TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…. Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này. Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau: _ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc. _ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục. _ Cách xác định thông số của then. _ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan. _ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động

MỞ ĐẦU !

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với

chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiếnthức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trongquá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức

cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thườnggặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trìnhhọc tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm

vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào côngdụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìmhiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này

Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục

_ Cách xác định thông số của then

_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp vàcác chi tiết có liên quan.

_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động

P P

kn k

nsb = nct.Usb

Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác

Usb = Usbh Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống

Với Usbng = Ux < 2,5  chọn Ux = 2,0

Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánhrăng trụ: Usbh = 4

 Usb = 4 2,0 = 8,0  nsb = nct.Usb = 79,12 8,0= 632,96(vòng/phút)

Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút)

1.3 Chọn động cơ

Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc  P yc (KW) ,

nđc  nđb (vòng/phút)

Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu :

4A112MA8Y3 , với các thông số :

+Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW

+Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút)

+ = 76,5

+Cos  = 0,71

II Phân phối tỷ số truyền.

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

91 , 8 12 , 79

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30

30 , 2

91 , 8

3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW)

Công suất trên trục II: P2=

x ol ct

1

10 55

,

1

1 6

T2 = 85960

182,2

1,64 ,55.10 9 n

P 10

2

2 6

Pt= P.k.kn .kz [P].

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW

+kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa

01





Z Z

k bt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi,

bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1,3

k c : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2ca)

 k = 1 1 1 1,35 1,3 1,25 = 2,19375

công suất cho phép : [P]=4,80 kW.

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=4,80 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

2 , 182 25

d F F F k

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9 1,452 = 3,995 N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

1.6 Xác định thông số của đĩa xích

d

vd d t r

k A

E F K F

 [H1 ]

Trong đó:

[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có[H1]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ốngcon lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 106

10 1 , 2 ).

638 , 1 35 , 1 1131 (

42 , 0 47 , 0

5

H

 H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnhhưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có:

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

 =0.

HL xH v R H H

H] ( S ).Z Z K K

[  0 lim

FL xF s R F F

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

1

.

1

) ( 360 200 8, 1

NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

N HE1 = 930,6 10 7 > N HO1 = 9,99 10 6 Suy ra KHL1 = 1

N HE2 = 24,2 10 7 > N HO2 = 8,83 10 6 Suy ra KHL2 = 1

N FE1 = 930,6 10 7 > N FO1 = 9,99 10 6 Suy ra KFL1 = 1

N FE2 = 24,2 10 7 > N FO2 = 8,83 10 6 Suy ra KFL2 = 1

Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:

]

[ H =([H1]+[H2])/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa)

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

[ H]max  2 , 8 max( ch1,  ch2) =2,8  ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa)

] [

).

1

.(

ba H

H a

w

u

k T u

T là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 23028 (N.mm)

[H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [H]= 418,2 ( MPa)

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

tra Bảng 6.5 ta có: K a =43

ba

 -hệ số chọn theo bảng 6.6: ba 0 ,3 0,5.chọn ba=0,3

Chọn theo bảng 6.7 với bd  0 , 5 ba.(u 1 ) =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305

03 , 1 23028 ).

1 87 , 3 (

1 87 , 3 ( 5 , 1

970296 ,

0 105 2 ) 1 (

Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821

Sai lệch tỷ số truyền U = 100 % 1 , 27 %

87 , 3

87 , 3 821 , 3

% 100

Vì U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn

2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.

Tính lại góc 

964 , 0 105

2

) 107 28 (

5 , 1

2

) (

w

a

Z Z

20 cos

' 40 20 (cos(

0

0 0

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

].

[

.

) 1 (

2

1

H w

t

H H

M

H

d u b

u K T Z

sin

' 24 14 cos

5

,

1

' 21 15 sin

1 , 795

107

1 28

1 2 , 3 88 , 1 1

1 2 , 3 88 , 1

2 1





746 , 0 795

H

187 , 1 02 , 1 03 , 1

, 43 821 , 3 5 , 31

) 1 821 , 3 (

187 , 1 23028 2 746 , 0 71

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

xH v R m H

1

.

