Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải Thiết kế hệ dẫn động băng tải

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

BĂNG TẢI

Ký tên ……… Ký tên ……….

Hà Nội, 5/2021

những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế đối với các kiến thức đã đượchọc, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này

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

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

Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy, cùng với sự hiểu biết còn hạnchế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quansong 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 viênnhư chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn, đặc biệt là thầyVương Văn Thanh đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn thành tốtnhiệm vụ được giao

Chúng em xin chân thành cảm ơn!

Mai Thị LanNguyễn Huy Chương

MỤC LỤC

CHƯƠNG I: TÍNH ĐỘNG HỌC

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 10

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép 16

7 Một số thông số khác của cặp bánh răng 20

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 21

CHƯƠNG IV: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC

CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG HỌC

Số liệu cho trước :

ηkn = 1 - hiệu suất khớp nối

ηôl = 0,995 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηđ = 0,96 - hiệu suất bộ truyền đai

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubr= 4,5

Tỷ số truyền sơ bộ: usb = uđ ubr = 2.4,5 = 9

1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

nsb = nlv usbTrong đó:

n sb - Tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có

u sb - Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

Trong đó:

u br- tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc

u đ= 12,934,1 = 3,15

3 Tính công suất trên trục

3.1 Công suất

η kn = 2,421 = 2,42 (kW)

Công suất trên trục I: P1= P2

P i, n i, T i tương ứng là công suất, tốc độ quay và momen xoắn trên trục i

Momen xoắn trên trục động cơ

T2 = 9,55.106P2

n2 = 9,55.106 2,42

109,95 = 210195,54 (Nmm)Momen xoắn trên trục công tác:

Momen xoắn T (Nmm) 17687.68 53174.43 210195.54 210195.54

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Điều kiện làm việc :

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

tiết diện A

2 Chọn đường kính hai bánh đai d 1 và d 2

Tra bảng 4,13[1](trang 59) được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ

Chọn d1 theo tiêu chuẩn cho trong bảng 4,21[1](trang 63), d1=180 (mm)

Kiểm tra về vận tốc đai

= 2.560+π 180+5602 +(560−180)2

4.560 =¿ 2346,85 mmChọn L theo tiêu chuẩn, L = 2240(mm/s)

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

P1 = 2,63 (kW) - công suất trên trục bánh chủ động

[Po] : công suất cho phép , Tra bảng 4,19[1] hoặc 4,20[1] theo tiết diện đai A,

Kd : hệ số tải trọng động, Tra bảng 4,7[1], được Kd = 1,1

Cα : hệ số ảnh hưởng của góc ôm

với α = 136,930 có Cα = 1- 0,0025 (180 – α) = 0,876

CL : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , Tra bảng 4,16[1]

Cu : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền

Tra bảng 4,17[1] vói ut = 3,17, được Cu = 1,14

Cz ; hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

Tra bảng 4,18[1] theo Z’ = [ Po] P = 2,633,08 = 0,85 , được Cz = 1

Tra bảng B 4.21

Chiều rộng bánh đai:

B=(z−1)t +2e=(1−1).15+2.10=20mm

Đường kính ngoài của bánh đai:

{d a 1 =d1+2h0=180+2.3,3=186,6 mmd a 2 =d2+2h0=560+2.3,3=566,6 mm

Đường kính đáy của bánh đai:

{d f 1 =d a1 −H=186,6−12,5=174,1 mmd f 2 =d a 2 −H=566,6−12,5=554,1mm

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Chọn bộ truyền tự động điều chỉnh lực căng thì Fv = 0 (N)

Lực tác dụng lên trục bánh đai: Fr = 2 Fo Z sin(α 12 ) = 358,16 (N)

7 Tổng hợp thông số của bộ truyền đai

Lực tác dụng lên trục Fr 358.16 N

CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số yêu cầu :

