Đồ án: Chi tiết máy

Thiết kế trục ➣Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là moment xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng tr

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Tính toán sơ bộ và chọn động cơ.

- Xác định công suất xích tải:

kW V

9500 1000

, 1

83 , 5 5 , 7

dn

k dn

mm

ct đc

T

T T

T

kW P

p

V

9 110

95 , 0 1000

60

1000

25 57

, 57

025 ,

9 78

,

=

16 ,

3 2

, 1

2 , 1

cc

cn cc

cn

cc cn

u

u u

u

u u

n n

u

u

n

cn đ

ct

p

p1 = η η

ol br

Theo bảng 4.13/59 chọn đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 150mm.

bt=14, b=17, h=10,5, yo=4, diện tích mặt cắt ngangA=138 mm2

Vận tốc đai:

(m s)

d n

60000

1450

150.14,

360000

1

150

450)

%100 = − = <

d d a

l

4

) (

) (

5 , 0

2

2 1 2 2

1

− +

+ +

mm

47,1892450

.4

)150450

()450150

.(

14,3.5,0

++

=

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn: L = 2000mm = 2m

Nghiệm số vịng chạy của đai trong 1 giây theo (4.15/60)

s l

V

2

38 , 11

a

52 , 1057 )

150 450

.(

5 , 0

λ

1502

)150450

(2

)( 2 1

, 1057 52

.57180

C C C C P

K P Z

.

4 95 , 0 14 , 1 1 92 , 0 7 , 3

35 , 1 57 , 11

t Z

B = ( − 1 ) + 2 = ( 5 − 1 ) 19 + 2 12 , 5 = 101

Đường kính ngoài của bánh đai

mm h

K P

.

.

7800

35,1.05,11

780

Theo (4.21/64) lực tác dụng lên trục

N F

N Z

) 2

146 sin(

5 32 , 245

.

2

6 , 768

) 2

sin(

.

Tên thép Thép 45 (tôi cải thiện) Thép 45 (tôi cải thiện)

2 Xác định sơ bộ các ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2/94 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB 241…285

H0 1 2 1 70 2 245 70 560

lim = + = ⋅ + =

δ

MPa HB

F0 1 1 , 8 1 1 , 8 245 441

δ

MPa HB

, 2

01 = 30 245 = 1 , 6 10

H

N

7 4

, 2

max

).(

60 ∑

=

i

i i

HE

t

t T

T t

u

n C N

1 2

NHE2 = 60.1.152,8.33600.(13.0,615+0,853.0,384)

= 262409385,1 > NHO2

KHL2 = 1

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1= 1

Như vậy theo (6.1a/93) sơ bộ xác định được

[ ]

H

HL H

σ =

1,1

1.560

σ

[ ]H 481,8MPa

1,1

1.530

=495,4Mpa < 1,25 [ ]σH 2

- Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên

KHL =1 do đó

[ ] [ ] σH , = σH 2 =481,8MPa

T

T C

max

) (

F

FL FC

F

75 , 1

1 1 441

.

0 lim 1

1.1.414

1 1

1

.)

1.(

ba H

H w

u

K T u

Ka

a

ψ σ

β+

=

Theo bảng 6.6 chọn ψba =0,3;K a = 43

624,0)116,3(3,053,0)1.(

.53

114,1.77,217134)

116,3(

⋅

=

Lấy aw1 = 181 mm

b Xác định các thông số ăn khớp.

5,2

9848,0.181

2)

1.(

cos

2

+

=+

=

u m

10734

5,2

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo 6.33/105 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

1

2

w w

H H

M

H

d u b

u K T Z

2 2

sin

cos 2

Z

α β

Theo (6.37/105)

( ) 1 , 609

5 , 2

88 , 16 sin 5 , 43 sin

⋅

−

=

Z Z

107

134

12,388

11

⋅

=

m

w w

u

a d

Theo (6.40/106)

s m n

d

60000

483292

,

8760000

181207

,273002,0

H

H σ

Do đó, theo (6.41/107):

