66
===
tg
tg

tg
n
N
M
(N.mm).
Bảng thống kê:
Thông số
Trục động
cơ
Trục I Trục II Trục III
Trụ
c IV
Trục
tang
i 2 2 3,56 3,56 1
n (vòng/phút) 2910 1455 727,5 204,4 57,4 57,4
N (kW) 5,5 5,23 4.82 4,58
4,35
4.31
Moment (N.mm) 18050 34327 63273 213987 723737 717082
CHƯƠNG II
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. Bộ truyền đai :
1. Chọn loại đai :
- Truyền động đai thường được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau và yêu
cầu làm việc êm. Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàn cho các chi tiết máy
khác khi bị quá tải đột ngột. Tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánh đai nên tỉ số truyền không ổn
định. Cho biết các thông số ban đầu như sau:
- Công suất cần thiết của động cơ Nct = 5,5 (KW).
- Số vòng quay của trục động cơ : n

đc
= 2910 (vòng/phút).
- Tỉ số truyền : i = 2
- Giả thuyết vận tốc đai : v > 5 (m/s).
- Ta chọn được 2 loại đai : hoặc loại A , hoặc loại Б [Bảng 5-13, Giáo trình THIẾT KẾ
CHI TIẾT MÁY].
Ta sẽ tính toán cả 2 loại đai này và chọn loại đai nào có lợi hơn.
2. Trình tự thiết kế tính toán:
CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
LOẠI ĐAI
TÀI
LIỆU
(theo GT
thiết kế
CTM)
A Б
1. Tiết diện đai :
Kích thước tiết diện đai : a*h (mm) 13*8 17*10,5
[Bảng 5-
11]
Diện tích tiết diện đai : F ( mm
2
) 81 138
2. Định đường kính bánh đai nhỏ D
1
: 100 140
[Bảng 5-
14]
Kiểm nghiệm vận tốc đai :
V= = = 0,15229D

1
(m/s) 15,2 21,3
[Công
thức 5-18]
Vận tốc này thỏa mãn : v
≤
v
max
= (30÷35)
(m/s)
3. Tính đường kính D
2
của bánh lớn :
D
2
= (1 -
ε
)*i*D
1
= 1,96*D
1
(mm)
(Trong đó
02,0≈
ε
là hệ số trượt của đai thang
và tỉ số truyền i
đ
= 2)
196 274

[Công
thức 5-4]
Lấy D
2
theo tiêu chuẩn. 200 280
[ Bảng 5-
15]
Số vòng quay thực n
2
của trục bị dẫn:
n
2
= (1- 0,02).n
1
. = 2851,8. (vòng/phút)
n
2
= sai lệch rất ít so với yêu cầu.
1425,9 1425,9
Tỉ số truyền của bộ truyền động đai : i =
2
1
n
n
2.04 2,04
4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục :
A ≈ 1,2D
2
(mm)
240 336

[ Bảng 5-
16]
Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A
sơ bộ :
( )
2 1
1 2
2
.( )
2.
2 4.
D D
D D
L A
A
π
−
+
= + +
961,4 1346
[Công
thức 5-1]
Ta lấy L theo tiêu chuẩn :nhưng do L nhỏ hơn
1700 nên ta cần công vào 1 lượng: đối với A=
33; với Б = 40
983 1320
[ Bảng 5-
12]
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1s :
10max =≤= u

L
v
u
( không thỏa mãn )
15.46 16,1
[Công
thức 5-20]
Chọn lại L:
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1s :
10max =≤= u
L
v
u
( thỏa mãn )
1633
9,3
2240
9,51
[ Bảng 5-
12]
6. Xác định chính xác khoảng cách trục A
theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn :
( ) ( ) ( )
1 2 1 2 1 2
2
2
2. . 2 . 8.
8
L D D L D D D D
A

π π
 
 
− + + − + − −
=
578,8 787,2
[Công
thức 5-2]
Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện :
( ) ( )
1 2 1 2
0,55 2
. .D D h A D D
+ + ≤ ≤ +
173A600 242A840
[Công
thức 5-19]
Khoảng cách cần thiết nhỏ nhất để mắc đai :
LAA 015,0min −=
(mm)
554,3 753,6
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực
căng :
LAA 03,0
max
+=
(mm)
627,8 854,4
7. Tính góc ôm :
α

1
= 180 -
A
DD
0
12
57*)( −
Ta thấy góc ôm thỏa mãn điều kiện :
o
120
1 ≥
α
170
o
170
o
[Công
thức 5-3]
8. Xác định số đai cần thiết :
Chọn ứng suất căng ban ban đầu là :
2,1
0
=
σ

