Đồ án chi tiết máy bánh răng hai cấp

Hệ thống truyền chuyển động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng sau: Công suất cần thiết của động cơ:... 2.2 Chọn loại xích ống con lăn... Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc 3.1 Tín

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

Số ngày làm/năm Kng , ngày 200

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

 Xác định công suất làm việc

Công suất trên trục đông cơ được xác định bằng công thức: 𝑃𝑐𝑡 = 𝑃𝑡

ηch

Trong đó: 𝑃𝑐𝑡 - công suất cần thiết cho trục động cơ, kW;

𝑃𝑡 - công suất tính toán trên trục công tác, kW;

ηch - hiệu suất chung hệ thống truyền chuyển động;

Hiệu suất chung hệ thống truyền động:

ηch = ηrn2 ηol4ηXηkn = 0,83

Theo bảng 3.3 ta chọn: ηkn = 1 - hiệu suất khớp nối; ηrn = 0,97 - hiệu suất bánh răng nghiên; ηol = 0,99 - hiệu suất ổ lăn; ηX = 0,92 - Hiệu suất bộ truyền xích

Hệ thống truyền chuyển động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng sau: Công suất cần thiết của động cơ:

ηch = 7,01 (𝑘𝑊) 1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay của trục công tác:

𝑛𝑙𝑣 = 60000 𝑣

𝜋𝐷 = 60000.𝜋.3001 = 63,66 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) Trong đó: v - vận tốc băng tải, 𝑣 = 1 𝑚/𝑠

D – Đường kính tang dẫn, 𝐷 = 300 (𝑚𝑚)

Từ bảng 2.4 ta chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp báng răng trụ hai cấp khai triển: 𝑢ℎ = 10; 𝑢𝑥 = 2, do đó số vòng quay sợ bộ của động cơ

𝑛𝑠𝑏 = 𝑢𝑥 𝑢ℎ 𝑛𝑙𝑣 = 2.10.63,66 = 1273,2(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) 1.1.3 Chọn động cơ:

Theo bảng P1.2 với 𝑃𝑐𝑡 = 7,01 𝑘𝑊 và 𝑛𝑑𝑏 = 1500 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 ta dùng động

cơ 62-4 có 𝑃𝑑𝑐 = 10 𝑘𝑊, 𝑛𝑑𝑐 = 1460 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡

1.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền chuyển động

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền của hệ dẫn động: 𝑢𝑡 = 𝑛𝑑𝑐

𝑛𝑐𝑡 = 1460

63,66 = 22,93 Trong đó: 𝑛𝑑𝑐 - số vòng quay của động cơ đã chọn, 𝑛𝑑𝑐 = 1460 vòng/phút

𝑛𝑙𝑣 – số vòng quay của trục công tác, 𝑛𝑐𝑡 = 63,66 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡

Dựa vào bảng 3.1 ta chọn 𝑢1 = 3,83 ; 𝑢2 = 2,61

Tính lại giá trị 𝑢𝑥 theo 𝑢𝑡: 𝑢𝑥 = 𝑢𝑡

𝑢1.𝑢2 = 22,93

3,83.2,61 = 2,29 1.2.2 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

Công suất trên các trục:

2.1 Thông số ban đầu

- Công suất truyền đến: 𝑃 = 7,14 𝑘𝑊

- Tỉ số truyền: 𝑢 = 2,29

- Số vòng quay bánh dẫn 𝑛1 = 146,05 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡

2.2 Chọn loại xích ống con lăn

2.3 Chọn số răng của đĩa xích dẫn then công thức:

𝐾𝑎 = 1 (hệ số xét đển ảnh hưởng của khoảng cách trục a = 40pc)

𝐾𝑜 = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền)

𝐾𝑑𝑐 = 1 (trục đĩa xích điều chỉnh được)

𝐾𝑏 = 1 (Bôi trơn nhỏ giọt)

𝐾𝑙𝑣 = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ làm việc, khi làm việc 1 ca)