⟹{N HE1 =N FE1 =60.c.n1.L h=60.1.450,79 11500=311.106N HE2 =N FE2 =60.c n2 L h =60.c. n u1 L h =60.1 450,794,1 .11500=75,86.106

Ta thấy

N HE1 >N H 01 ⟹ lấy N HE1 =N H 01 ⟹ K HL1=1

N HE2 >N H 02 ⟹ lấy N HE2 =N H02 ⟹K HL2=1

Ứng suất cho phép khi quá tải :

{[σ H]max =2,8.(σ ch1 ,σ ch2 )=2,8.700=1960 MPa[σ F1]max =0,8 σ ch1 =0,8.700=560 MPa[σ F1]max =0,8 σ ch2 =0,8.550=440 MPa

Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, Ka = 43 (MPa)

T1: momen xoắn trên trục chủ động, T1 = 53174,43 (Nmm)

[σH]sb : ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]sb = 531,82 (MPa)

Thay số được : aw = 43.(4,1+1)3

√ 53174,43.1,04

531,82 2.4,1.0,35 =112,85 (mm) Chọn aw = 115 (mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp

a Mô đun

m = 0,02.aw = 2,3Tra bảng 6,8[1](trang 99), chọn m theo tiêu chuẩn, m = 2 (mm)

d Xác định góc ăn khớp α tw

αt = atw = arctantanα cosβ = arctancos13,12tan20 =20,490 ( α = 200 )

Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở :

Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số động học của bánh răng, cần phảixác định chính xác ứng suất cho phép

[σH] = [σH]sb ZRZvKxH [σF] = [σF]sb YRYSKxF Trong đó :

KxH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR = 1 : hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS ; hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất,

Bánh bị động : [σF2] = [σF2]sb YRYSKxF = 264,75 MPa

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

a Kiểm nghiệm vè độ bền tiếp xúc

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra phụ lục 2,3[1](trang 250) với CCX = 9 ; HB < 350 ;

Thay số được : KF = KFαKFβKFv = 1,13

Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Y ε = ε1

α

= 11,70 = 0,59

Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Yβ = 1 - 140β =1 - 13,12140 = 0,91

YF1 và YF2 : hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đương Zv1 và Zv2

được {Y F1 =3,93Y F2=3,6

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

răngrăng

mmmm

da2

49,18188,82

mmmm

df2

40,18179,82

mmmm

Lực ăn khớp

CHƯƠNG IV : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC

1 Khớp nối:

1.1 Chọn khớp nối

Thông số đầu vào :

- Mô men cần truyền : T = T2 = 210195.54 Nmm

- Đường kính trục động cơ : dđc = 28 mm

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

- Ta chọn khớp nối theo điều kiện :

Tt ≤ Tkncf & dt ≤ dkncf

- Trong đó :

dt - Đường kính trục cần nối : dt = d2 = 35 mm

Tt - Mô men xoắn tính toán :

k – hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng 16.1[2] (trang 58) ta lấy k = 1.4

T – mô men xoắn danh nghĩa trên trục : T = 210195.54 Nmm

- Tra bảng 16.10a[2](trang68) với điều kiện : Tt ≤ T kn cf & dt ≤ d kn cf

- Thông số khớp nối như sau :

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d=Z D 2.k T

o d c l3≤ [σ d]

= σ d= 2.1,4 294273,756

8.130.14.28 = 2,02 (MPa)¿[σ d] => Thỏa mãnĐiều kiện sức bền của chốt:

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

2 Tính sơ bộ trục:

2.1 Chọn vật liệu trục:

Chọn vật liệu chế tạo trục : Thép 40X tôi cải thiện

Thông số vật liệu chế tạo trục :

Lấy [τ1]= 15 MPa, [τ2]= 28 MPa

d2 ≥ √3 T 2

0,2[τ2]= √3 210195.54

0,2.28 = 33.5 (mm) Lấy d2= 35 (mm)

2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng )

Fry = Frd.cos60 = 358,16.cos60 = 179,08 N

2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

- Các khe hở k1 = k2 = 10 ; k3 = 5

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 25

- Chiều dài moayo :

