Đồ Án chi tiết máy Đề số 2 thiết kế hệ dẫn Động băng tải

Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: [σ H]sb và [σ F]sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2 ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răn

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 2: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Thông số đầu vào: 1 Lực kéo băng tải: F = 1800 (N)

2 Vận tốc băng tải: v = 1,68 (m/s)

3 Đường kính tang: D = 305 (mm)

4 Thời hạn phục vụ: Lh = 12500 (giờ)

5 Số ca làm việc: soca = 2 (ca)

6 Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: α = 120°

7 Đặc tính làm việc: va đập nhẹ

CHƯƠNG 1: TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1 Chọn động cơ điện

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

P yc=P lv

η c

Trong đó: P yc : công suất yêu cầu trên trục động cơ

P lv : công suất trên trục bộ phận làm việc

η c : hiệu suất chung

Hiệu suất của một cặp ổ lăn : η ol= 0,99Hiệu suất của bộ truyền đai : η đ= ¿0,95

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : η br= ¿0,97Hiệu suất của khớp nối: η k=0,99

Thay số vào (1) ta có:

η=Π η i=η ol2 η k .η đ η br= 0,992.0,99.0,95.0,97 = 0,89Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là:

- Truyền động đai thang: u sb(đ ) = 3

Ký hiệu động cơ (kW)P đc (v/ph)n đc T T max dn T T mm

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tỉ số truyền chung của hệ thống là:

U c=n đc

n lv=

1420

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: U đ = 2,8

Tỉ số truyền của bộ truyền trong:

U br=U c

U đ=

13,5 2,8 =4,82

1.3.2 Công suất trên các trục

- Công suất trên trục công tác: P ct=3,024 (kW)

- Công suất trên trục II: P II=P lv

- Công suất trên trục động cơ: P đc= P I

η ol .η đ=

3,18 0,99.0,95=3,38 (kW)

1.3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

- Mô men xoắn trên trục động cơ:

1.4 Lập bảng thông số động học

TrụcThông số

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Thông số yêu cầu:

Công suất trên trục chủ động P=P đc=3,38 (kW )

Mô men xoắn trên trục chủ động T =T đc=22732(Nmm)

Vận tốc quay trục chủ động n=n đc=1420(vg/ ph)

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Chọn loại đai thang: Đai thang thường

Tra đồ thị 4.1[1] với các thông số P = 3,38(kW) và n 1 = 1420 (v/ph) ta chọn tiết diện đai : A

2 Chọn đường kính hai bánh đai

Chọn d1 theo tiêu chuẩn ta được: d1=160 (mm )

Kiểm tra về vận tốc đai :

Theo bảng 4.14[1], với u t=2,87 chọn a = 1,026 d2 = 462 (thỏa mãn)

Chiều dài đai L:

Chọn L = 2000 (mm) theo tiêu chuẩn bảng 4.13[1]

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây:

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ:

P1: Công suất trên trục bánh chủ động P1 =3,38(kW )

[P0]: Công suất cho phép Tra bảng 4.19[1] ta được [P0]=2,64 (kW )

K d: Hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7[1] ta được K d=1,1

C α: Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Tra bảng 6.15[1] với α1=146,93 ° ta được C α=0,91

C L: Hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai Tra bảng 4.16[1] được C L=1,035

C u: Hệ số ánh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17[1] với u t=2,87 ta được

d a 1=d1+2 h0=160+2.3,3=166,6 (mm)

d a 2=d2+2 h0=450+2.3,3=456,6 (mm)

Đường kính đáy bánh đai:

d f 1=d a 1−H =166,6−12,5=154,1

d f 2=d a 2−H =456,6−12,5=444,1

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

Lực căng ban đầu:

7 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai

Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 456,6 mm

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số yêu cầu:

độ tải trọng của bộ truyền:

 {N HO 1=30 H2,4HB 1=30 1902,4=8,83.106

N HO 2=30 HHB 22,4 =30 180 2,4 =7,76.10 6

NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: N FO=4.106

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = NFE =60c.n.t∑ , với:

c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

n – Số vòng quay trong 1 phútt∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