021,113.1.144,1.77,217134

2

292,87.3,54.440,21

K K

T

d b v K

Theo (6.39/106),

285,1021,1.13,1.114,

1147,3285,177,2171342

764,0.976,2

b

Y Y

Y K

T

w w

F F

,3

181207

,273016,0

2

292,87.3,54.60,191

=

α

β F F

w w F Fv

K K

T

d b v K

Do đó: K F = K Fβ ⋅K Fα ⋅K Fv =1,231⋅1,37⋅1,127 =1,9

Với =1,709⇒ = 1 =1,7091 =0,585

α ε

155 ,

, 0

,0

120cos3 3

Tương tự tính được [ ] σF2 = 241 , 7 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

[ ]F MPa

5 , 2 232 , 96 3 , 54

7 , 3 960 , 0 585 , 0 9 , 1 77 , 217134

6 , 3 25 ,

131

2

σ

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo (6.48/110) với Kqt = max = 0 85

2 1

2

.

).

1

.(

ba H

H a

w

u

K

T u

K

a

ψ σ

β+

=

4,0.64,2.8,481

0529,

1.652500)

164,2.(

5,2

250

2)

1.(

(5,

22

)( 1 2

=+

⋅

=+

(5,05,2

250)

(5,

1014454

11000100

=+

Theo bảng 6.10°/110 tra được Kx = 0,840

Do đó theo (6.24/100) hệ số giảm đỉnh răng

166,01000

)14454

(840,0

15414466

,15,05

X x

Hệ số dịch chỉnh bánh 2:

x2 = xt - x1 = 1,166 – 0,355 = 0,811

Theo (6.27/101) góc ăn khớp

0

2

533 , 21

9302 ,

0 250

2

20 cos 5 , 2 ) 54 144 ( 2

w a

m Z Cos

α

α α

c kiểm nghiệm số răng về độ bền tiếp xúc.

1

2

.

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

sin

cos 2

4 3

1 144

1 54

1 2

, 3 88

,

1

1 1

2 , 3 88

,

1

2 1

250

21

⋅

=

Theo (6.40/106), vận tốc vòng

s m n

d

60000

8,15236,13614,

360000

250088

,173006,0

H

u

a v g

Trong đó, theo bảng (6.15/107), δH = 0 , 006

049,110529,1652500

2

36,136100619

K K

T

d b V K

Với

100 250

4 ,

w

w ba

a b

a

b

ψ ψ

1 , 1 1 049 , 1

1 66 , 2 1 , 1 652500 2

856 , 0 711 , 1

Theo (6.1), với v = 1,088 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học

là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9; khi đó cần gia công độ nhám Rz = 10 40 µm, do đó ZR = 0,9; với da < 700mm, KxH = 1 do đótheo (6.1) và (6.1a/93)

[ ] [ ] σH = σH ⋅ Zv ⋅ ZR ⋅ KxH = 418 , 8 ⋅ 1 , 09 ⋅ 1 = 433 , 6 MPa

Như vậy σH <[ ]σH

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo (6.43/108)

m d

b

Y Y

Y K

T

w w

F F

Theo (6.47/109)

469,866,2

250088

,173011,0

2

36,136.100.469,81

=

α

β F F

w w F Fv

K K

T

d b v K

Do đó: K F = K Fβ ⋅K Fα ⋅K Fv =1,0858.1,37.1,064 =1,582

Với =1,798⇒ = 1 =1,7981 =0,556

α ε

63 ,

, 0

,0

144cos3 3

Tương tự tính được [ ] σF2 = 241,7MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

[ ]F MPa

5 , 2 36 , 136 100

52 , 3 974 , 0 556 , 0 582 , 1 652500

47 , 3 03 ,

107

2

σ

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Theo (6.48/110) với Kqt = max = 0 85

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

I Thiết kế trục

➣Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là moment xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động

T d

a Trục 1

Với T1 = 218484 Nmm, [ ] τ1 =20MPa

mm

T d

3 ,

67 20

2 ,

0

218484

20 2

, 0

7 ,

50 25

, 0

9 ,

62 30

2 ,

0

1497112

30 2

, 0

• Từ các đường kính sơ bộ ta tính được gần đúng đường kính ổ lăn bảng 10.2/189.

