Đồ án tốt nghiệp chi tiết máy(Hộp giảm tốc phân đôi )

Chi Tiết Máy trang bị cho người học viên những tri thức cơ bản cần thiết cho công việc thiết kế, khai thác các thiết bị máy móc, phục vụ cho công cuộc xây dựng đất nước.. Vì đây là thước

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM

Җ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

HỘP GIẢM TỐC PHÂN ĐÔI CẤP NHANH

Lời nói đầu

Chi Tiết Máy là một môn học cơ sở quan trong cho bất kì kỹ sư cơ khí nào Chi Tiết Máy trang bị cho người học viên những tri thức cơ bản cần thiết cho công việc thiết kế, khai thác các thiết bị máy móc, phục vụ cho công cuộc xây dựng đất nước

Muốn học tốt môn Chi Tiết Máy, mỗi người học viên phải hoàn thành tốt Đồ án môn học Vì đây là thước đo đánh giá sự nắm vấn đề của học viên và hình thành cho họ phương pháp, quy trình để làm ra một máy mới mà những giờ lý thuyết chưa đáp ứng được

Làm đồ án Chi Tiết Máy đã giúp cho bản thân chúng em nhận thức đúng đắn những khó khăn

mà một người kỹ sư phải khắc phục, tập cho tính cẩn thận và phương pháp tiếp cận vấn đề cũng như cách thức làm việc khoa học để đạt được hiệu quả Đây là bài tập đầu tiên làm nền tảng cho đồ án tốt nghiệp Vì vậy chúng em đã cố gắng để làm tốt và hoàn thành đúng thời gian qui định

Nhóm em chân thành cảm ơn thầy NGUYỄN VĂN THANH TIẾN, các thầy cô và các

bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ nhóm em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Lần đầu với một bài tập lớn chắc chắn không thể tránh khỏi thiếu sót khiếm khuyết Chúng

em rất mong sự đóng góp bổ sung của thầy cô và bạn bè để có thể khắc phục nhưng sai lầm