 {¿N HE 1=N FE 1=60 c n1 t Σ= 60.1.507,14 12500=480,36.1 0 6

¿N HE 2=N FE 2=60 c n2 t Σ=60.1 105,22.12500=78,92.10 6

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

NHE2 > NHO2 => lấy NHE2 = NHO2 => KHL2= 1NFE1 > NFO1 => lấy NFE1 = NFO1 => KFL1= 1NFE2 > NFO2 => lấy NFE2 = NFO2 => KFL2= 1

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 59883 (N.mm)

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 400 (MPa)

α t=α tw=arctg(cos β tg α )=arctg(tg (20° )0,953 )=20,9 °

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

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

[σ H]sb và [σ F]sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 2

ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Từ [1] trang 91 và 92 chọn: R a=2,5÷ 1,25(μmm) => ZR = 0,95

Zv = Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.Do v=1,68<5( m

s), Z v=1

K xH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K xH=1

Y R: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn Y R=1

Y s: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

K xF: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh rang đến độ bền uốn

[σ F 2]=[σ F 2]sb Y R Y s K xF=185,14.1.1,02 1=188,84

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

6.1 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

- K Hv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Traphụ lục 2.3[1] với: CCX = 9; HB < 350; Bánh răng nghiêng; v = 1,68(m/s) ta được K Hv=1,0236 ; K Fv=1,06

¿Z v 2= Z2

cos3β=

101 cos317,64 °=116

{σ Hmax=σ H√K qt=399,31.√2,2=592,27 (MPa)≤[σ H]max=952(MPa)

σ Fmax 1=K qt σ F 1=2,2.60,43=132,95(MPa)≤[σ F 1]max=272(MPa)

σ Fmax 2=K qt σ F 2=2,2.55 5=122,1(MPa)≤[σ F 2]max=272(MPa)

7 Một thông số khác của cặp bánh răng

Đường kính vòng chia:

{¿d1=m Z1

c os β=

2.21 0,953=44 (mm)

¿d2=m Z2

c os β=

2.101

8 Bảng tổng kết thông số của bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Tính toán khớp nối

Thông số đầu vào:

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

Ta chọn khớp theo điều kiện:

{¿T t ≤ T kn cf

¿d t ≤ d kn cf

Trong đó:

dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc = 28 (mm)

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

16.10a

2 68

B

với điều kiện: {¿T t=34098(N mm)≤ Tkn cf

¿d t=28 (mm)≤ dkn cf

Ta được các thông số khớp nối như sau:

Mô men cần truyền: T = Tđc = 22732 (N.mm)Đường kính trục động cơ: dđc = 28 (mm)

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

1.2.1 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d= 2 k T

Z D0.d0 l3≤[σ d] , 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:

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 20 (mm)

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

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd = 849,16 (N)

Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 160 (N)

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

- Chiều rộng ổ lăn:

Tra bảng  

10.2 1 189

- 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=5 mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm

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

Suy ra :

Trục I:

Khoảng cách đặt lực trên trục II l22=l24 50

Trường hợp đảo chiều lực do khớp nối

3.1.3 Tính mô men tương đương

Mô men uốn tổng: M j=√M2yj+M2xj ( Nmm)

Mô men tương đương: M t đ j=√M2j+0,75 T2j ( Nmm)

Đường kính trục tại các tiết diện:

- Tiết diện 12 – khớp nối đàn hồi:

3.1.4 Tính đường kính các đoạn trục theo mô men tương đương

Đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:

Căn cứ vào kết quả tính toán về đường kính trục, chiều dài tương ứng, các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn đường kính các đoạn trục:

Trên trục 1 then được lắp tại bánh răng (vị trí 13) và nối trục (vị trí 12)

- Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d13 = 20 (mm)

Chọn then bằng, tra bảng 9.1a[1] tr 173 ta được: b= 6 (mm); h= 6 (mm); t1=3,5 ¿)Lấy chiều dài then:

l t 13=(0,8 ÷ 0,9) lm 13=(0,8÷ 0,9).25=20 ÷ 22,5(mm)

Ta chọn l t 13=20 (mm)

- Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối: d12= ¿ 20 (mm)

Chọn then bằng, tra bảng 9.1a[1] tr 173 ta được: b= 6 (mm); h= 6 (mm);