N/mm
2
và theo trị số D
1
, ta được :

[ ]
O
P
σ
(N.mm2)
1,51 1,51
[Bảng 5-
17]
 Các hệ số :
- Hệ số xét đến ảnh hướng của chế độ tải
trọng : C
t
0,9 0,9 [Bảng 5-6]
- Hệ số xét đến ảnh hướng của góc ôm :
α
C
0,98 0,98
[Bảng 5-
18]
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc : C
v
0.94 0,82
[Bảng 5-
19]
Số đai cần thiết tính theo công thức :
F
v
CC
t
C

o
p
v
N
Z

.1000
α
σ






=
F : tiết diện đai (mm
2
).
v : vận tốc đai (m/s).
3.5 1,7
[Công
thức 5-22]
Ta lấy số đai Z : 4 2
9. Định kích thước chủ yếu của bánh đai :
 Chiều rộng của bánh đai :
( )
StZB
d 21
.

+−=

t
A
= 16, S
A
= 10
t
Б
= 20, S
Б
= 12,5
68 45
[Bảng 10-
3]
 Đường kính ngoài cùng của bánh đai :
[Công
thức 5-24]
- Bánh đai dẫn :
1
1
2.
.
n o
D D h= +
(mm)
(h
oA
= 3,5, h
oБ

= 5) [Bảng 10-3]
107 150
- Bánh đai bị dẫn:
2
2
2.
n o
D D h= +
(mm)
(h
oA
= 3.5, h
oБ
= 5)
207 290
10. Lực căng ban đầu S
o
và lực tác dụng lên
đai R
đ
:
 Lực căng ban đầu :
FS
o
.
0
σ
=
( N )
97,2 165,6

[Công
thức 5-25]
 Lực tác dụng lên đai R
đ
:
2
.3
1
sin
α
ZS
đ
R o≈
(N)
1162 990
[Công
thức 5-26]
 Kết luận : Từ kết quả tính toán 2 loại đai ở bảng trên ta thấy nên dùng loại đai A, vì bộ
truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn.
3. Các thông số chính của bộ truyền đai thang loại Б
CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BỘ
TRUYỀN ĐAI
GIÁ TRỊ TÍNH TOÁN
Kích thước tiết diện đai: a.h (mm) 13.8
Diện tích tiết diện đai : F (mm
2
) 81
Đường kính bánh đai nhỏ : D
1
(mm) 100

Đường kính bánh đai lớn : D
2
(mm) 200
Khoảng cách trục : A (mm) 578.8
Chiều dài đai : L (mm) 1633
Góc ôm : α
1
170
o
Số đai : Z ( chiếc) 4
Chiều rộng bánh đai : B
d
(mm) 68
Đường kính ngoài của bánh đai dẫn :
D
n1
(mm)
107
Đường kính ngoài của bánh đai bị dẫn :
D
n2
(mm)
207
Lực căng ban đầu : S
o
(N) 97,2
Lực tác dụng lên đai : R
đ
(N) 1162
II. Bộ truyền xích

- Công suất N = 5,23 kW
- Số vòng quay 1455 vg/ph
- Tỉ số truyền i
x
= 2
- Số vong quay trục bị dẫn 727,5 vg/ph
- Bộ truyền làm việc 2 ca
1. Chọn xích con lăn vì rẻ hơn xích răng vả lại không yêu cầu làm việc êm, không ồn.
2. Có i
x
= 2 nên chọn số răng đĩa Z
1
= 27 [ bảng 6-3 TKCTM]
Số răng đĩa bị dẫn (công thức 6-5) :
Z
2
= i.Z
1
= 2.27 =54
3. Bước xích t :
Hệ số điều kiện sử dụng [công thức 6-6]
K = K
đ
.K
A
.K
o
.Kđc.K
b
.K

c

Trong đó :
K
đ
= 1,2 - tải trọng va đập
K
A
= 1 - chọn khoảng cách trục A= (30 50)t
K
o
= 1,25 - góc nghiên lớn hơn 60
o
K
đc
= 1,1 - có côn lăn
K
b
= 1,5 - bôi trơn định kỳ
K
c
= 1,25 - làm việc 2 ca
K = 1,2.1.1,25.1,1.1,5.1,25 = 3,09
- Hệ số răng đĩa dẫn: K
z
= = = 0,93
- Hệ số vòng quay đĩa dẫn: K
n
= = = 0,82 ( lấy n
o1