.

2

F w

w

F F

Y Y Y K

T



' 21 15 1 140

80 , 3

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F F

518 , 1 05 , 1 055 , 1 37 , 1

2



3 , 80 60,62[ ]

60 , 3 99 , 63

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

] [

T

T k

[ ] [ 364 , 133 2 , 2 62 , 60

] [ 44 , 169 ' 21 15 cos

107 5 , 1 cos

.

] [ 55 , 43 ' 21 15 cos

28 5 , 1 cos

m

d

mm z

2

55 , 43 5 , 1 2 55 , 43

2 2 1

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

dđc= d1= 32 mm.

Đường kính trục cần tính: dt= dđc=32 mm

Tra bảng B16.10./68 với: Tt =27,9588 Nm < cf

kn T

dt= 32 mm < cf

kn d

ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

c v

x d

d l D Z

T K





28 14 90 4

10 299 , 23 2 , 1 2

.

T d



-Chọn d1sb=20mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=15mm.

-Chọn d2sb=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=19mm

2T 1

' 40 0 1057,3.tg2 β

Cos

α Ft1.tg

0 0 1

ω t

-Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 lm=(1,2…1,5)dsb=>lm13=(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)20=(24…30 ) mm

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm

4.3.1 Với trục I

l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(45 +15)+10+15=55=>l12 =55mm

l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(30+15) +10+15= 47,5 mm

l11 = 2.l13 = 2.47,5= 95 mm

4.3.2 Với trục II

l21 = l11 =95 mm ;

l23 = l13 = 47,5 mm ;

l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(45+19) +10+15= 57 mm

4.4 Xác định phản lực lên các gối trục

yzx

Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục I nên ta chỉ cần xác định giá trị các phảnlực lên các gối trục của trục I.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ.

Ta có :

Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 dw1 /2)/ l11

= (413,57.(95-47.5) + 290,24.43.56/2) / 95 = 273,33 (N) > 0 đúngchiều đã chọn

Ry10 = Fr1- Ry11 =413,57 – 273,33= 140,24 (N) >0 ; đúng chiều đãchọn

Rx11 =(Ft1.(l11 -l13 )- Fk (l12 +l11 ))/ l11

= (1057,3.(95-47,5) – 103,55.(55+95))/95 = 365,15 (N) >0; đúngchiều đã chọn

Rx10 = Ft1-Rx11 - Fk = 1057,3 -365,15 – 103,55 = 588,6 (N)>0

Đúng chiều đã chọn

4.5 Tính thiết kế trục

4.5.1 Tính sơ bộ trục II

+Với d2sb=30mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22=30mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=25mm

-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=22mm

zx

Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện.

2 1 2

M

1 2

1

Nmm T

M

M x y2 6661 , 4 2 27958 , 5 2 28741

2 2

2

Nmm T

73 , 35116 1

21023 1

20177 1

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:

Chiều sâurãnh then

Bán kính góc lượn củarãnh

t2 Nhỏ nhất

Lớn nhất

1-2 20 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

a Tại tiết diện 1-2

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm12=40mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

h

dl

T

d t

) 5 , 3 6 (

40 20

23299 2 )

6 40 20

23299

b Tại tiết diện 1-3

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)l =25mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

  d  100MPa

  c  20 30MPa

t h dl

T

d t

) 3 5 (

25 15

23299 2 ) (

5 25 15

23299

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: b  600MPa, 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6MPa

MPa

728 , 151 6 , 261 58 , 0

j

d

t d bt d W

2

32

j j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

j j aj

T

2 2

j

d

t d bt d W

2

16

1 1

3 0

j oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

3 max

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diệnnguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trụcvừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

s  s s/ s 2  s 2  s

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5

s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặcứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

1



Trong đó : -1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a,

avà m, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét

Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nốitrục theo k6 kết hợp lắp then

Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

K

K K K

K

K K K

m a

then

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất chọn ổ bi đỡ 1 dãy.Chọnkết cấu ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d=

10

F r R x R y2 365 , 15 2 273 , 33 2 456N

11 2

Chọn theo khả năng tải động Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn :

d10= d11 = 17 mm

Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ nhẹ hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn có

kí hiệu là 36203 có các thông số sau :

5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ

Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.Fa0 ) kt kd =(0,45.1.605+1,48.454,4.1.1)=

=944,762 N

Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.Fa1 ) kt kd =(1.1.456+ 0)=

= 456 N

Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 944,762 N

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: m

d Q L

C 

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 22000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.10-6 = 22000 705 60 10-6 = 930,6 (triệu vòng)

Q = 944,762 N

Cd = 944,762 3 930 , 6= 9223,8 N= 9,2238 kN < C = 9,43 kN

Thoả mãn điều kiện tải động

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Theo CT11.18[1]/219 : Q t C0

Tra bảng 11.6[1]/221, với ổ bi đỡ chăn 1 dãy và  =12

X0 = 0,5 ; Y0 =0,47Theo CT11.19 và CT11.20 ta có:

Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 36203 thoả mãn khả năng tải động và tảitĩnh có các thông số sau :

1.1Tính kết cấu của vỏ hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu

để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

1.2 Kết cấu nắp hộp

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

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

Chiều dày: Thân hộp, 

Nắp hộp, 1

 = 0,03.a + 3 = 0,03.105 + 3 7 mm > 6mm

1 = 0,9  = 0,9 7=6,3 mm, chọn 1 =7 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

d5 =( 0,5  0,6)d2=( 0,5  0,6)10= 5,0-6,0(mm)

Chọn d5 = 5mm và chọn vít M5Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp hộp, K3

S3 =(1,4-1,8)d3 = (1,4-1,8)8= 11,2– 14,4(mm)Chọn S3 = 14mm

S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1)14 = 12,6-14(mm)Chọn S4 = 14mm

k  1,2.d2 =12  k = 14 mm

h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt

tựaMặt đế hộp:

Chiều dày: Khi không có phần lồi

S1

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

S1 =(1,3  1,5) d1=(1,3  1,5)14 = 18,2-21(mm).Chọn S1 = 20 mm

K1  3.d1  3.14 = 42 mm

q = K1 + 2 = 42 + 2.7 = 56 mm;

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

1 = (3…5)  = (3…5).7 = 21…35 mmChọn 1 = 25 [mm]

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC

2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động

Dv

R4.00

diD

da5°

Kết cấu bánh răng trụ đối xứng

Ta có :

Các độ dốc  5 7  ochọn 5o

 

Các bán kính r;R được tính như sau:

Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn

Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào

hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Dựa vào bảng 18.5 2

1

C

(mm)

K(mm)

R(mm)

Vít(mm)

Sốlượng

dầu Dựa vào bảng 18.7 2

93

B ta có kích thước nút tháo dầu

2.6.Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kíchthước như hình vẽ

2.8.Ống lót và lắp ổ

Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộphận ổ đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằngvật liệu GX15-32 ta chọn kích thước của ống lót như sau

Chiều dày:    6 8( mm ), ta chọn  8(mm)

Chiều dày vai 1và chiều dày bích 2

1  2    8( mm )

III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v 12( / )m s nên tachọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu Với vận tốc vòng của bánh răng

nghiêng v = 1,6 m/s < 12 m/s tra bảng 18.11 2

100

B ta được độ nhớt của dầu186/16 ứng với 100oC

Tra bảng 18.11 2

100

B ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20Centistic

3.2.Bôi trơn ngoài hộp

Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp khôngđược che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ

Bảng thống kê dành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc

mỡ

Thiết bị cần bôitrơn

Lượng dầu hoặc

mỡ

Thời giant hay dầu

hoặc mỡDầu ôtô máy

2/3 chỗ hổng bộphận

1 năm