Bảng 2.1 Chọn phương pháp bôi trơn bộ truyền Chất lượng bôi trơn

Bôi trơn bộ truyền xích, khi vận tốc v,

m/s

<4

Từ đây suy ra: 𝐾 = 1,2.1.1.1.1.1 = 1,2

𝑃𝑡 = 𝐾.𝐾𝑧𝐾𝑛𝑃1

𝐾𝑥 = 1,2.1.1,37.7,14

1 = 11,7 𝑘𝑊 Theo bảng 5.4 ta chọn cột 𝑛01 = 200𝑣𝑔/𝑝ℎ ta chọn bước xích 𝑝𝑐

= 31,75 𝑚𝑚 thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28)

𝐾𝑟.𝐹𝑡+𝐹𝑣+𝐹𝑜 = 88500

1,2.3699,48+14,15+192,35 = 19,04 ≥ [𝑠] = 8,5 ( tra bảng 5.10)

Tải trọng phá hủy Q = 88500N (tra theo phụ lục 5.2 với bước xích 𝑝𝑐 =

Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

3.1 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh

Các thông số ban đầu

 Công suất đầu vào: 7,75

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 650 𝑀𝑝𝑎 + Bánh bị dẫn (bánh lớn): Thép C45 tôi cải thiện

Độ rắn 𝐻𝐵2 = 235 … 262 𝐻𝐵, chọn 𝐻𝐵 = 250 Giới hạn bền 𝜎𝑏 = 780 𝑀𝑝𝑎

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 540 𝑀𝑝𝑎 3.1.2 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

𝑇)3.2541+(0,7.𝑇

𝑇 )3.1641] = 60.1.8000 1460.(13.25

41+0,73.16

41) = 5,2.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Trong đó: 𝑡1 = 25

𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 ∑ ( 𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥)𝑚𝐻/1𝑛𝑖 𝑡𝑖 = 60𝑐.𝐿ℎ 𝑛 [(𝑇

𝑇)6.2541+(0,7.𝑇

𝑇 )6.1641] = 60.1.8000 1460.(16.25

41+0,76.16

41) = 4,6.108 chù kỳ

[𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛 ≤ [𝜎𝐻] ≤ 1,25 [𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛

466,4≤ 483,03 ≤ 583

Thỏa mãn điều kiện

3.1.5 Xác định ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹] = σ0Fim.𝐾𝐹𝐶

sF 𝐾𝐹𝐿

[𝜎𝐹1] = σ0Flim 1.𝐾𝐹𝐶

sF 𝐾𝐹𝐿 = 486.1

1,75 1 = 277,7 𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐹2] = σ0Flim2 𝐾𝐹𝐶

sF 𝐾𝐹𝐿 = 450.1

1,75 1 = 257,14 𝑀𝑃𝑎Trong đó: sF – hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13

KFC – Khi quay 1 chiều

3.1.6 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên

Ψ𝑏𝑎 = 0,25 ÷ 0,4 chọn Ψ𝑏𝑎 = 0,25 theo tiêu chuẩn Khi đó:

Ψ𝑏𝑑 = Ψ𝑏𝑎(u+1)

2 = 0,6 Theo bảng 6.4, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,04; 𝐾𝐹𝛽 = 1,07

3.1.7 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

2,5.(3,83+1) ≥ 𝑧1 ≥ 2.140.cos20

0

2,5(3,83+1)

o12’

Tính toán lại tỉ số truyền: 𝑢 = 𝑧2

𝑧1 = 85

22 = 3,86 Sai số ∆𝑢 = 3,86−3,83

3,83 = 0,78% < 2%

3.1.9 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng

Bảng 3.1 Thông số bánh răng nghiêng cấp nhanh

mm

𝑑𝑎1 = 𝑑𝜔1 + 2m

𝑑𝑎2 = 𝑑𝜔2 + 2m

62,57 224,83 Chiều rộng vành răng, mm

b1 = b2 + 5

b2 = Ψ𝑏𝑑 dw1

39,54 34,54

𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡𝜔 = 𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝜔 / 𝑐𝑜𝑠𝛽 => 𝛼𝑡𝜔 = 20,85o

𝑍𝜀 = √𝜖1

𝛼 = √1,621 = 0,79 Với 𝜖𝛽 = 𝑏𝜔 𝑠𝑖𝑛𝛽/(𝑚𝜋) = 39,54 𝑠𝑖𝑛(17o12’)/(2𝜋) = 1,86 > 1

1,1 = 615,06(MPa)