= 1200 vg/ph)
- Công suất tính toán: N
1
= N.K.K
z
.K
n
= 5,23.3,09.0,93.0,82= 12,3 kW
- Tra bảng 6-4 TKCTM với n
o1
= 1200 vg/ph chọn được xích con lăn 1 dãy có bước t =
19,05 mm , diện tích bản lề F = 105,8 mm
2
, có công suất cho phép [N] = 14,11kW. Với loại xích
này theo bảng 6-1 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng là Q = 25000 N,
khối lượng một 1m xích q = 1,52 Kg.
- Kiểm nghiệm lại số vòng quay theo điều kiện n
1
n
gh
. Theo bảng 6-5 với t = 19,05 mm và số răng
đĩa dẫn Z
1
= 27,có số vòng quay giới hạn n
gh
= 1550 thỏa mãn điều kiện, (n
1
= 1455vg/ph)
4. Định khoảng cách trục A và số mắt xích X.
- Tính số mắt xích X [ công thức 6-4 TKCTM]

X = + + ()
2
= + 2.40 + ()
2
. = 120,96
Lấy số mắt xích X= 122
- Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1s [ công thức 6-16]
U = = = 21,5

[u] = 35 ( thỏa mãn điều kiện)
- Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn [công thức 6-3]
A = [X- + ]
= [122- + ] = 772 mm
- Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá giảm khoảng cách trục A một
khoảng A = 0,003 A = 2mm cuối cùng lấy A= 770 mm
5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích d
c
= [công thức 6-1]
- Đĩa dẫn:
d
c1
= = 164 mm
- Đĩa bị dẫn:
d
c2
= = 328 mm
6. Tính lực tác dụng lên trục:
R = = = 440N
Trong đó K
t

= 1,05
CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BỘ
TRUYỀN XÍCH
GIÁ TRỊ TÍNH TOÁN
Tỉ số truyền i
đ
2
Số răng của đĩa dẫn Z
1
27
Số răng của đĩa bị dẫn Z
2
54
Bước xích t (mm) 19,05
Diện tích bản lề F (mm
2
) 105,8
Khoảng cách trục A (mm) 770
Số mắt xích X 122
Đường kính vòng chia của đĩa dẫn d
c1

(mm)
164
Đường kính vòng chia của đĩa dẫn d
c2
(mm)
328
Lực tác dụng lên trục R (N) 440
III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM :

a. Chọn vật liệu chế tạo :Do hộp giảm tốc hai cấp chịu tải trọng nhỏ có thể dùng thép tôi cải
thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng nên chọn vật liệu làm bánh
răng có độ rắn bề mặt răng HB<350, đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn
độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng 25
÷
50 HB: HB
1
=HB
2
+(25
÷
50)HB
- Bánh răng nhỏ :
Thép 45 thường hóa: (bảng 3-8, tr.40, [3])
+ Độ rắn : HB
1
= 220, phôi dập (giả thiết đường kính phôi <100 (mm)).
+ Giới hạn bền :
580
1
=
b
σ
(N/mm
2
).
+ Giới hạn chảy :
290
1
=

ch
σ
(N/mm
2
).
- Bánh răng lớn :
Thép 35 thường hóa (bảng 3-8, [3]).
+ Độ rắn : HB
2
= 190, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 300 – 500(mm)).
+ Giới hạn bền :
480
2
=
b
σ
(N/mm
2
).
+ Giới hạn chảy :
240
2
=
ch
σ
(N/mm
2
).
b. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :
• Ứng suất tiếp cho phép :

+ Số chu kỳ tương đương của bánh lớn : (Công thức 3-4, tr.42, [3]).
∑








=
ii
i
tđ
Tn
M
M
uN
3
max
4
60
Trong đó:
M
i
, n
i
, T
i
– moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm

việc ở chế độ i.
M
max
– moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến moment
xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
7
0
9333
4
1010.33,0)1.9,06.11.8,0.(32.300.16.5.1.60 =≥=++=⇒ NN
tđ
(Bảng 3-9,
tr.43, [3]).
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ3
= N
tđ4
.i
bc
= 0,33.10
9
.3,56 = 1,1748.10
9
> N
0
= 10
7
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k

’
N
của cả hai bánh đều bằng 1: k
’
N
= 1.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : (Công thức 3-1, tr.38, [3]).
[ ] [ ]
'
4
N
Notxtx
k
σσ
=
Với
[ ]
494190.6,2.6,2 === HB
Notx
σ
(N/mm
2
) - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh
răng làm việc lâu dài (Bảng 3-9, tr.43, [3]).
[ ] [ ]
4941.494
'
4
===⇒
N

Notxtx
k
σσ
(N/mm
2
)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[ ] [ ]
5721.220.6,2
'
3
===
N
Notxtx
k
σσ
(N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là :
[ ]
)/(494
2
4
mmN
tx
=
σ
• Ứng suất uốn cho phép :
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn công thức : (Công thức 3-8, tr.44, [3]).