mà bản thân không nhận ra

TPHCM, ngày 20/05/2018

Nhóm 20

Nhận xét của giáo viên hướng dẫn

TPHCM, ngày … tháng 05 năm 2018 Giáo viên hướng dẫn

Bảng đánh giá tham gia của các thành viên trong nhóm

Mục lục

Danh mục hình vi

Danh mục bảng vii

Chương 1: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1

1.1 Tính toán chọn động cơ 1

1.2 Phân phối tỉ số truyền 1

Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai 4

2.1 Lý thuyết 4

2.2 Xác định loại đai, tính toán các thông số của đai 5

Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng 10

3.1 Sơ đồ động và ký hiệu các bánh răng 10

3.2 Chọn vật liệu 10

3.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Z1 – Z2 cấp nhanh 10

3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Z2’ – Z3 cấp chậm 17

Chương 4: Tính toán trục và then 22

4.1 Chọn vật liệu 22

4.2 Xác định các kích thước trục 22

4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục 22

4.2.2 Hộp giảm tốc phân đôi 2 cấp 23

4.3 Tính phản lực tại các gối đỡ 25

4.4 Vẽ biểu đồ lực, moment xoắn, moment uốn 25

4.5 Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm 25

4.6 Kiểm nghiệm trục 35

4.7 Tính then 39

Chương 5: Tính toán, chọn ổ lăn 42

5.1 Trục 1 42

5.2 Trục 2 43

5.3 Trục 3 45

Chương 6: Vỏ hộp, bôi trơn và các chi tiết tiêu chuẩn khác 48

6.1 Vỏ hộp 48

6.2 Bôi trơn 51

6.2.1 Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc 51

6.2.2 Chọn dầu bôi trơn 51

6.3 Thiết kế các chi tiết phụ 51

6.3.1 Bulông vòng 51

6.3.2 Chốt định vị 52

6.3.3 Nút tháo dầu 52

6.3.4 Nút thông hơi 52

6.3.5 Cửa thăm (nắp quan sát) 53

6.3.6 Vòng chắn dầu 54

6.3.7 Que thăm dầu 54

6.3.8 Đệm vênh 54

Tài liệu tham khảo 56

Danh mục hình

Hình 3.1 Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn 10

Hình 4.1 Sơ đồ kí hiệu trục trong hộp số phân đôi 23

Hình 4.2 Sơ đồ kí hiệu kích thước chiều dài trục II và III 23

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trục 1 28

Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục 2 31

Hình 4.5 Biểu đồ nội lực trục 3 34

Hình 5.1 Sơ đồ tải trọng trục 1 42

Hình 5.2 Sơ đồ tải trọng trục 2 44

Hình 5.3 Sơ đồ tải trọng trục 3 45

Hình 6.1 Bulông vòng 51

Hình 6.2 Chốt định vị 2

Hình 6.3 Nút tháo dầu 52

Hình 6.4 Nút thông hơi 53

Hình 6.5 Cửa thăm 53

Hình 6.6 Vòng chắn dầu 54

Hình 6.7 Que thăm dầu 54

Hình 6.8 Đệm vênh 54

Danh mục bảng

Bảng 1.1 Thông số cho động cơ và các trục 3

Bảng 2.1 Thông số đai thang thường loại B 5

Bảng 3.1 Thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16

Bảng 3.2 Thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp chậm 21

Bảng 4.1 Bảng thống kê kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 35

Bảng 4.2 Thông số kích thước then tại các tiết diện trục 40

Bảng 6.1 Các kích thước của hộp giảm tốc 50

Bảng 6.2 Các thông số nắp ổ 50

Bảng 6.3 Thông số bulông vòng 51

Bảng 6.4 Thông số nút tháo dầu 52

Bảng 6.5 Thông số nút thông hơi 53

Bảng 6.6 Thông số cửa thăm 53

Bảng 6.7 Thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và Dung sai của các kiểu lắp 55

Bảng 6.8 Dung sai lắp ghép then 55

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Tính toán chọn động cơ

1.1.1 Công suất cần thiết động cơ

Pct ≥Pt

𝜂 (kW)

-Ta có: Công suất tính toán khi tải trọng không đổi thì Pt = 5,4 kW

- Hiệu suất truyền của động cơ 𝜂 = 𝜂𝑜𝑙4 𝜂𝑏𝑟2 𝜂đ 𝜂kn

-Tra bảng 2.3 trang 19 [2]:

Trong đó:

 𝜂𝑜𝑙 = 0,99 -hiệu suất cặp ổ lăn được che kín

 𝜂𝑏𝑟 = 0,97 -hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

 𝜂đ = 0,96 -hiệu suất bộ truyền đai

 𝜂𝑘𝑛 = 1 -hiệu suất khớp nối

-uh: tỉ số truyền động của hộp giảm tốc bánh răng trụ, uh = 8 ÷ 40

-un : tỉ số truyền bộ truyền ngoài, un = ud = 2 ÷ 6

-Nên nsb = 33.( 8 ÷ 40).( 2 ÷ 6) = (528 ÷ 7920) (vòng/phút)

-Chọn số vòng quay sơ bộ: nsb = 1400 (vòng/phút)

-Điều kiện chọn động cơ: {𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡

𝑛đ𝑏 ≅ 𝑛𝑠𝑏Theo bảng P1.1 trang 234 [2] với Pct = 6,21 KW và nđb = 1400 vòng/phút

 Chọn động cơ K160S4 có Pđc = 7,5 kW, nđc = 1450 vòng/phút

1.2 Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh

-Tỉ số truyền chung của hệ: ut = 𝑛đ𝑐

𝑛 𝑙𝑣 = 1450

33 = 43,939 -𝑢𝑡 = 𝑢ℎ 𝑢đ

-Chọn sơ bộ uh = 10

Trong đó u1,u2 lần lượt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm

1.2.2 Công suất làm việc mỗi trục:

Bảng 1.1 Thông số cho động cơ và các trục

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ ĐAI TRUYỀN ĐỘNG

2.1 Lý thuyết

- Truyền động đai được dùng để truyền động giữa các trục xa nhau Đai được mắc lên 2 bánh với lực căng ban đầu là 𝐹0, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi

Nhờ đai có độ dẻo, bộ truyền làm việc êm, không ồn, thích hợp với vận tốc lớn

Chỉ tiêu thiết kế đai bao gồm:

 Chọn loại đai

 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

 Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ

 Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục

+ Đai hình thang: có tiệt diện hình thang, mặt làm việc là 2 mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng lớn hơn Tuy nhiên cũng do

ma sát lớn hơn nên hiệu suất của đai hình thang thấp hơn đai dẹt

Có 3 loại đại thang: đai thang thường, hẹp và rộng

 Đai thang thường: tỉ số giữa chiều rộng tính toán 𝑏𝑡 đo theo lớp trung hòa

và chiều cao h của tiết diện hình thang 𝑏𝑡/ℎ ≈ 1,4

 Đai thang hẹp : 𝑏𝑡/ℎ = 1,05 ÷ 1,1

 Đai thang rộng : 𝑏𝑡/ℎ = 2 ÷ 4,5 Đai thang rộng thường dùng trong các biến tốc đai Nhờ lớp sợi có độ bền cao hơn, tải trọng phân bố đều hơn trên chiều rộng của lớp chịu tải trong đai thang hẹp nên khả năng tải của nó lớn hơn so với đai thăng thường, do đó với cùng một công suất cần truyền, chi phí vật liệu làm đai và bánh đai giảm xuống (xấp xỉ 2 lần; đai thang hẹp có thể làm việc với vận tốc cao hơn v ≤ 40 m/s, trong khi đai thường được sử dụng với

vận tốc v ≤ 30 m/s Do vậy bên cạnh đai thang thường được sử dụng phổ biến hiện nay, đai thang hẹp được sử dụng ngày càng nhiều

2.2 Xác định loại đai, tính toán thông số kỹ thuật

2.2.1 Xác định loại đai

- Thông số đã có ở chương I :

𝑃đ𝑐 = 7,5 (kW)

nđc = 1450 vòng/phút

- Dựa vào hình 4.22 trang 153 [1]

 Chọn được đai thang loại B, đai thang thường

Tên gọi Kí hiệu Giá trị Chiều rộng lớp trung hòa (mm) bt 14

60000 = 12,15 ( m/s) < 25 (m/s) (thỏa điều kiện)

2.2.3 Chọn hệ số trượt và xác định đường kính bánh đai bị dẫn

-Công thức 4.10 trang 132 [1]

𝑑2 = 𝑢đ 𝑑1 ( 1 − 𝜉)

-Chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,01 ÷ 0,02

 d2 = 4,393×160×[1 – (0,01 ÷ 0,02)] = (688,822 ÷ 695,8) (mm)

Theo tiêu chuẩn trang 152 [1], chọn 𝑑2 = 710 mm

-Tính lại tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

𝑢đ′ = 𝑑2

𝑑 1 ( 1− 𝜉 ) = 710

160 ( 1−0,01 ) = 4,482

Sai số ∆u = |𝑢đ−𝑢đ′

𝑢đ | 100% ( ≤ 5% ) = |4,393−4,482

4,393 | 100% = 2,025 % (Thỏa điều kiện)

2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo kết cấu hoặc theo đường kính 𝒅𝟐

-L (chiều dài đai) công thức 4.4 trang 131 [1]

2.2.5 Tính số lần chạy đai trong một giây

-Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

-Hệ số ảnh hưởng tới chể độ tải trọng, bảng 4.8 trang 148

𝐶𝑟 = 0,9÷ 0,8 – giảm 0,1 (theo Đề: hệ thống làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ)

𝐹𝑡 = 1000.𝑃đ𝑐

𝑣 1 = 1000 7,5

12,15 = 617,28 (N) -Lực vòng trên mỗi nhánh đai: 𝐹𝑡

2 = 617,28

2 = 308,64 (N) -Với 𝜎𝑜 = 1,5 (MPa): ứng suất căng đai ban đầu cho phép

𝐴1 = 138 𝑚𝑚2 : diện tích mặt cắt ngang của một dây đai ;

Chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc trong môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm), lại có sức bền và độ đàn hồi cao Đai cao su thích hợp ở các truyền động vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

𝑚

.1072.3600.𝑖 ;

Trong đó :

 𝜎𝑟 = 9 (𝑀𝑃𝑎); giới hạn mỏi của đai - bảng trang 145 [1]

 m: số mũ của đường cong mỏi, m = 8 đối với đai thang

 i = v1/L =4,33; số lần chạy của đai trong một giây

 𝐿ℎ= (

9 5,169 )8.1072×3600×4,33 = 27093,64 (giờ)

= 1128,9 (ngày)

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ hai cấp phân đôi

Hình 3.1 Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn 3.2 Chọn vật liệu