➣ k1 = 12: là khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giửa các chi tiết quay

➣ k2 = 10: là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

➣ k3 = 15: là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

➣ hn = 18: là chiều cao nắp ỏ và đầu bulông

3 Xác định các kích thước sơ bộ trên các trục và giữa các ổ lăn.

4 Xác định điểm đặt trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.

F

N F

sin 8 , 2235 sin

9 , 2100 20

cos 8

, 2235 cos

12 12

2184832

) 155 , 13 cos(

) 79 , 23 ( 8

, 5005

tg F

h cb

) 155 , 13 ( 8 , 5005 1

R F

F m

x

B

Bx rx

x

y

A

5 ,

6410 239

5 , 338 9 , 2100 164

8 , 5005

0 239

5 , 338 164

.

0

12

= +

F R

R R

F F

x

Bx rx

x Ax

Bx A

rx

2 , 696 5

, 6410 9

, 2100 8

,

5005

0 0

12 12

=

− +

=

− +

⇔

=

∑

Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.

Tại A: M M2 M2 0,75 T12

y

x A A

= 0

1,0

M d

Chọn dA = 0

Tại B:

2 1 2

2 M 0 , 75 T M

2 2

2

2 200084,55 0,75 218483 2856977

285697 1

Tại bánh răng 1-2:

2

2 2

2

2 1

2 2 1

2 2 1 2

1

5 , 315383

218483 75

, 0 114176 6

, 225009

75 , 0

Nmm

T My

Mx M

=

⋅ +

+

=

⋅ +

5,3153831

Tại bánh đai:

2 2

2 1 2

2

189212 218483

75

,

0

75 , 0

Nmm

T M

1892121

b thiết kế trục 2

N F

F

N F

F

N F

2,2266

8,5005

T

F

F cb cq

957036

,136

6525002

2

2

2

22 22

r r

0 22

63

,

3

31 , 20

) 31 , 20 ( 9570

1

Tính phản lực tại các gối đỡ.

N R

F R

F F

m

Fy

Z Fy

y y

9 , 1169 164

2 , 2266

0 152

239

164 75

23 22

=

− +

Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.

Tại E: ME = 0 => dE = 0

Tại bánh răng 2-2

Nmm

T M

M

8 , 852099

652500

75 , 0 610335

5 , 185062

75 , 0

2 2

2

2 2

2 22

2 22 2

2

=

+ +

=

⋅ +

8 ,

852099 1

T M

M

3,748578

652500

75,04828505

,88927

75,0

2 2

2

2 2 23

2 23 3

2

=

++

=

⋅+

3 ,

748578 1

F

N F

F R

m

Hy

Y Hy

x

G

4,1113239

75.3548

075

239

R R

R F

R y

Y Hy

Gy

Hy y

Gy

6 , 2434 3584

4 , 1113

0 0

R F

m

x Hx

Hx x

y

G

3003 239

75 9570 239

75

0 239 75

0

F R

R R

F x

Hx x

Gx

Hx Gx

x

6567 3003

9570

0 0

Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.

Tại G:

Nmm

T M

M

12965371497112

75

,

0

75,0

2

2 3 2

1296537 1

M

1398903

149711275

,0492525182595

75,0

2 2

2

2 3

2 32

2 32 2

3

=

⋅+

+

=

⋅+

1398903 1

Ta chọn then bằng theo TCVN cho tất cả các mối ghép then

Chọn tiết diện, rảnh then, chiều dài then theo TCVN 2261-77.( tra bảng 9.1a/173)

Điều kiện bền dập trên 2 mặt của then khi làm việc được tính theocông thức(9.1/173)

t

d

t h l

c

b l

Moment xoắn cần truyền: T3 = 1497112 Nmm

Ta lắp 2 then lệch nhau 1800 mỗi then chịu 0,75.T3=1122834 Nmm

S S

S

r

≥+

⋅

σ

τ σ

Trong đó S ,σ Sτ lần lượt là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn ,được tính theo công thức:

m a

K

S

σ ψ β

σ

σ σ

σ

σ

⋅+

K

S

τ

ψ β

ε

τ τ

τ τ

τ

τ

⋅ +

Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

0

max

.2

j

j

j j

j

d

t d t b d

W

d

t d t b d

216

2 1 1

3

2 1 1

3 0

j

j

j j

j

d

t d

t b d

W

d

t d

t b d

W

2 1 1

3

2 1 1

j j

d W

d W

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ A:

N R

R

RA = Ax2 + Ay2 = 696 , 22 + 1029 , 62 = 1242 , 8

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ B:

N R

R

RB = Bx2 + By2 = 6410 , 52 + 2372 = 6414 , 8

8,1242

9,1169

Do vậy ta chọn ổ cho trục I là ổ bi đỡ chặn, để thuận tiện cho việc

lắp ráp và sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục I cùng loại ổ bi.,tra bảng phụ lục 212/263

Với d = 35 mm cấp chính xác 0 và cỡ nặng hẹp, ta chọn theo tiêu chuẩn GOST 831-75 :

a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:

C L

Q

d = ⋅ <

Q: tải trọng động quy ước

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: bậc đường cong mỏi

973 10

483 60

33600 10

Với ổ vòng trong quay: V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1

Fa, Fr: tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán

Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:

,033700

8,6414

Với i là dãy số con lăn trong ổ bi: i = 1

C0 là khả năng tải tỉnh của ổ C 0 = 33700 N

3,003

,033700

8,1242

079 , 0 33700

216 , 2694

F

⋅ 1 để so sánh với ecx từ đó rút ra X,Y trong bảng 11.4/215

37,042

,08,6414

1

216,2694

⋅

Cx rB

,28,1242.1

216,2694

⋅

Cx rA

N

45400 C

24 , 63581 973,728

6414,8 C

C

d

3 d

=> vậy ổ bi đỡ chặn trên trục I chưa thỏa mãn khả năng tải động

Để đảm bảo tuổi thọ cho ổ lăn cũng như khả năng tải động của ổ ta chiathời gian làm việc của ổ cho 2:

168002

336002

486 10

483 60

16800

10 60

N

45400 C

43458 486,864

6414,8 C

C

d

3 d

Vậy ổ bi trên trục 1 thòa mãn khả năng tải động

Tính lại tuổi thọ của ổ bi:

1 , 10178

) 22 , 6820

45400 (

b kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Để tránh biến dạng dư, hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọncần phải thỏa mãn điều kiện: Q0 ≤ C0 (11.18/221)

C0: khả năng tải tỉnh của ổ

Q0: tải trọng tĩnh quy ước

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ E:

N R

R

RE = Ex2 + Ey2 = 8137 , 82 + 2467 , 52 = 8503 , 6

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ F:

N R

R

RF = Fx2 + Fy2 = 64382 + 1185 , 72 = 6546 , 2

Ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục II, để thuận tiện cho việc lắp ráp và

sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục II cùng loại ổ bi

Với d = 50 mm cấp chính xác 0 và cỡ trung hẹp, ta chọn:

Ký hiệu ổ: 4310; C = 56300 N; C 0 = 44800 N; α = 120

a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:

C Q m L C

d = ⋅ <

Q: tải trọng động quy ước

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: bậc đường cong mỏi

Với ổ bi: m = 3

Mặt khác Lh là thời gian tuổi thọ của ổ bi tính bằng thời gian phục

vụ của hộp giảm tốc: Lh = 300.7.16 = 33600 (giờ)

04 ,

308 10

1528 60

33600 10

Với ổ vòng trong quay: V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1

Kd :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Kd = 1 (theo

11.3/215 tải trọng va đập nhẹ không đáng kể)

Fa, Fr: tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán

Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:

Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ

Từ sơ đồ: ∑F a = F Z23 +S E +S F

Trong đó SC = e RE; mà RE = 8503,6 N

SD = e RF; mà RF = 6546,2 N

6,8503

,044800

2,6546

Với i là dãy số con lăn trong ổ bi: i = 1

C0 là khả năng tải tỉnh của ổ C 0 = 44800 N

09 , 0 44800

728 , 4081

F

⋅ để so sánh với ecx từ đó rút ra X,Y

41,048

,06,8503.1

728,

4081 = > =

=

⋅

Cx rE

,02

,6546

728,

4081 = > =

=

⋅

Cx rF

N C

3 , 68949 308,04

9296 C

d

Vậy ổ bi đỡ chặn trên trục 2 chưa đảm bảo khả năng tải động

Để đảm bảo tuổi thọ cho ổ lăn cũng như khả năng tải động của ổ ta tăng

b kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn cần phải thỏa mãn điều kiện: Q0 ≤ C0

C0: khả năng tải tỉnh của ổ

Q0: tải trọng tĩnh quy ước

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ G:

N R

R

RG = Gx2 + Gy2 = 6 5672 + 2434 , 62 = 7003 , 76

Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ H:

N R

R

RF = Hx2 + Hy2 = 30032 + 1113 , 42 = 3202 , 75

Do không có lực dọc trục nên ta chọn ổ cho trục III là ổ bi đỡ, để thuận tiện cho việc lắp ráp và sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục III cùng loại ổ bi.Tra bảng phụ lục 27/254:

Với d = 60 mm cấp chính xác 0 và cỡ nặng hẹp, ta chọn:

Ký hiệu ổ: 412

C = 85600 N

C 0 = 71400 N

b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:

C Q m L C

d = ⋅ <

Q: tải trọng động quy ước

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m: bậc đường cong mỏi

06 ,

116 10

57 , 57 60 33600

10 60

6

6

trieuvong

n L

Với ổ vòng trong quay: V = 1

Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ

Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1

Kd :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Kd = 1 (tải trọng va đập nhẹ không đáng kể)

Fa, Fr: tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán

Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:

Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ

2 , 34163 116,06

7003,76 C

d

=> Ổ bi đỡ trên trục III thỏa mãn khả năng tải động

b Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn cần phải thỏa mãn điều kiện: Q0 ≤ C0

C0: khả năng tải tỉnh của ổ

Q0: tải trọng tĩnh quy ước

1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc.

Các kích thướt cơ bản được trình bày ở bảng sau:

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1 mm

s m a

1 , 8 9 9 , 0 9 , 0

/ 6 9 3 200 03 , 0 3 03 , 0

>

= +

⋅

= +

⋅

=

δ δ

δ

(a: là khoảng cách tâm)

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều dày bích thân hộp, S 3

3 = =

=

D 3 = D + 4,4.d 4 = 100 + 4,4 9 =108 mm

h: phụ thuộc vào lổ bulông và kích thước mặt

tựa định theo kết cấu

Khe hở giửa các chi tiết:

Giữa bánh răng và thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

( )

mm

mm mm

9

455

3

102

,11

2

1 1

200

900300

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và

để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy

bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi Chọn kích thước cửa thăm theo bảng 18-5 (tr.92)

R

L m

K

6 lô Ø3

e Nút tháo dầu:

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị dẩn

( do bụi bậm và hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu

mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có nút tháo dầu Ta chọn nút tháo dầu

trụ có kết cấu và kích thước như sau:

Tra bảng 18-7 (tr.93)

M20 x 2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

(0,5÷1)mm Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4mm.

Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng ¼ bán kính của bánh răng cấp

chậm

➢Bôi trơn hộp giảm tốc: để giảm bớt mất mát công suất vì ma sát,giảm mài mòn bánh răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp

giảm tốc Vì vận tốc vòng V < 12 m/s =>ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu chứa trong hộp Lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính

bánh răng cấp nhanh, còn bánh răng cấp chậm là khoảng ¼ bán kính

➢Dầu bôi trơn: dựa vào bảng 18-11 (bánh răng làm bằng thép

C45, σ1 =850MPa) Chọn dầu công nghiệp 45, lượng dầu bôi trơn

thường khoảng 0,4-0,8 lít cho 1kW công suất truyền

➢Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: để lắp bánh

răng lên trục ta dùng, mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 (chịu

được tải va đập nhẹ)