∑








=
ii
m
i
tđ
Tn
M
M
uN
max
4
60
Với m là bậc đường cong mỏi uốn, ở đây lấy m
≈
6 đối với thép thường hóa.
7
0
9666
4
1010.31,0)1.9,06.11.8,0.(32.300.16.5.1.60 =≥=++=⇒ NN
tđ

- Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
7
0
99
43
1010.1036,156,3.10.31,0. =≥=== NiNN
bctđtđ
Do N
tđ4
và N
tđ3
đều lớn hơn N
0
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất uốn k
”
N
của hai bánh
đều bằng 1: k
”
N
= 1.
- Giới hạn mỏi uốn của thép 45 (bánh nhỏ):
4,249580.43,0).45,04,0(
1
==÷=
− b
σσ
(N/mm
2
).

Giới hạn mỏi uốn của thép 35 (bánh lớn):
4,206480.43,0).45,04,0(
1
==÷=
− b
σσ
(N/mm
2
).
Hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ở chân răng
8,1=
σ
K
.
Vì bánh răng làm việc hai mặt nên răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều: (Công thức
3-6, tr.42, [3]).
[ ]
σ
σ
σ
nK
k
N
u
"
1
.
−
=
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[ ]
37,92
8,1.5,1
1.4,249.
"
1
3
===
−
σ
σ
σ
nK
k
N
u
(N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[ ]
44,76
8,1.5,1
1.4,206
.
"
1
4
===
−

σ
σ
σ
nK
k
N
u
(N/mm
2
)
• Chọn sơ bộ lấy hệ số tải trọng :
4,1)5,13,1(. =÷==
đtt
KKK
• Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

3,0==
A
b
A
ψ
• Tính khoảng cách trục : (Công thức 3-9, tr.45, [3]).
[ ]
3
2
6
.
.
.
.

10.05,1
).1(
IVAbc
tx
bc
n
NK
i
iA
ψσ








+≥
Ta suy ra :
61,232
4,57.3,0
58,4.4,1
.
56,3.494
10.05,1
).156,3(
3
2
6

=








+≥A
(mm)
Lấy A =234 (mm)
• Tính vân tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng :
Vân tốc vòng quay : (Công thức 3-17, tr.46, [3])
1,1
)156,3.(1000.60
4,204.234.2
)1.(1000.60
2
1000.60
1
=
+
=
+
==
πππ
brt
IIIIII

i
Annd
v
(m/s)
Do v = 1,1(m/s) < 3 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác là 9 theo bảng 3-11, tr.46,
[3].
• Định chính xác hệ số tải trọng K và khảng cách trục A :
Hệ số tải trọng K:
Ta có :
684,03,0.
2
156,3
.
2
1
=
+
=
+
=
A
br
d
i
ψψ
Với
684,0=
d
ψ
tra bảng 3-12, tr.47, [3] tìm được

19,1=
ttbang
K
Tính hệ số tập trung tải trọng: (Công thức 3-20, tr.47, [3])
09,1
2
119,1
2
1
=
+
=
+
=
ttbang
tt
K
K
Theo bảng 3-13, tr.48, TL[3] tìm được hệ số tải trọng động: K
đ
= 1,45
Hệ số tải trọng: K = K
tt
.K
đ
= 1,09.1,45 = 1,58
Ta thấy hệ số tải trọng K khác nhiều so với K sơ bộ ở trên ta tính lại khoảng
cách trục A:
6,243
4,1

58,1
234.
3
3
===
sobo
sobo
K
K
AA
(mm)
Lấy A = 244 mm
• Xác định mô-đun, số răng, chiều rộng bánh răng :
- Mô-đun pháp:
( )
)88,444,2(244).02,001,0(02,001,0 ÷=÷=÷= Am
n
(mm).
Lấy m
n
= 3 (mm) (Công thức 3-22, tr.49, [3])
- Số răng bánh nhỏ :
6,35
)156,3.(3
244.2
)1(
2
3
=
+

