Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

CHƯƠNG I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 4

1.1 Chọn động cơ 4

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ: 4

1.1.2 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ 4

1.1.3 Chọn động cơ 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 5

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống 5

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ 5

1.3 Tính các thông số trên các trục 6

1.3.1 Số vòng quay 6

1.3.2.Công suất 6

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục 7

1.3.4 Bảng thông số động học 7

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 8

2.1 Thiết kế bộ truyền đai dẹt 8

2.1.1 Chọn loại đai và xác định kích thước đai 8

2.1.2 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền 8

2.1.3 Xác định lực tác dụng lên trục 11

2.1.4 Tổng hợp kết quả tính toán 13

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 14

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 14

2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền 17

2.2.3 Tính kiểm nghiệm 19

2.2.4 Một số thông số hình học của cặp bánh răng 22

2.2.5 Bảng tổng hợp kết quả tính toán 23

CHƯƠNG III CHỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN 25

3.1 Tính toán khớp nối 25

3.1.1 Chọn khớp nối: 25

3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối 26

3.1.3 Lực tác dụng lên trục 27

3.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: 27

3.2 Lực tác dụng lên trục và khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực 28

3.2.1 Sơ đồ phân tích lực chung và giá trị lực / mômen xoắn 28

3.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục 29

3.2.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực 29

3.3 Tính toán thiết kế cụm trục I 32

3.3.1 Tính phản lực và biểu đồ momen 32

3.3.2 Định đường kính tại các tiết diện trên trục 34

3.3.3 Tính toán và chọn then 35

3.3.4 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. 37

3.3.5 Tính toán và chọn ổ lăn 42

3.4 Tính toán thiết kế cụm trục II 46

3.4.1 Thiết kế trục II 46

3.4.2 Chọn then: 46

3.4.3 Chọn ổ lăn 47

3.4.4 Sơ đồ kết cấu trục II 47

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU 48

4.1 Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc 48

4.2 Kết cấu nắp ổ và cốc lót 50

4.2.1 Nắp ổ 50

4.2.2 Cửa thăm 50

4.2.3 Nút thông hơi 51

4.2.4 Nút tháo dầu 52

4.2.5 Kiểm tra mức dầu 53

4.2.6 Chốt định vị. 53

4.2.7.Bulông vòng 54

4.2.8 Kết cấu bánh răng 55

4.2.9 Các chi tiết liên quan khác 55

CHƯƠNG V: BÔI TRƠN, LẮP GHÉP, ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 57

5.1 Bôi trơn 57

5.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 57

5.1.2 Bôi trơn ổ lăn 57

5.2 Bảng kê kiếu lắp, sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 60

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này

Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau:

-Chi tiết máy tập 1 và 2 của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp

-Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất

và TS Lê Văn Uyển

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế 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 sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong

bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy

Trịnh Đồng Tính đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn

thành tốt nhiệm vụ được giao Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên : Vũ Lê Nghĩa

CHƯƠNG I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ:

ct yc

P P





Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác

Pyc : Công suất trên trục động cơ

Pct = F v

1000 =

2080.1,85

1000 = 3,848 kW Hiệu suất của bộ truyền:

η = ηol3 ηkn ηd ηbr (1)

Tra bảng 2.3 

19 I ta có:

Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ol= 0,99

Hiệu suất của bộ đai : ηd =0,96

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97

Hiệu suất của khớp nối: kn 1

1.1.2 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ

Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) :nSB  n uCT SB

Số vòng quay trên trục công tác là nCT

𝑛𝐶𝑇 =60.1000 𝑣

60.1000.1,86𝜋400 = 88,81 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)

Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống là uSB

uSB=uSBN uSBHTheo bảng 2.4[1] tr 21 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

Chọn sơ bộ:

tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai)uSBN=3

tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh răng trụ uSBH=4

1.2 Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Theo tính toán ở trên ta có :

Nđc =960 ( vòng/phút)

