Đồ Án môn học thiết kế máy thiết kế dẫn Động băng tải

Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 202.. Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn 24 3.. Số vòng quay trên trục công tác:Tỉ số truyền của hộp giảm tốc: Tỉ số truyền của

TRƯỜNG CƠ KHÍ - ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

Thiết kế dẫn động băng tải

Họ và tên: PHAN ĐỨC HUY MSSV: 20217715

Mã lớp: 741508 Giảng viên hướng dẫn: TS Lê Văn Nghĩa Khoa Cơ khí động lực

NCM ô tô và xe chuyên dụng

Hà Nội, 9/2024

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ 4

4 Số vòng quay trên trục công tác 4

A Tính toán thiết kế bộ truyền xích 6

8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích 12

B Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng 12

8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 20

2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn 24

3 Sơ đồ phân bố lực chung 24

1 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn 50

2 Lắp ghép bánh răng lên trục 51

3 Dung sai mối ghép then 51

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

 Thông số đầu vào:

1 Lực kéo băng tải F = 4500 (N)

 Trong đó,tra bảng 2.3[1] tr19 ta được:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng :η BR=0,96

 Hiệu suất bộ truyền xích để hở:η x=0,97

 Hiệu suất ổ lăn: η OL=0,995

 Hiệu suất khớp nối:η K=1

 →η=η BR .η OL3 .η X η K=0,96 ( 0,995 ) 3 0,97 1=0,92

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

P =P lv=11,25 =12,93 (KW)

4 Số vòng quay trên trục công tác:

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc:

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài:

2 Công suất trên các trục:

 Công suất trên trục công tác :p ct=p lv

3 Mômen xoắn trên các trục:

 Mô men xoắn trên trục động cơ:

 Mô men xoắn trên trục I:

 Mô men xoắn trên trục công tác:

T ct=9,55.10

n ct = 9,55.10

6 5,625 53,67 =1000787,67 (N mm)s

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

A TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số yêu cầu:{ P=P II /2=5,83 (K w)

u tt=Z2

3 Xác định bước xích:

Bước xích p được tra bảng 5.5Tr81 [1] với điều kiện: P t ≤[ P] trong đó:

P t – công suất tính toán:P t =P k.k z .k n

 k=k0k a k đ c k bt k d k ctrong đó:

k0: Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng 5.6Tr82 [1]

Với @ = 120°, ta được ko = 1,25

k a– hệ số ảnh hưởng của bộ truyền ngoài và chiều dài xích:

Chọn a = (30÷50).p→ tra bảng 5.6 trang 82 ta được ka = 1

k đc: Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: Tra bảng 5.6Tr82 [1]

⇒ k đc=1(Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

k bt – hệ số ảnh hưởng của bôi trơn : Tra bảng 5.6[1]tr 82 ta được kbt = 1,3 (do môi trường có bụi)

k đ - Hệ số tải trọng động: Tra bảng 5.6Tr82 [1] ta được k đ=1 (va đập êm)

k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Tra bảng 5.6 trang 82 với số ca làm việc là 3 ta được k c=1,45



Công suất tính toán: P t =P k.k z .k n =5,83 2,36.1.2,19=30,09 (K w)

Tra bảng 5.5[1]tr 81 với điều kiên:{ P t ≤[P]

Tra bảng 5.9[1] trang 85 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 31,75 (mm)

→Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 25

F v– Lưc căng do lực ly tâm gây ra: F v =q v2=3,8.2,412=22,15(N )

F0 – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

A - Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12Tr87 [1] với p = 31,75 (mm)

→ A = 262 (m m2)

k r: hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích tra bảng ở trang 87 theo số răng Z1=25

ta được

k đ – Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các dãy:k đ=1

E-Mô đun đàn hồi:

Vậy chọn vật liệu Thép 20X thấm Cacbon với độ cứng HRC= 46-53 HRC có ¿¿

] = 1030 ¿σ H = 414,3 MPa → Đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích

Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Loại xích - Xích ống con lăn

14.Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f 1 234,20 (mm)15.Đường kính chân răng đĩa xích lớn d f 2 840,42 (mm)16.Lực tác dụng dọc trục F r 2534,67 (N)