=
+
=
bcn
im
A
Z
(Công thức 3-24, tr.49, [3])
Lấy Z
3
= 36
- Số răng bánh lớn : Z
4
= Z
3
.i
bc
= 36.3,56 = 128,16
(Công thức 3-27, tr.50, [3])
Lấy Z
4
= 128
- Chiều rộng bánh răng :
2,73244.3,0. === Ab
A
ψ
(mm)
Lấy b = 73 (mm).
Chiều rộng b
4

=73 (mm).
Chiều rộng b
3
= 78 (mm).
• Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :
- Hệ số dạng răng: (Bảng 3-18, tr.52, [3]).
+ Bánh nhỏ: y
3
= 0,466
+ Bánh lớn: y
4
= 0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: (Công thức 3-33, tr.51, [3])
+ Đối với bánh răng nhỏ:
[ ]
3
2
2
6
3
2
3
6
3
)/(35,61
73.4,204.36.3.466,0
58,4.58,1.10.1,19

10.1,19
u

III
u
mmN
bnZmy
NK
σσ
≤===
+ Đối với bánh răng lớn: (Công thức 3-40, tr.52, [3])
[ ]
4
2
4
3
34
)/(3,55
517,0
466,0
.35,61.
u
uu
mmN
y
y
σσσ
≤===
• Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng thẳng :
Bảng 2.4. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng thẳng
Các thông số hình học của bộ truyền Giá trị
Mô-đun pháp: m
n

(mm) 3
Số răng: Z
3
36
Z
4
128
Góc ăn khớp: α 20
o
Đường kính vòng chia:
33
.Zmd
n
=
(mm)
108
44
.Zmd
n
=
(mm)
384
Khoảng cách trục thực tế: A (mm) 244
Chiều rộng bánh răng: b (mm) 73
Đường kính vòng đỉnh
ne
mdD 2
33
+=
(mm)

114
ne
mdD 2
44
+=
(mm)
390
Đường kính vòng chân
ni
mdD 5,2
33
−=
(mm)
100,5
ni
mdD 5,2
44
−=
(mm)
376,5
• Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: (Công thức 3-43, tr.53, [3])
+ Bánh nhỏ:
[ ] [ ]
1430572.5,25,2
3
===
Notxtxqt
σσ
(N/mm

2
)
+ Bánh lớn:
[ ] [ ]
1235494.5,25,2
4
===
Notxtxqt
σσ
(N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép: (Công thức 3-46, tr.53, [3])
+ Bánh nhỏ:
[ ]
232290.8,08,0
3
===
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
+ Bánh lớn:
[ ]
192240.8,08,0
4
===
ch

uqt
σσ
(N/mm
2
)
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc: (Công thức 3-13 và 3-41, tr.45 và tr.53, [3])
( )
[ ]
tx
III
bc
bc
tx
nb
NKi
iA
σσ
≤
+
=
.
1
.
.
10.05,1
3
6
[ ]
txqt
qttxtxqt

K
σσσ
≤= .
( )
8,3478,1.
4,204.73
58,4.58,1.156,3
.
56,3.244
10.05,1
3
6
=
+
=⇒
txqt
σ
(N/mm
2
)
Trong đó: K
qt
= 1,8 – hệ số quá tải. Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị
số cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ (thỏa mãn điều kiện).
- Kiểm nghiệm sức uốn: (Công suất 3-40 và 3-42, tr.52 và tr.53, [3])
+ Bánh nhỏ:
43,1108,1.35,61.
33
===
qtuuqt

K
σσ
(N/mm
2
) <
[ ]
3uqt
σ
+ Bánh lớn:
5,998,1.3,55.
44
===
qtuuqt
K
σσ
(N/mm
2
) <
[ ]
4uqt
σ
• Tính lực vòng tác dụng lên trục :
- Lực vòng:
d
M
P
x
.2
=
(Công thức 3-49, tr.54, [3])

Với
n
N
M
x
6
10.55,9
=
(Công thức 3-53, tr.54, [3])
dn
N
P
.
.10.55,9.2
6
=⇒
7,3962
108.4,204
58,4.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
3
6
3
===⇒
dn
N
P
III

III
(N)
5,3769
384.4,57
35,4.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
4
6
4
===⇒
dn
N
P
IV
IV
(N)
- Lực hướng tâm:
α
tan.PP
r
=
(Công thức 3-49, tr.54, [3])
3,144220tan.7,396220tan.
00
33
===⇒ PP
r
(N)