Nct = 88,81 ( vòng/phút)

Tỉ số truyền chung của hệ thống là

Uch= Nđc/Nct = 960/88,81 = 10,81

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong Ubr(lv) = 4

Ud= Uch/Ubr= 10,81/4 = 2,71

Vậy ta có

Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 3,848(KW)

Công suất trên trục II là :

PII = Pct

ηol ηkn =

3,8480,99 1 = 3.887 (kW)

Công suất trên trục I là :

PI = PII

ηol ηbr =

3,8870,99.0,97 = 4,05 (kW) Công suất thực của động cơ là:

Pđc∗ = PI

ηd ηol =

4,050,99.0,96 = 4,26 (kW)

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên trục I là :

TI = 9,55 106.PI

nI = 9,55 10

6 4,05354,24 = 109184 (N mm) Mômen xoắn trên trục II là :

TII = 9,55 106.PII

nII = 9,55 10

6.3,88788,56 = 419160 (N mm) Mômen xoắn trên trục công tác là :

Tct = 9,55 106.Pct

nct = 9,55 10

6.3,84888,56 = 414954 N mm Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Thiết kế bộ truyền đai dẹt

Các thông số yêu cầu:

2.1.1 Chọn loại đai và xác định kích thước đai

Chọn đai vải cao su

2.1.2 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

a, Chọn đường kính hai đai: d1 và d2

Chọn d theo tiêu chuẩn theo bảng:1 4.21 

1 : 63

B ta chọn d theo tiêu chuẩn:d2=560 (mm) 2

b, Xác định khoảng cách trục a

Khoảng cách trục a=(1,5÷2).(d1+ d2)= (1,5÷2).(560+200)=(1140÷1520) Vậy : chọn asb= 1200 (mm)

560 200

180 57 180 57 162, 9 150

1200

d d a



Suy ra thỏa mãn

2 1 1

560 200

180 57 180 57 162, 9 150

1200

d d a

: chiều dày đai được xác định theo

1

d

 tra bảng 4.8[1]

K và K2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu 0 và loại đai

Ta có : do góc nghiêng của bộ truyền 0

60

  và định kỳ điều chỉnh khoảng cách trục  0  1, 6 (Mpa)

Tra bảng 4.9[1]

56

B với 0 1,6 (Mpa) ta được 1 2,3

9,0 2

k k

[ ]0 1 2,3 2,075 (Mpa)

200 1

K K d



0 0 0 1

F K b

 

Ta lấy b=50 (mm) Chiều rộng bánh đai B:

Lực tác dụng lên trục:

0 1

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

b, Xác định ứng suất cho phép

+, Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

0 lim

0 lim

F

Z Z K K S

Y Y K K S

0 lim 0 lim

1,8

H F

HB HB

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền:

HE

F m FL

F

N K

N N K

NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

0 lim1

1 0 lim 2

2 0 lim1

1 0 lim 2

1,1 396

1, 75 360

H F

F F

H a

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 109184 (N.mm)

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 445,45 (MPa)

B với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được ba 0,3

K K

Z u Z

Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

w w1

1, 011

1, 041

Hv Fv

K K

K K

X = 9

v m s CC

K K

2 os 2 os 13,47

1, 719 sin(2 ) sin(2.20, 58 )

b H

Z Z

Y Y

K K K

CHƯƠNG III CHỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN

3.1 Tính toán khớp nối

Thông số đầu vào:

3.1.1 Chọn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:

T d



Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

 

16.1 2 58

B , ưng với loại máy : “Băng tải ”ta lấy k = 1,4

T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:

T = TII = 419160 (N.mm)

Do vậy:

Tt = k.T = 1,4.419160= 586824 (N.mm)= 586,824 N.m Tra bảng 16.10a 

2 68

B với điều kiện: 586824( )

Tra bảng 16.10b 

2 69

3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

 

2 .

k T

Z D d l

    , trong đó:

 d - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy  d   (2 4)MPa;

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

 

2 2.1, 4.419160

1.415( ) 8.160.18.36

0,1 .

t o

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

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 42 (mm)

3.2 Lực tác dụng lên trục và khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

3.2.1 Sơ đồ phân tích lực chung và giá trị lực / mômen xoắn

a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:

b Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fr =1025,97 (N)

0, 2.