Của bánh răng trụ :

lm1 = 1.4.d1 = 1.4.30 = 42 mm => Chọn lm1 = 44 mm

lm2 = 1.4.d2 = 1.4.35 = 49 mmCủa chi tiết lắp ngoài trên đầu trục :

Sơ đồ đặt lực chung

Giới hạn chảy: σch1 = 700 (MPa)

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng )

3.3 Tính momen tương đương M tdj=√M2x +M2y +0,75 T2j

3.4 Tính đường kính các đoạn trục tương ứng

Đường kính d = 30mm ⇒ tra bảng 10.5 : [σ] = 70MPa

3

√52347,59 0,1.70 =19,56 mm

d3=√3 M td 3 0,1[σ ]=√3 79812,87

0,1.70 =22,51 mm

d4=√3 M td 4 0,1[σ]=

3.5 Chọn và kiểm nghiệm then trục 1

Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

[τ c] = 40…60 MPa [τ c] = 50MPa

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 26 mm

T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai: d1 = 22 mm

Chiều rộng then: b = 6 mm

Chiều cao then : h = 6 mm

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

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 (mm)

Chiều dài then: l = (0,8÷0,9) lmc1 = 0,85.60 = 51 (mm)

Chọn l = 50 (mm)

+ Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập:

Ta có =100Mpa.

σ d= ¿ 2.53174,43

22.36.(6−3,5) ¿53,71¿[σ d] = 100 MpaỨng suất cắt:

τ c= ¿ 2.53174,4322.36.8 ¿16,78 Mpa<[τ c]

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

3.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục xác định

theo bảng 10.6

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây là

tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (1), tiết diện (2), tiết diện (3)

Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo r6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kết

Kx – hệ số tập trung ứng suất Tra bảng 10.8 Kx = 1,12

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bề mặt,

+ Tiết diện tại vị trí ổn lăn: Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp

có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198) với σb = 850 (MPa)

Ta có:K ε σ

σ = 2,54; K ε τ

τ = 1,92{K σdj=

{K σ

ε σ =2,54

K τ

ε τ =1 ,92

Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10[1] (trang 198)

+ Tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có độ dôi Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198), tacó:

Ảnh hưởng của độ dôi:

3.8 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

⇒ tra 2.12 trang 264 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thông số

o =9,24.10001.548,51 = 0.059Nội suy e = 0.37

3.9 Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức(trang214):

C d =Q m√L

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L=60n L h 10−6=60.450,79 11500.10−6=311,05

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

3.10 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 12° ta được:

4 Tính toán thiết kế cụm trục II

Chọn vật liệu chế tạo trục :

Thép 40X tôi cải thiện

Thông số vật liệu chế tạo trục :

4.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II

Sơ đồ đặt lực trục 2 Phương trình cân bằng:

F y 3 +F y 4+879,51=0 548,51 184,81

F y 3 +F y 4+879,51=0 548,51 184,812 +879,51.55+F y 3.110=0

4.2 Vẽ biểu đồ mô men

Sơ đồ lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 2

Trường hợp 2: Fkn cùng chiều Ft2

Sơ đồ lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 2

4.3 Tính mô men tương đương

4.4 Tính đường kính các đoạn trục

d j=√3 M tdj 0,1[σ ]

d8= ¿ 3

0,1[σ]=√3 182034,68

0,1.70 ¿29,63 mm Xuất phát từ độ bền, công nghệ,lắp ráp, ta chọn:

4.5 Chọn và kiểm nghiệm then

Tính toán mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

[τ c] =40…60MPa [τ c] = 50MPa

a Xác định mối ghép then cho trục II lắp bánh răng

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 36 mm

T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

b Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp nối trục đàn hồi

d: đường kính trục tại tiết diện lắp then d = 32 mm

T: momen xoắn trên trục, Nmm

lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

Kiểm nghiệm then:

d.l t (h−t1)= 2.210195,5432.60.(8−5) =72,98 MPa<[❑d]=100 MPa

❑c= 2T2

d l t b=2.210195,5432.60.10 =21,90 MPa<[τ c]