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

- Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp khớp nối:

=> Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt

3.1.7 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:

σaj,τaj,τ mj,σ mj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết

diện j, do trục quay 1 chiều:{¿σaj=M j

ψ σ ,ψ τ : hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1] tr 197 với σ b= ¿600MPa, ta có: {¿ψ σ=0,05

Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với phương pháp gia công là tiện

và σb= 600 (Mpa), tra bảng 10.8[1] tr 197, lấy Kx = 1,06

Ky : hệ số tăng bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vậtliệu, tra bảng 10.9[1] tr 197 được Ky = 1

ε σ và ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1] tr 198

K σ và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

ε σ và ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1] tr 198

K σ và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

 Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn (tiết diện 11)

{¿s σ 11= σ−1

K σd 11 σ a 11+ψ σ σ m 11=

261,6 2,12 40,67+0,05.0=3,03

¿s τ 11= τ−1

K τd 11 τ a 11+ψ τ τ m 11=

151,73 1,7.3,95+0.3,95=22,60

Ảnh hưởng của rãnh then Tra bảng 10.10[1] tr 198 ta có: ε τ= 0,89

Tra bảng 10.12[1] tr 199 với σ b= ¿600 (Mpa) được K τ=1,54

{¿s σ 13= σ−1

K σd 13 σ a 13+ψ σ σ m 13=

261,6 1,97.3,33+0,05.0=39,88

¿s τ 13= τ−1

K τd 13 τ a 13+ψ τ τ m 13=

151,73 1,79.8,48+0.8,48=10

⇒ s13= s σ 13 s τ 13

√s σ 132+s τ 132=

39,88.10

√39,882+102=9,7 ≥[s]

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

3.1.8 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn

D 1

(mm)

d 1

(mm)

B(mm)

C1(mm)

T(mm)

r

(mm)

r 1

(mm)

α

(độ)

C

(kN)

C 0

(kN)730

18,2

13,50

29,6

20,9

Sơ đồ bố trí ổ lăn:

3.1.8.2 Kiểm nghiệm ổ

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1[1] tr 213

V : hệ số kể đến vòng nào quay, với vòng trong quay V = 1

k t: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độk t=1

k đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, với dạng tải trọng va đập vừa, chọn k đ=1,3

X, Y là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

F s=0,83 e Fr với hệ số :e=1,5 tan α=1,5 tan 13,50°=0,36

F s 10=0,83 e Fr 10=0,83.0,36 1414,32=422,6 (N)

F s 11=0,83.e F r 11=0,83.0,36 2365,84=706,91(N )

√1248,45=26111,98 ( N )=26 (kN )<C=29,6¿

Vậy 2 ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6[1] tr 221 cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:

3.2.3 Tính momen tương đương

Mô men uốn tổng: Mj  Myj2  Mxj2  Nmm 

Mô men tương đương: Mt đj  M2j  0,75 Tj2  Nmm 

- Tại tiết diện 22:

3.2.4 Tính đường kính các đoạn trục theo mô men tương đương

Đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:

√ M tđ 21

0,1.[σ ] =3

√65656,170,1.63 =21,84 (mm)d24=3

√ M tđ 24

0,1.[σ ] =3

√40343,790,1.63 =18,57 (mm)

3.2.5 Chọn đường kính các đoạn trục

Căn cứ vào kết quả tính toán về đường kính trục, chiều dài tương ứng, các yêu cầu

về lắp ghép và công nghệ, ta chọn đường kính các đoạn trục:

Do lắp ổ lăn ở vị trí 20 và 21 nên ta chọn: d20=d21=25 (mm )

Do lắp bánh răng ở vị trí 23 nên ta chọn: d23=28 (mm)

Do lắp đĩa xích ở vị trí 22 và 24 nên ta chọn: d22=d24=22(mm )

Do giữa vị trí 23 và 21 có vai trục nên ta chọn: d v=35 (mm)

3.2.6 Chọn và kiểm nghiệm then

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền

- Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp bánh răng:

=> Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền

3.2.7 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:

σaj,τaj,τ mj,σ mj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết

diện j, do trục quay 1 chiều:{¿σaj=M j

 ψ σ và ψ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có: ψ σ=0,05 ; ψ τ =0

Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với phương pháp gia công là tiện

và σb= 600 (Mpa), tra bảng 10.8[1] tr 197, lấy Kx = 1,06

Ky : hệ số tăng bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vậtliệu, tra bảng 10.9[1] tr 197 được Ky = 1

ε σ và ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1] tr 198

K σ và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

ε σ và ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1] tr 198

K σ và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Kiểm nghiệm tại vị trí đĩa xích (Tiết diện 22):

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục đĩa xích là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tỉ số K τ

ε τ đối với bề mặt lắp trục có độ dôi, tra bảng 10.11[1] trang 198, ta có:

σ m 23=0

τ a 23=τ m 23= T23

2.W O23=

93170 2.3981,12=11,70

¿s τ 23= τ−1

K τdj τ aj+ψ τ τ mj=

151,73 1,92.11,7+0.11,7=6,75

¿s τ 20= τ−1

K τdj τ aj+ψ τ τ mj=

151,73 1,87 7,59=10,69

⇒ s j= s σj s τj

√s σj2

+s τj2 = 3,85.10,69

√3,85 2 +10,69 2 =3,62 ≥[s ]

Vậy Trục II thỏa mãn về điều kiện độ bền mỏi

3.2.8 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

3.2.8.1 Chọn loại ổ

Đường kính tại đoạn trục lắp ổ: d20=d21= ¿ 25 mm

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

Do có tải trọng dọc trục do bánh răng côn sinh ra và nhằm đảm bảo độ cứng vững,

cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn.Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ cỡ trung, tra bảng P2.11[1] trang 262 ta có:

D 1

(mm)

d 1

(mm)

B(mm)

C1(mm)

T(mm)

r

(mm)

r 1

(mm)

α

(độ)

C

(kN)

C 0

(kN)730

18,2

13,50

29,6

20,9

Với : V là hệ số hệ số kể đến vòng nào quay, ổ lăn có vòng trong quay, V=1;

F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN);

k t là hệ kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k t=1;

k đ là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, với dạng

tải trọng va đập vừa , k đ = 1,3;

X, Y là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục;

 L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, với L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ:

n

 m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ đũa chặn, m=10/3;

Với ổ đũa côn, hệ số thực nghiệm: 𝑒 = 1,5.𝑡𝑎𝑛𝛼 = 1,5.𝑡𝑎𝑛13,5 = 0,36

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn:

F s 20=0,83 e Fr 20=0,83.0,36 876,17=261,8 N

F s 21=0,83 e Fr 21=0,83.0,36.1107,45=330,91 N

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 20 là:

∑F a 20=F s 21+F at=330,91+362,05=692,96 N

Bảng thông số then bằng

Tiết diện

Kích thước tiết diện then Chiều dài then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh

1 Trên lỗ t 2 Nhỏ

nhất

Lớn nhấtTrục

D 1

(mm)

d 1

(mm)

B(mm)

C1(mm)

T(mm)

r

(mm)

r 1

(mm)

α

(độ)

C

(kN)

C 0

(kN)730

D 1

(mm)

d 1

(mm)

B(mm)

C1(mm)

T(mm)

r

(mm)

r 1

(mm)

α

(độ)

C

(kN)

C 0

(kN)730

CHƯƠNG 5: TÍNH THIẾT KẾ CƠ CẤU

1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết

1.1 Vỏ hộp giảm tốc

Công dụng: đảm bảo vị trí tưỡng đối giữa các chi tiết và bộ phận máy; tiếp nhận tảitrọng do các chi tiết trên vỏ truyền đến; đựng dầu bôi trơn; bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm

Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp và gân, mặt bích, gối đỡ,…

Vật liệu phổ biến dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32

1.2 Chọn bề mặt lắp ghép và thân

Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường đi qua đường tâm các trục

Bề mặt lắp ghép song song với trục đế

1.3 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Với Re là chiều dài côn ngoài:

ℜ=111,32(mm)

Dựa vào bảng 18.1[2] tr 85 ta có bảng các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

Tên gọi

Kí hiệ u

n vị

Giá trị