Đối với bánh răng số 2: [𝜎𝐻1] = 𝜎0𝐻2𝑙𝑖𝑚𝐾𝐻𝐿.𝑍𝑅.𝑍𝑉.𝐾𝐿.𝐾𝑥𝐻

𝑠𝐻 =570 .1.1.0,99.1.1,02

Ta kiểm tra độ bền uốn theo

3.1.12 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.78)

 Độ bền uốn được thỏa

3.2 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm

Các thông số ban đầu

 Công suất đầu vào: 7,44

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 650 Mpa

+ Bánh bị dẫn (bánh lớn): Thép C45 tôi cải thiện

Độ rắn HB2 235…262 HB, chọn 𝐻𝐵 = 250 Giới hạn bền 𝜎𝑏 = 780 Mpa

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 540 Mpa 3.2.2 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

𝑇)3.2541+(0,7.𝑇

𝑇 )3.1641] = 60.1.8000 381,2.(13.25

41+0,73.16

41) = 1,36.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ Trong đó: 𝑡1 = 25

𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 ∑ ( 𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥)𝑚𝐻/1𝑛𝑖 𝑡𝑖 = 60𝑐.𝐿ℎ 𝑛 [(𝑇

𝑇)6.25

41+(0,7.𝑇

𝑇 )6.16

41] = 60.1.8000 381,2.(16.25

41+0,76.16

41) = 1,2.108 chù kỳ

𝑁𝐹𝐸2 = 𝑁𝐹𝐸1

𝑢 = 1,2.10

8

2,61 = 4,6.107 chù kỳ

Do NFE1 > NFO; NFE2 > NFO2 nên hệ số tuổi thọ KHL1 = KHL2 =1

3.2.3 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

Thỏa mãn điều kiện

3.2.5 Xác định ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹] = σ0Fim.𝐾𝐹𝐶

sF 𝐾𝐹𝐿

[𝜎𝐹1] = σ0Flim 1.𝐾𝐹𝐶

sF 𝐾𝐹𝐿 = 486.1

1,75 1 = 277,7 MPa[𝜎𝐹2] = σ0Flim2 𝐾𝐹𝐶

sF 𝐾𝐹𝐿 = 450.1

1,75 1 = 257,14 MPa

Trong đó: sF – hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13

KFC – Khi quay 1 chiều

3.2.6 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên Ψ𝑏𝑎 =

0,25 ÷ 0,4 chọn Ψ𝑏𝑎 = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó:

Ψ𝑏𝑑 = Ψ𝑏𝑎(u+1)

2 = 0,72 Theo bảng 6.4, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,052; 𝐾𝐹𝛽 = 1,094

3.2.7 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

Sai số: ∆𝑢 = 2,607−2,61

2,61 = 0,1%

3.2.9 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng

Bảng 3.2 Thông số bánh răng nghiêng cấp chậm

mm

da1 = dw1 + 2m

da2 = dw2 + 2m

94,71 237,27 Chiều rộng vành răng, mm

𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡𝜔 = 𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝜔 / 𝑐𝑜𝑠𝛽 => 𝛼𝑡𝜔 = 21,03o

𝑍𝜀 = √1

𝜖𝛼 = √ 1

1,63 = 0,78 Với 𝜖𝛽 = 𝑏𝜔 𝑠𝑖𝑛𝛽/(𝑚𝜋) = 64.𝑠𝑖𝑛18,75

1,1 = 565,6(MPa)

Đối với bánh răng số 2: [𝜎𝐻1] = 𝜎0𝐻2𝑙𝑖𝑚𝐾𝐻𝐿.𝑍𝑅.𝑍𝑉.𝐾𝐿.𝐾𝑥𝐻

𝑠𝐻 =570 .1.1.1.1,02

= 3,47 + 13,228

𝑐𝑜𝑠18,753

= 3,87

Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 + 13,2

𝑧 2 = 3,47 + 13,2𝑧2

𝑐𝑜𝑠𝛽3

= 3,47 + 13,273

𝑐𝑜𝑠18,753

= 3,62 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn

3.2.12 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.92)