Vậy mối ghép then ở tất cả các vị trí đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

4.6 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 mãnđiều kiện:

Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Với trục có tiết diện tròn:

❑❑,❑❑- hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra

K dj ,K dj - hệ số xác định theo công thức sau :

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], 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 nên Ky = 1

Tra bảng 10.10/T198 [1], với dol = 35 mm =>  = 0,75 ;  = 0,8

Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

b = 850 MPa, ta có: {K❑ / ❑ ❑ =2,54

K❑ / ❑ ❑ =1,92

Trong đó:

Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểmlúc quá tải

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục

 Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 3:

❑td=√❑ 2 +3 2 =√ (48830,38

0,1 353 )2

+3.(210195,54 0,2.353 )2

⇒Theo trang 215 [1],ta chọnổ bi đỡ−chặn với góc=26

⇒tra 2.12 trang 263 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp có thông số

Theo bảng 11.4 trang 216 với góc tiếp xúc α = 26, i Fa C

o =1.548,5125200 = 0.022Nội suy e = 0,68

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 2, với độ đảo hướng tâm 2,5 µm

Kiểm tra khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức(trang214):

C d =Q m√L

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

L=60n L h 10−6=60.109,95 11500.10−6 =75,86

Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, Lh = 11500 giờ

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

Q=(XV F r +Y F a )k t k d

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

kt – hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ kt = 1(t<100 độ C)

kd – hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 trang 215, ta chọn

X, Y – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục

Tìm hệ số X,Y (tra bảng 11.4/T216 [1]) cho ổ lăn (3) và (4):

Ta có:

V F r3= 1658,96

1.2439,65=0,68=e => chọn X= 1; Y= 0

Tại ổ lăn 4: F a 4

V F r4= 1110,451.733,07=1,51>e => chọn X= 0,41; Y=0,87Suy ra tải trong quy ước trên 2 ổ lăn là:

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động

4.8.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6/T221[1] cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (=26° )ta được:

CHƯƠNG V : TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU

Bảng 6.1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03a + 3 = 0,03.115 + 3 = 6,45 (mm) Chọn δ =10 (mm)

δ1 = 0,9.δ = 0,9 10 = 9(mm) chọn δ1 = 9 (mm)Gân tăng cứng: Chiều dày, e

S4 = (0,9÷1)S3 = 1.18 = 18 mm chọn S4 = 18 (mm)

Chiều rộng bích nắp và thân, K3 K3 = K2 - (3÷5) = 39-5 = 34 mm

chọn K3 = 34 (mm)Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,

Trục II: D = 80 (mm) D2 = 100 (mm), D3 = 125 (mm)

K2 = E2+R2+(3÷5) = 20+16+3 = 39 (mm)

E2 = 1,6 d2 = 1,6.12 = 19,2 (mm) chọn E2 = 20 (mm)

R2 = 1,3 d2 =1,3.12 = 15,6 (mm) chọn R2 = 16 (mm)

K > 1,2.d2 = 1,2.12 = 14,4

C≈ D3 /2 = 45÷ 62,5 = 60

h = 10 mmMặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần

lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

Chọn S1 = (1,3 1,5) d1 = 1,4.16 = 22,4Chọn S1 = 24(mm)

K1 = 3.d1 = 3.16 = 48 (mm),

q ≥ K1 + 2δ = 48 + 2.10 = 68 (mm)Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy

hộp

Giữa mặt bên của các bánh

răng với nhau

Δ ≥ (1÷1,2)δ = (1 1,2).10 = 1,2.10 = 12 chọn Δ = 12 (mm)

Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3 5).10 = 3.10 = 30 chọn Δ1 = 30 (mm)

Δ2 ≥ δ = 10 chọn Δ2 = 10 (mm)