B.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

Thông số đầu vào:

Đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ⇒ σ H= min(σ H 1,σ H 2) = 1054,17 (MPa)

b Ứng suất cho phép khi quá tải:

[σ¿¿H ]¿- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ¿¿H ]¿ = 1054,17 (MPa)

a Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình m te ,m tm :

Đường kính vòng chia ngoài:

Tra bảng 6.8Tr99/TL1, chọn mte theo tiêu chuẩn : m te =4 (mm)

Mô đun vòng trung bình :

Tra bảng 6.20Tr112 [1] với Z1 = 15; ut = 4, ta được: x1 = 0,31⇒x2 = − ¿0,31

e Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài :

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng :

a Kiểm nghiệm về ứng suất uốn :

Chiều cao răng ngoài : h e=2,2 mte=2,2 4=8,8(mm)

Chiều cao đầu răng ngoài :

Đường kính đỉnh răng ngoài :

8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng :

Bảng tổng hợp một vài thông số của bộ truyền bánh răng :

δ2 75,79°

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 5,24 (mm)

hae2 2,76 (mm)Chiều cao chân răng ngoài hfe1 3,56 (mm)

hfe2 6,04 (mm)Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 70,14 (mm)

dae2 241,19 (mm)

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi đẻ nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:{T t ≤ T kn cf

d t ≤ d kn cf

Trong đó d t- Đường kính trục cần nối

d t =d đc =55 mm

T t –Mômen xoắn tính toán T t =k T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k=1,2

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T=T đc =160443,02(N mm)

2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

σ d = 2k T Z D

o d0l3≤ [σ d]

σ d -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ d]=2÷ 4 Mpa

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

[σ u]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σ u]=(60÷ 80) MPa;

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 500 (N.m)Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 55 (mm)

Đường kính vòng tâm chốt D0 130 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)Đường kính của chôt đàn hồi d0 14 (mm)

II Tính trục I

1.Chọn vật liệu chế tạo trục.

Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện

2.Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn

+ -

+

-Fa2 Ft2

o Lực vòng: F t 2 = F t 1= ¿5770,59 (N)

o Lực hướng tâm: F r 2= F a1 = 540,49 (N)

o Lực dọc trục: F a 2= F r 1 = 2006,31 (N)

 Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích 1 phía Fxích = 2534,67 (N)

Do góc nghiêng đường nối tâm @ = 30° nên ta phân tích:

⃗F xích=⃗F x+⃗F y

5 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

 Sơ đồ khoảng cách giữa các điểm đặt lực như hình vẽ phác họa kết cấu HGT sau:

 Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn

 Chiều dài may-ơ bánh răng côn:

 Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có:

l m13= (1,2÷1,4)d1= (1,2÷ 1,4)30=36 ÷ 42(mm)

Chọn l = 42 (mm)

 Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục

o Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]

Cần xác định phản lực tại các gối tựa: F x 2 , F y 2 , F x 3 , F y 3

 Tính phải lực tại các gối tựa 2 và 3:

 Biểu đồ momen Mx (trong mặt phẳng thẳng đứng 0yz)

 Biểu đồ momen My (trong mặt phẳng nằm ngang 0xz)

 Biểu đồ momen xoắn T

b Xác định chính xác đường kính các đoạn trên trục I

 Chọn vật liệu làm trục: thép 20X ta có [σ]= ¿ 67 Mpa ( Tra bảng 10.5Tr195[1] )

 Tính chính xác đường kính trục :

Theo công thức 10.15Tr194[1] và 10.16tr194[1] ta có:

o Tại tiết diện 1:

√

 Chọn lại đường kính các đoạn trục:

Căn cứ từ kết quả tính toán chính xác đường kính trục:

d1=27,48 (mm),d2=37,31 (mm), d3=27,79 (mm),d4=27,43(mm)

 Do lắp ổ lăn tại vị trí 2 và 3 nên ta chọn: d2=d3=35(mm)

 Do tại vị trí 1 và 4 lắp bánh răng và khớp nối nên ta chọn:

d1=d4=25(mm)

 Do vị trí giữa 2 và 3 có vai trục nên ta chọn d v =40(mm)