σF2 = 2T2YF2KFYεYβ

b𝜔dω2m = 49,8 𝑀𝑃𝑎 Trong đó: 𝑌𝜀 = 1

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn

39,54 34,54

69

64

3.2.13 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngập dầu

Hình 3.4 Sơ đồ bôi trơn hộp giảm tốc Đối với hộp giảm tốc ta đang khảo xác do ℎ2 = 2,25.m = 5mm<10mm, nên

Do đó, hộp giảm tốc đang khảo xác thỏa mãn điều kiện bôi trơn

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

6.1.2 Xác định đường kính sơ bộ của trục

Trục I , III

Với 𝑇1 = 50693,49 chọn 𝑓 = 70 theo bảng 10.3 Với 𝑇3 = 466874,44 chọn 𝑓 = 90 theo bảng 10.3

𝑙𝐼 = 𝑙𝐼𝐼 = 𝑙𝐼𝐼𝐼 = 235 𝑚𝑚 6.1.4 Tính toán thiết kế trục 𝐼

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh

- Momen uốn: 𝑀1 = 𝐹𝑎1𝑑1

2 = 545,15.57,57

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy, phương trình cân bằng momen:

𝑀𝑋𝐶 = 0 Suy ra: −𝐹𝑟 65 + 𝑅𝐴𝑌 220 − 𝑀1 = 0

𝑀𝑌𝐴 = 0 Suy ra: 𝐹𝑡1 155 − 𝑅𝐶𝑋 220 − 𝐹𝑛𝑡 290 = 0

- Trục có một then, với đường kính 𝑑𝐵 = 28𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 8𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 7𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 = 4𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then mayo 𝑡1 = 3,3𝑚𝑚

- Kiểm tra bền:

Ứng suất pháp tại tiệt diện : 𝜎𝑎 = 𝜎𝐹 = 𝑀𝐹 103

𝑊Trục có then: W = 𝜋.𝑑3

32 - 𝑏𝑡(𝑑−𝑡)2

2𝑑 Trục đặc : 𝑊 = 𝜋.𝑑3

32

- Ứng suât xoắn: 𝜏 = 𝑇.103

𝑤0Trong đó momen cản xoắn

𝑊0 = 𝜋.𝑑3

16 − 𝑏𝑡(𝑑−𝑡)2

2𝑑Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:

Momen tương đương tại các tiết diện

𝑀𝐹 = √𝑀𝑋𝐹2 + 𝑀𝑌𝐹2 + 0,75 𝑇2 = 325957,5𝑁𝑚𝑚

𝑊 Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 40𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 12𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 8𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 = 5𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then mayo 𝑡1 = 3,3𝑚𝑚 Khi đó:

- Kiểm tra bền:

Ứng suất pháp tại tiệt diện : 𝜎𝑎 = 𝜎𝐹 = 𝑀𝐹 103

𝑊Trục có then: W = 𝜋.𝑑3

32 - 𝑏𝑡(𝑑−𝑡)

2

2𝑑 Trục đặc : 𝑊 = 𝜋.𝑑3

32

- Ứng suât xoắn: 𝜏 = 𝑇.103

𝑤 0Trong đó momen cản xoắn

𝑊0 = 𝜋.𝑑3

16 − 𝑏𝑡(𝑑−𝑡)2

2𝑑Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:

𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 =𝜏

2

- Tại tiết diện F,G có sự tập trung của ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 ta chọn 𝐾𝜎 = 2,05 với 𝜎𝑏 = 785𝑀𝑝𝑎 < 800𝑀𝑝𝑎, 𝐾𝜏 = 1,9 Theo bẳng 10.4 ta chọn 𝜀𝜎 = 0,91 và 𝜀𝜏 = 0,89

- Sau tính toán trục thỏa điều kiện bền

6.1.6 Tính toán thiết kế trục III

Momen xoắn 𝑇3 = 466874,44𝑁𝑚𝑚

Momen uốn 𝑀4 =𝐹𝑎4 𝑑4

2 = 164949,86𝑁𝑚𝑚 Xét (Oxz) { ∑ 𝑀𝑌𝑁: − 𝑅𝐿𝑌 220 + 𝐹𝑟𝑋 310 + 𝐹𝑟4 137,5 − 𝑀4 = 0

Biểu đồ momen trục III

Theo biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất có thể tại L hoặc M