137220tan.5,376920tan.
00
44
===⇒ PP
r
(N)
- Lực dọc trục: P
a
= 0.
IV. Bánh răng thẳng cấp nhanh:
Thông số kỹ thuật cần thiết kế :
- Công suất : N = 4,82 (kW)
- Số vòng quay trục dẫn : n
1
= 727,5 (vòng/phút)
- Số vòng quay trục bị dẫn : n
2
= 204,4 ( vòng/phút)
- Tỉ số truyền : i= 3,56
1 Chọn vật liệu chế tạo:
Ta chọn sơ bộ ban đầu như sau:
- Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa ( bảng 3-8, TL[1])
σ
bk
= 580 N/mm
2
, σ
ch
= 290 N/mm
2

, HB = 190
(phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100÷300 mm)
- Bánh lớn Thép 35 thường hóa (bảng 3-8,TL[1])
σ
bk
= 480 N/mm
2
, σ
ch
= 240 N/mm2, HB = 160
(phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 300÷500 mm).
2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn (công thức 3-4, TLTK)
N
tđ2
= 60.u .
2
max
i
M
M
 
 ÷
 
∑
.n
i
.T
i

Trong đó: M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số
giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
M
max
- momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến moomen
xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
u:Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng
n
2
= 204,4 vòng/phút
=> N
tđ2
= 60.204,4.16.300.5(0,8
2
.1+1
2
.6+0,9
2
.1)
=219,28.10
7
>N
0
=10

7
(bảng 3-9,TLTK)
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
=> N
tđ1
= N
tđ2
. i
bn
= 219,28.10
6
.3,56 = 780,6.10
7
> N
0
= 10
7
Do đó, hệ số chu kỳ ứng suất k
’
N
của cả hai bánh đều bằng 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9,TLTK)
σ
tx2
= [
σ
Notx2
].k
’
N

=2,6.HB = 2,6.160 = 416 N/mm
2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

σ
tx1
= [
σ
Notx1
].k
’
N
=2,6.HB = 2,6.190 = 494 N/mm
2
=> Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là
σ
tx2
= 416 N/mm
2
b. Ứng suất uốn cho phép:
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn (công thức 3-8,TLTK)
N
tđ2
= 60.u .
∑









m
i
M
M
max
n
i
.T
i
Với m là bậc đường cong mỏi uốn, ở đây lấy m
≈
6 (thép thường hóa).
=> N
tđ2
= 60.204,4.16.300.5(0,8
6
.1+1
6
.6+0,9
6
.1)=1999,6.10
6
- Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ
N
tđ1
= N

tđ2
.i
bn
= 561,5.10
6
.3,56 = 7118,6 .10
6
Ta thấy N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
= 5.10
6
(trang 44, TLTK)
Hệ số chu kỳ ứng suất uốn:

"
N
K
=
m
td
N
N
0
Vì N
td3
và N

td4
đều có số chu kì lớn hơn số chu kì của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy
K’
N
= K’’
N
= 1.
- Giới hạn mỏi uốn của thép 45:
σ
-1
= 0,45.
σ
bk
= 0,45.580 = 261 N/mm
2
- Giới hạn mỏi uốn của thép 35:
σ
-1
= 0,45.
σ
bk
= 0,45.480 = 216 N/mm
2
- Hệ số an toàn n = 1,5
- Hệ số tập trung ứng ở chân răng K
σ
= 1,8
Vì ứng suất uốn thay đổi đổi chiều (khi răng làm việc hai mặt) nên để tính ứng suất uốn cho phép
ta dùng công thức 3-6, TL[1].

[
σ
]
u
=
N
k
nK
''
1-
σ
σ
-Bánh nhỏ: [
σ
]
u1
=
8.1*5.1
1*261
= 96.6 N/mm
2
-Bánh lớn: [
σ
]
u2
=
8.1*5.1
1*216
= 80 N/mm
2

Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: K = 1.3
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
==
A
b
A
ψ
0.4
3 Tính khoảng cách trục ( công thức 3-10,TL[1]:
Nhưng vì điều kiện đồng trục nên A=244
4 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
- Vận tốc vòng được tính theo công thức 3-17,TL[1]:
v =
)156,3(1000.60
5,727.244.2
)1(1000*60
**2
1
+
=
+
ππ
i
nA
= 4,07 m/s
- Chọn cấp chính xác là 9 (bảng 3-11,TL[1]:
5 Định chính xác hệ số tải trọng K:
Chiều rộng bánh răng b =
ψ
A