Các kích thước đường kính trục chọn lại này được thể hiện cùng biểu đồ

{ b=8(mm)

h=7(mm)

t1=3,5(mm)

 Lấy chiều dài then: l t= (0,8 ÷ 0,9).l m

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 1)

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

 Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí nửa khớp nối (vị trí 4)

{σ d 4= 2T1

d4l t 4 (h−t1)=62,91Mpa<[σ d]=100 Mpa

d4l t 4 b =27,52 Mpa<[τ c]=45 Mpa

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

8 Kiểm nghiệm độ bền cho trục I theo hệ số an toàn S

a Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

 Từ biểu đồ moment trang 28,ta thấy các tiết diện chịu momen lớn cần kiểm nghiệm độ bền mỏi là: Vị trí lắp bánh răng côn 1, vị trí lắp ổ lăn 2

 Áp dụng công thức 10.19Tr195[1] ta có:

s j= s σj s τj

√S2σj S τj2 ≥[S][s] – Hệ số an toàn cho phép: [s]=1,5÷ 2,5

s σj ,s τj – lần lượt là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

 K σ ,K τ – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi chịu uốn và xoắn:Tra bảng 10.12Tr197[1] với σ b =650 Mpa , ta được K σ¿2 , K τ=2

 ε σ ,ε τ – Hệ số kể đến của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi:Tra bảng 10.10Tr198[1]

⇒ Tại tiết diện 1 lắp bánh răng côn thỏa mãn điều kiện bền mỏi

 Tại tiết diện 2: vị trí lắp ổ lăn có d2=35mm

 Thông số đầu vào:

 Cần đảo chiều khớp nối và tính lại xem trường hợp nào ổ chịu lực lớn hơn thì tính cho trường hợp đó

Tính phải lực tại các gối tựa 2 và 3:

⇒ H ệ số e=1,5tan α=0,29

 Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

k t− ¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độk t=1

k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: k d=1

 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn (hình vẽ) là:

 Ta thấy Q2>Q3 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 2

 Khả năng tải động của ổ lăn 2

10 3

√876=70,105 KN <C=71,6 KN

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

 Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:

a Tính phản lực tại các gối tựa và vẽ biểu đồ mômen

 Các lực tác dụng lên trục II có chiều như hình vẽ:

Cần xác định phản lực tại các gối tựa: F x 1 , F y 1 , F x 3 , F y 3

 Biểu đồ momen Mx (trong mặt phẳng thẳng đứng 0yz)

 Biểu đồ momen My (trong mặt phẳng nằm ngang 0xz)

 Biểu đồ momen xoắn

b Xác định chính xác đường kính các đoạn trên trục II

 Chọn vật liệu làm trục: thép 12XH3A ta có [σ]= ¿ 67 Mpa ( Tra bảng

 Chọn lại đường kính các đoạn trục:

Căn cứ từ kết quả tính toán chính xác đường kính trục:

d1=28,9 (mm),d2=31,1 (mm),d3=28,9(mm),d0=26,6(mm)

 Do lắp ổ lăn tại vị trí 1 và 3 nên ta chọn: d1=d3=35(mm)

 Do tại vị trí 2 lắp bánh răng nên ta chọn:

d2=35 (mm)

 Do vị trí giữa 2 và 3 có vai trục nên ta chọn d =45(mm)

Các kích thước đường kính trục chọn lại này được thể hiện cùng biểu đồ

momen ở trang 28

11.Tính chọn then cho trục II

a Chọn then

 Trên trục I then được lắp tại bánh răng (vị trí 1) và 2 đầu xích

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d2=35mm

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {b=10mm

h=8mm

 Lấy chiều dài then: l t= (0,8÷ 0,9).l m

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 1)