I sb

T d



 , trong đó:

TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI =109184(N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 20 (MPa)

3 1

0, 2.

II sb

T d





TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII =142836N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 25 (MPa)

3 2

sb sb

3.2.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực

Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng 10.2 

1 189

B với: 1

2

35( ) 50( )

Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: 01

02

21( ) 27( )

chiều dài phần chìa trục I

B

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm;

(1, 4 2, 5)

mc

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=5mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm

Fr1 Fa1 Ft1

Rx1 Ry1

677,63( ) 0

1314( ) 1

Biểu đồ mô men và phân bố các lực

Rx0= 2823,5 (N) Ry0=677,63

(N)

Fr1= 1322,5 (N)

Fa1= 873,5 (N)

Ft1=3412 (N)

Rx1= 1314 (N)

Ry1= 1274,6 (N)

49334

109184

3.3.2 Định đường kính tại các tiết diện trên trục

Tính mômen uốn tổng Mij, mômen tương đương Mtđij và đường kính trục dij tại tiết diện j trên trục thứ i, theo công thức 10.15 đến công thức 10.17 tr 194 sách TTTKHDĐCKT1,ta có:

Mịj = M2xij M2yij

ij 2

ij 0,75T

dịj = 3 tdij 

σ 0,1

M

 với [σ] tra bảng 10.05 trang 195 tập 1 ta được [σ] = 63 (Mpa)

 Tại tiết diện (1-A):

Mô men uốn tổng cộng: M12 = 0

Mô men tương đương:

12 2

12 0,75T

M  = 0 0,75 109184   2 =94556,1 (N.mm)

→ Đường kính trục: d1A = 3 94556,1

24, 67(mm) 0,1 63 



 Tại tiết diện (1-B):

Mô men uốn tổng cộng:

3

= 26,52

 Tại tiết diện (1-D):

Mô men uốn tổng cộng: M1D = √Mx102 + My102 = 0

Mô men tương đương:

Mtđ1D = √M112 + 0,75 T112 = √0 + 0,75 02 = 0(N mm)

→ Đường kính trục: d1D có thể chọn bất kỳ

Tại tiết diện (1-C):

Mô men uốn tổng cộng:

Ta có:

 Chiều rộng then:b=10(mm)

 Chiều cao then:h=9(mm)

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5,5 (mm)

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,3 (mm)

 Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm13 = 36÷40,5 (mm)

𝜏𝑐 = 2 𝑇𝐼

𝑑 𝑙 𝑏 ≤ [𝜏𝑐] Với [ ]C là ứng suất cắt cho phép khi chịu tải trọng va đập vừa gây nên:

[ ]C =(20÷30)MPa

𝜏𝑐 =2.10918432.40.10 = 17,06 ≤ [𝜏𝑐] = (20 ÷ 30)𝑀𝑃𝑎

+ Xác định mối ghép then cho trục I lắp bánh đai:

d1A=25 (mm)

Chọn then bằng tra bảng B9.1(b)

174 [1] ta có:

 Chiều rộng then:b= 8 mm

 Chiều cao then : h= 7 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 3,5 (mm)

 Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm12= 52÷58,5 (mm)

𝜎𝑑 = 2.10918425.56 (7 − 3,5) = 44,56 < [𝜎𝑑] = 50 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất cắt:

𝜏𝑐 = 2 𝑇𝐼

𝑑 𝑙 𝑏 ≤ [𝜏𝑐] Với [ ]C là ứng suất cắt cho phép do đắc tính làm việc là va đập vừa gây

nên:

[ ]C =(60÷90)MPa

𝜏𝑐 =2.109184

25.56.8 = 19,5 ≤ [𝜏𝑐] = (20 ÷ 30)𝑀𝑃𝑎Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

3.3.4 Kiểm nghiệm trục theo 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 j và s j - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn

tại tiết diện j của trục

𝜓𝜎 , 𝜓𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B10.7[1]

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 (1), lấy

Kx = 1, 1

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

a, Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

{

𝑀𝑜𝑙 = 98668𝑁𝑚𝑚

𝑇𝑜𝑙 = 109184 𝑁𝑚𝑚

𝑑𝑜𝑙 = 30 𝑚𝑚Tra bảngB10.6

𝜎𝑚𝑗 = 0

𝜏𝑎𝑗 = 𝜏𝑚𝑗 = 𝑇𝑗

2𝑊0𝑗 =

1091842.5298,8 = 10,30

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B10.11

1,871,1

11,64 1,1 1

1, 491,1

K

Kx K

K

Kx K

b, Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh đai:

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép

𝑠𝜏𝑗 = 𝜏−1

𝐾𝜏𝑑𝑗𝜏𝑎𝑗 + 𝜓𝜏𝜏𝑚𝑗 =

151,731,74.20,6 = 4,24

𝑠𝑗 = 𝑠𝜏𝑗 = 4,24 > [𝑠] thỏa mãn được độ bền mỏi

c, Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng:

𝜎𝑚𝑗 = 0

𝜏𝑎𝑗 = 𝜏𝑚𝑗 = 𝑇𝑗

2𝑊0𝑗 =

1091842.5830,5 = 9,36

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B10.11

𝑠𝜎𝑗 = 𝜎−1

𝐾𝜎𝑑𝑗𝜎𝑎𝑗 + 𝜓𝜎𝜎𝑚𝑗 =

261,61,88.44,15 = 3,15

𝑠𝜏𝑗 = 𝜏−1

𝐾𝜏𝑑𝑗𝜏𝑎𝑗 + 𝜓𝜏𝜏𝑚𝑗 =

151,731,74.9,36 = 9,68

Ký hiệu

ổ

d, (mm)

D, (mm)

b=T, (mm)

r, (mm)

r1, (mm)

C, (kN)

C0, (kN)

3 0

0, 048 18,17.10

Q- là tải trọng động quy ước kN

L- là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m- là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn.m=3 với ổ bi

Lấy thời hạn sử dụng của ổ bằng 1/3 thời hạn làm việc của hộp giảm tốc (

V là hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V=1

kt:là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn kt =1 do t<1000C

kđ:là hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng Theo bảng B11.3[1]

215 ,ta chọn kđ =1,3 (Va đập vừa)

X hệ số tải trọng hướng tâm

Y hệ số tải trọng dọc trục

Khả năng tải động của ổ lăn:

Qt=2,903 kN < C0=18,17 kN thỏa mãn điều kiện bền

Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

3.4 Tính toán thiết kế cụm trục II

3.4.1 Thiết kế trục II

Từ sơ đồ bố trí trục II và đường kính sơ bộ : dsb2 = 50 mm

Sơ đồ các lực tác dụng lên trục II:

Ry2

Rx2

Ry3 Rx3

=> Chọn lt24 = 63 (mm)

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU

4.1 Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp

nhận tại trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy, các phần tử

cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.160 + 3 = 7,8(mm) Chọn δ = 9 (mm)

khoảng 20Đường kính:

d2=(0,7÷0,8)d1=14÷16 mm,chọn,d2=16(mm)

d3 = (0,8÷0,9)d2 =12,8÷14,4 mm chọn d3 =12 (mm)

d4 = (0,6÷0,7)d2 = 9,6÷11,2 chọn d4 =10 (mm)

d5 = (0,5÷0,6)d2 = 8÷9,6 chọn d5 = 8 (mm)