.A = 0,4*244 = 97.6mm
Lấy b= 98 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (TL[1]):
d
1
=
2.
1
A
i +
=
156,3
244.2
+
= 107 mm
Do đó:
ψ
d
=
1
d
b
=
=
107
98
0,92
Với
ψ
d

=0.92 theo bảng 3-12, TL[1], tìm được K
ttbảng
= 1,23 . Tính hệ số tập trung tải
trọng thực tế (công thức 3-20, TL[1]):
K
tt
=
2
123,1
2
1
+
=
+
ttbang
K
= 1.12
Theo bảng 3-14,TL[1] tìm được hệ số tải trọng động K
đ
= 1,4
- Hệ số tải trọng: K = K
tt
.K
đ
= 1,12.1,4 = 1.57
6 Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng:
-Môđun pháp:
m
n
=(0,01

÷
0,02).A=(0,01
÷
0,02).244 =(2,44
÷
4.88)mm
Lấy m
n
= 3
- Sơ bộ chọn góc nghiêng
β
= 10
0
; cos
β
= 0,985
- Tổng số răng của 2 bánh:
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=
3
985.0.244.2cos 2
=
n
m
A

β
= 160,2
- Số răng bánh nhỏ Z
1
=
156,3
2.160
1 +
=
+i
Z
t
= 35,1
Lấy Z
1
= 35
- Số răng bánh lớn Z
2
= i . Z
1
= 3,56.35= 124,6
Lấy: Z
2
=125
- Tính chính xác góc nghiêng
β
(công thức 3-28, TL[1])
244.2
3).12535(
2

)(
cos
21
+
=
+
=
A
mZZ
n
β
= 0.984 =>
β
=10
o
15
’
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 98 >
1782.0
3.5.2
sin
.5.2
=
β
n
m
= 42 mm => Thỏa điều kiện
7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Tính số răng tương đương (công thức 3-37, TL[1])

+ -Bánh nhỏ: Z
tđ1
=
1
3
cos
Z
β
=
3
)985.0(
35
= 37
+ -Bánh lớn: Z
tđ2
=
2
3
cos
Z
β
=
3
)985.0(
125
= 131
- Hệ số dạng răng (bảng 3-18, TL[1])
-Bánh nhỏ y
1
= 0,464

-Bánh lớn y
2
= 0,517
- Lấy hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải:
θ
”
= 1,5
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn (công thức 3-34, TL[1])
-Đối với bánh răng nhỏ:
5,1.98.5,727.35.3.464.0
82,4.57,1.10.1.19

10.1.19
2
6
''
2
6
1
==
θ
σ
bnZmy
NK
n
u
= 9,2 N/
2
mm
< [

σ
]
u1
= 96.6 N/mm
2
-Đối với bánh lớn (công thức 3 – 40, TL[1]):
1
2 1
2
.
u u
y
y
σ σ
=
= 8,3 N/mm
2
< [
σ
]
u2
= 80 N/mm
2
8 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép (công thức 3-43, TL[1])
Bánh nhỏ:[
σ
]
txqt1
= 2,5.[

σ
]
Notx
= 2,5.494 = 1235 N/mm
2
Bánh lớn: [
σ
]
txqt2
= 2,5.[
σ
]
Notx
= 2,5.416 = 1235 N/mm
2
- Ứng suất uốn cho phép (công thức 3-46, TL[1])
Bánh nhỏ:[
σ
]
uqt1
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.290 = 232 N/mm
2
Bánh lớn: [
σ
]
uqt2
= 0,8.

σ
ch
= 0,8.240 = 192 N/mm
2
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc (công thức 3-14 và 3-41, TLTK)
6 3
'
2
1,05.10 ( 1) . .
. .
. . .
txqt qt
i K N
K
Ai b n
σ
θ
+
= ≤
[
σ
]
txqt
σ
txqt
= 250,6 N/mm
2
≤ [
tx
]

σ
= 416 N/mm
2
Đảm bảo điều kiện quá tải tiếp xúc.
(Trong đó K
qt
= 1,8 do ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép của bánh lớn và
bánh nhỏ)
- Kiểm nghiệm sức bền uốn: (công thức 3-42)