l t 23= (0,8÷ 0,9).l m13=(0,8÷ 0,9).42mm

 Then lắp trên trục vị trí lắp đĩa xích: d0=30mm

Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: {b=10mm

{σ d 2=d 2T2

2l t 2 (h−t1)= 2.304977,7935.54.(8−5)=92,21 Mpa<[σ d]=100 Mpa

d2l t 2 b=2.304977,7935.54.10 =23,05 Mpa<[τ c]=45 Mpa

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

 Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp xích

{σ d 0= 2T2

d0l t 0 (h−t1)= 2.304977,7930.35.(7−4)=94,13 Mpa<[σ d]=100 Mpa

d0l t 0 b=2 304977,7930.54.8 =37,65 Mpa<[τ c]=45 Mpa

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

12.Kiểm nghiệm độ bền cho trục II theo hệ số an toàn S

a Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

√s σj2+s τj2≥[s]

trong đó : [s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng

độ cứng [s] = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xétđến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

s σj=K σ−1

σdj σ aj +ψ σ σ mj

s τj= τ−1

K τdj τ aj +ψ τ τ mj trong đó : σ−1 và τ−1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng

ψ σ ,ψ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B10.7197 [1] với σ b= ¿750MPa,ta có:

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1

ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

K σ và K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Kiểm nghiệm tại tiết diện nắp đĩa xích:

ảnh hưởng của độ dôi:

 Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):

Với Tra bảng P2.11Tr262[1] với d=35mm ta được:

C=71,6 KN

C0=61,5 KN

α=11,17 ° d=35mm D=80mm B=33mm

⇒ Hệ số e=1,5tan α=1,5 tan11,17 °=0,29

b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

 Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1

k t− ¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độk t=1

k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: k d=1

 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn (hình vẽ) là:

F s 1 =0,83 e F r 2 =0,83.0,314.3561,53=930,72 N

F =0,83 e F =0,83.0,314.2124,71=535,17 N

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

 Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:

 Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.

 Thành phần bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…

 Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ

- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế

b Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

 Dựa vào bảng 18.1Tr85[2] ta có bảng các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Chiều dày Thân hộp: δ δ=0,03 a+3>6 δ=8mm

Nắp hộp: δ1 δ1=0,9 δ δ1=7,2mm

Gân tang

cứng

Chiều dày gân: e e=(0,8 ÷ 1).δ e=7mm

Chiều cao gân: h h<58mm h=32mm

Đường kính Bu lông nền: d1 d1>0,04 a+10>12mm d1=16mm

Bu lông cạnh ổ: d2 d2=(0,7÷ 0,8).d1 d2=12 mm

Bu lông ghép mặt bích thân và nắp: d3

d3= (0,8÷ 0,9).d2 d3=10mm

Vít ghép nắp ổ: d4 d4= (0,6 ÷ 0,7).d2 d4=8mm

Vít ghép nắp của thăm

S3= (1,4 ÷1,8).d3 S3=15mm

Chiều dày mặt bíchnắp: S4

S4=(0,9÷ 1) S3 S4=15 mm

Bề rộng mặt bích: K3≈ K2− (3 ÷ 5)mm K3=35mm

Giữa bánh răng và đáy hộp

∆1≥(3÷5).δ (phụ thuộc loại

hộp giảm tốc)

∆1=32 mm

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

h max =1/6.d a 1 +Δ1 h max =76,6 mm

Từ đáy hộp đến vị trí mức dầu thấp nhất

Tên chi tiết: Bu lông vòng

 Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắpghép…) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng

 Vật liệu: thép 20

 Số lượng: 2 chiếc

Tra bảng B18.3bTr89 [2] với R e =166,99 mm ta được trọng lượng hộp Q=60Kg

 Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3aTr89[2] ta được:

Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l ≥ f b c x r r1 r2

M8 3

6 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 2 4 4

b Chốt định vị

Tên chi tiết: Chốt định vị

 Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

Tên chi tiết: cửa thăm

 Chức năng: để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để

đồ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thông hơi

 Thông số kích thước: tra bảng 18.5Tr93[2] ta được

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng

d Nút thông hơi

Tên chi tiết: nút thông hơi

 Chức năng: khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dung nút thông hơi

 Thông số kích thước: tra bảng 18.6Tr93[2] ta được

e Nút tháo dầu

Tên chi tiết: nút tháo dầu

 Chức năng: sau 1 thời gian làm việc dầu bôi trơn có chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bẩn hoặc hại mài…) hoặc dầu bị biến chất Do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ này bị bít kín bằng nút tháo dầu

 Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được