Tra bảng 6.1 trang 92 [2]

Đối với bộ truyền kín (hộp giảm tốc) bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ Pđc = 7,5 kW, chỉ cần chọn vật liệu nhóm I Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng dễ dàng và chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn

Ta chọn thép 45 loại thép này rất thông dụng, rẻ tiền Với phương pháp tôi cải thiện, ta được các thông số sau:

3.2.1 Bánh lớn

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 192 240, ta chọn: HB2 = 240

với 𝜎𝑏2 = 750 MPa, 𝜎𝑐ℎ2 = 450 MPa

3.2.1 Bánh nhỏ

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1 = HB2+ (30÷50), ta chọn: HB1 = 240+ 30=270

với 𝜎𝑏1 = 850 MPa, 𝜎𝑐ℎ1 = 580 MPa

3.3 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG Z1-Z2 (CẤP NHANH)

3.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝛔𝐇] và ứng suất uốn cho phép [𝛔𝐅]

a) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝛔𝐇]

Công thức 6.40 trang 222 tài liệu[1]:

[σH] = √0.5([σ𝐻1]2+ [σ𝐻2]2)

 σHlimo là giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở NHO

mH: bậc của đường cong mỏi, mH = 6

NHE: số chu kì làm việc tương đương

 Tải không đổi NHE = 60.c.n.Lh

NHE1 = 60.c.nI.Lh = 60.1.330,07.28800 = 570,36096.106 (chu kì)

NHE2 = 60.c.nII.Lh = 60 1

u1 nII Lh = 60 1

3,58 92,2.28800 = 44,5032.106 (chu kì)

 sH – hệ số an toàn tra bảng 6.13 trang 223 [1] ta được sH = 1,1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH1] = σHlim1o 0,9.KHL1

sH = 610.0,9×0,5746

1,1 = 286,77 (MPa) [σH2] = σHlim2o 0,9.KHL2

s H = 550.0,9×0,83

1,1 = 373,5 (MPa) [σH] = √0.5([σ𝐻1]2+ [σ𝐻2]2) = √0,5 (286,772+ 373,52) = 332,97 (MPa)

Với điều kiện: [σH]min ≤ [σH] ≤ 1,25 [σH]min

[σH]min = 286,77 (Mpa) – Chọn giá trị nhỏ nhất giữa [σH1] và [σH2]

 286,77 ≤ [σH] ≤ 1,25×286,77

 286,77 ≤ 332,97 ≤ 358,4625 (Thoả điều kiện)

b)Xác định ứng suất uốn cho phép [𝛔𝐅]

Công thức 6.47 trang 226 [1]:

[σF] = σFlimo KFL

s H Trong đó :

 σFlimo là giới hạn mỏi uốn, tương ứng với số chu kì cơ sở NFO

KFL2 = √NFO2

N FE2 mH

 Số chu kì cơ sở NF0 = 5.106 (chu kì)

 mF = 6

 Số chu kì làm việc tương đương NFE

Tải không đổi NFE = 60.c.n.Lh

-Tra bảng 6.4 trang 209 [1]: đối xứng ổ trục HB < 350

 KH – Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc

Bánh dẫn: [σF1]

YF1 = 126,082

3,79 = 33,27 Bánh bị dẫn: [σF2]

3.3.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng

b1.mn = 3,79×3507,95×1,06×0,66×0,9325

= 47,85 ˂ [σF1] = 126,082 (MPa) (Thoả điều kiện)

Thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục aw1 = 225 (mm)

Chiều rộng vành răng b1 =72,5, b2 = 67,5 (mm)

Tỉ số truyền thực u1 = 3,61

Góc nghiêng của răng β = 8,1o

Số răng bánh răng Z1 = 39, Z2 = 141 (răng)

Hệ số dịch chỉnh 𝑥1 = 𝑥2 = 0

Đường kính vòng chia d1 = 96,21(mm)

d2 = 353,79 (mm) Đường kính vòng đỉnh da1 = 101,21 (mm)

da2 = 358,79 (mm) Đường kính vòng chân răng df1 = 89,96 (mm)

df2 = 347,54 (mm)

Bảng 3.1 Thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp nhanh

3.4 TÍNH CHO BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG Z2’-Z3 CẤP CHẬM 3.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈𝑯] và ứng suất uốn cho phép [𝝈𝑭]

a) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈𝑯]