σ
uqt
=
σ
u
.K
qt
σ
uqt1
=
σ
u1
.2,2 = 20,24 N/mm
2
< [
σ
]
uqt1
σ
uqt2

=
σ
u2
.2,2= 18,26 N/mm
2
< [
σ
]
uqt2
9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền ( bảng 3-2, TLTK):
- Môđun pháp: m
n
= 3 mm
- Số răng: Z
1
= 35 ; Z
2
= 125
- Góc ăn khớp:
α
n
= 20
0
- Khoảng cách trục thực: A = 244 mm
- Góc nghiêng:
β
=10
o
15
’

Vì khoảng cách trục A đồng trục nên ta lấy A = 244.
Đường kính vòng chia (vòng lăn):
d
1
=
107
985.0
35.3
=
mm.
d
2
=
381
984.0
125.3
=
mm.
Chiều rộng bánh răng b = 98 mm.
Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= 107 + 2.3 = 113 mm.
D
e2
= 381 + 2.3 = 387 mm.
Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= 107 - 2.5.3 = 99.5 mm.

D
i2
= 381 - 2.5*3 = 373.5 mm.
10 Tính lực vòng tác dụng lên trục(bánh răng 1)(công thức 3-50, TL[1]):
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm P
r

và lực dọc trục P
a
.
- Lực vòng: P =
d
M
x
2
; M
x
=
6
9,55.10 .N
n
= 63273 Nmm
P =
107
63273.2
=1182,7 N
- Lực hướng tâm: Pr =
β
α
cos

*
n
tgP
985.0
20.7,1182
o
tg
= 437 N
- Lực dọc trục: Pa = P.tg =1182,7.tg10
o
15’= 208,5 N
CHƯƠNG III
THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN – CHỌN Ổ - CHỌN
KHỐP NỐI
I. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC :
1. Chọn vật liệu :
Vì hộp giảm tốc chịu tải trung bình nên ta chọn loại thép 45 thường hóa có giới hạn bền:
)/(600
2
mmN
b
=
σ
2.
Tính sức bền trục :
a. Tính sơ bộ đường kính của trục:
Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức 7-2, tr.114, [TKCTM]:

3
n

N
Cd ≥
Trong đó:
C – hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục truyền
chung có thể lấy
( )
120110130 =÷=C
.
N – công suất truyền, (kW).
n – số vòng quay trong 1 phút của trục (vòng/phút).
β
- Đối với trục II:
N
II
= 4,82 (kW).
n
II
= 727 (vòng/phút).

23
727
82,4
.120
3
3
3
≈≈≥⇒
III
III
n

N
Cd
(mm).
- Đối với trục III:
N
III
= 4,58 (kW).
n
III
= 204,4 (vòng/phút).
34
4,204
58,4
.120
3
3
3
≈≈≥⇒
III
III
n
N
Cd
(mm).
- Đối với trục IV:
N
IV
= 4,35 (kW).
n
IV

= 57,4 (vòng/phút).
51
4,57
35,4
.120
3
3
4
≈≈≥⇒
IV
IV
n
N
Cd
(mm).
- Đối với trục tang:
N
tg
= 4,31 (kW).
n
tg
= 57,4 (vòng/phút).
51
4,57
31,4
.120
3
3
≈≈≥⇒
tg

tg
tg
n
N
Cd
(mm).
Để chuẩn bị cho bước tính toán gần đúng, trong các trị số d
II
, d
III
, d
IV
, d
tg
ta có thể lấy
trị số d
III
= 35 (mm) để chọn loại ổ bi cỡ trung tra trong bảng 14P, tr.339, [TKCTM],
ta có được chiều rộng của ổ B = 21 (mm).
b. Tính gần đúng:
Để tính các kích thước chiều dài của trục, ta dựa vào hình 7.3, bảng 7-1, tr.118, [TKCTM].
Bảng 3.1. Quan hệ kích thước giữa các yếu tố hộp giảm tốc:
Tên gọi Kích thước Bảng tra
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của
hộp
a = 10 (mm)
Bảng 7-1,
[TKCTM]Khe hở giữa các chi tiết quay (ổ lăn) c = 10 (mm)
Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp Δ = 10 (mm)
Chiều rộng của ổ lăn

B = 21 (mm)
Bảng 14P,
[TKCTM]
Khoảng cách từ thành trong của vỏ hộp đến mặt bên của ổ
lăn
l
2
= 10 (mm)
Bảng 7-1,
[TKCTM]
Chiều cao của nắp và đầu bulông l
3
= 18 (mm)
Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay
ngoài hộp
l
4
= 15 (mm)
Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b
n
= 98 (mm)