- Momen uốn tại L , M:

𝑀𝐿 = √𝑀𝑋𝐿2 + 𝑀𝑌𝐿2 + 0,75 𝑇2 = 507839,2𝑁𝑚𝑚

𝑀𝑀 = √𝑀𝑋𝑀2 + 𝑀𝑌𝑀2 + 0,75 𝑇2 = 556798,9𝑁𝑚

- Momen xoắn tại F: 𝑇 = 466874,44 𝑁𝑚𝑚

Xác định đường kính tại các tiết diện :

Ứng suất pháp tại tiệt diện này: 𝜎𝑎 = 𝜎𝐹 = 𝑀𝐿103

𝑊 Trục có một then, với đường kính 𝑑 = 50𝑚𝑚, ta chọn then có chiều rộng 𝑏 = 16𝑚𝑚; chiều cao ℎ = 10𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then trên trục 𝑡 = 6𝑚𝑚; chiều sâu rãnh then mayo 𝑡1 = 4,3𝑚𝑚 Khi đó:

- Kiểm tra bền:

Ứng suất pháp tại tiệt diện : 𝜎𝑎 = 𝜎𝐹 = 𝑀𝐹 103

𝑊Trục có then: W = 𝜋.𝑑3

32 - 𝑏𝑡(𝑑−𝑡)

2

2𝑑 Trục đặc : 𝑊 = 𝜋.𝑑3

32

- Ứng suât xoắn: 𝜏 = 𝑇.103

𝑤 0Trong đó momen cản xoắn

𝑊0 = 𝜋.𝑑3

16 − 𝑏𝑡(𝑑−𝑡)2

2𝑑Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:

Kiểm nghiệm then

Chọn kích thước then bằng theo tiêu chuẩn:

-Theo phụ lục 13.1 ta được các kích thước cần tìm như bảng sau

Trong đó:

+ 𝐿𝑙-chiều dài làm việc của then ( Ll=L-b (L là chiều dài của then))

+ 𝑡2 :chiều cao chịu tải của rãnh mayo 𝑡2 = 0,4ℎ

Kiểm tra độ bền dập và điều kiện bền cắt :

17,65 17,65

 Tải trọng quy ước Q:

 Thông số ban đầu

Đường kính vòng trong: 35mm

Vì FrL > FrN , cho nên ta tính toán để chọn ổ C

 Do có lực dọc trục Fa nên ta chọn trước cỡ ổ đở một dãy là cỡ trung có ký hiệu 309 với C = 37800N và C0 = 26700N ( phụ lục 9.1)

PHẦN VI: CHỌN THÂN MÁY, VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

6.1 Yêu cầu khi chế tạo

 Chỉ tiêu chế tạo của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

 Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32

 Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp loại gân, mặt bích, khối đỡ …

 Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường chọn song song với mặt đế

 Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

6.2 Xác định kích thước vỏ hộp

Chiều dày: Thân hộp

Nắp hộp

 = 0,03a + 3 = 0,03.220 + 3 = 9,6 mm > 6mm chọn

 = 10 mm

1 = 0,9  = 9 chọn 1 = 9 mmGân tăng cứng: Chiều dày

Chiều cao

Độ dốc

e = (0,8  1) = 8÷10 chọn e = 9 mm

h < 58 mm Khoảng 2oĐường kính gối trục:

d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = 14 ÷ 16 d2 = M16

d3 = (0,8  0,9)d2 = 12,8 ÷ 14,4  d3 = M14

d4 = (0,6  0,7)d2 = 9,6 ÷ 11,2  d4 = M10

d5 = (0,5  0,6)d2 = 8 ÷ 9,6  d5 = M8Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

-Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3,

C ≈ D3 /2 nhưng phải đảm bảo

h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

q > K1 + 2 = 60 + 2.8 = 76 mm  q = 80 mm

Các khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa thành răng với thành trong

M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32