Công thức 6.33 trang 222 [1]:

[𝜎𝐻] = 𝜎𝐻lim𝑜 0,9.𝐾𝐻𝐿

𝑠 𝐻 Trong đó:

 𝜎𝐻lim𝑜 : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở NHO

 mH: bậc của đường cong mỏi, mH = 6

 NHE: số chu kì làm việc tương đương

Tải không đổi NHE = 60.c.n.Lh N’HE2 = 60.c.n2.Lh = 60.1.92,2.28800= 159,3216.106 (chu kì)

NHE3 = 60.c.n3.Lh = 60 1

𝑢 2 𝑛3 𝐿ℎ = 60 1

2,79 33,05.28800 = 20,4696.106 (chu kì)

 sH – hệ số an toàn.Tra bảng 6.13 trang 223 [1] ta được sH = 1,1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

[𝜎′𝐻2] = 𝜎𝐻lim2𝑜 ′.0,9.𝐾′𝐻𝐿2

𝑠𝐻 = 610.0,9.0,711

1,1 = 354,853 (MPa) [𝜎𝐻3] = 𝜎𝐻lim3𝑜 0,9.𝐾𝐻𝐿3

𝑠 𝐻 = 550.0,9.0,954399

1,1 = 429,48 (MPa)

b) Xác định ứng suất uốn cho phép [𝝈𝑭]

Công thức 6.47 trang 226 [1] :

[𝜎𝐹] = 𝜎𝐹lim𝑜 𝐾𝐹𝐿

𝑠𝐻 Trong đó :

 𝜎𝐹lim𝑜 là giới hạn mỏi uốn, tương ứng với số chu kì cơ sở NFO

 Số chu kì cơ sở NFO = 5.106 (chu kì)

 mF = 6

 Số chu kì làm việc tương đương NFE

Tải không đổi NFE = 60.c.n.Lh

KH = KHβ

Trong đó KHβ : hệ số tải tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.4 trang 209 [1] ta được KHβ = 1,06

 Theo tiêu chuẩn trang 195 [1] dãy 1, chọn m = 2,5 (chọn m nhỏ vì có ưu điểm: giảm

ma sát nên hiệu suất cao, làm việc êm hơn, tiêu hao vật liệu giảm)

-Đường kính vòng chân răng

 Tính kiểm nghiệm cho bánh răng Z’2 (có độ bền kém hơn)

3.4.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng

-Công thức 6.78 trang 235 [1]

𝜎𝐹2 =𝑌′𝐹2.𝐹′𝑡2.𝐾𝐹

𝑏′2.𝑚 =3,72×8958,62×1,2321

104×2,5 = 157,93 ≤ [𝜎𝐹]′2= 155,964 MPa (thỏa)

Với KF = KFβ.KFv = 1,11×1,11 = 1,2321; tra bảng 6.4 trang 209 và bảng 6.5 trang 211 [1]

Thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp chậm Khoảng cách trục aw2 = 250 (mm)

Chiều rộng vành răng b’2 =104, b3 = 100 (mm)

Tỉ số truyền thực u2 = 2,77

Góc nghiêng của răng β = 0o

Số răng bánh răng Z’2 = 53, Z3 = 147 (răng)

Hệ số dịch chỉnh 𝑥2′ = 𝑥3 = 0

Đường kính vòng chia d’2 = 132,5 mm

d3 = 367,5 mm Đường kính vòng đỉnh d’a2 = 137,5 mm

da3 = 372,5 mm Đường kính vòng chân răng d’f2 = 126,25 mm

df3 = 361,25 mm

Bảng 3.2 Thông số hình học bộ truyền bánh răng cấp chậm

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

 giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580 MPa

- Tra bảng 10.5 trang 195 [2], ta được [𝜎] = 67 MPa

4.2.2 Hộp giảm tốc phân đôi 2 cấp

Hình 4.1 Sơ đồ kí hiệu trục trong hộp số phân đôi

Hình 4.2 Sơ đồ kí hiệu kích thước chiều dài trục II và III

- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm Ta chọn k1 = 10 mm

 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ nhất khi bôi trơn ổ bằng dầu hộp giảm tốc): k2 = (5…15) mm Ta chọn k2 = 8 mm

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3= (10…20) mm