Đồ án chi tiết máy hộp côn trụ

Thông số đầu vàoF=11500N:v=0.32ms:D=420:góc nghiêng 60độ:Lh= 11000h:Thiết kế đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp:Bộ truyền đai dẹt: Tmm=1,8T1;T2=0,6T1,t1=3,4;t2=4,25:Mọi chi tiết lh:01695647281:Email: Haui.dcna01gmail.com:Nhận làm đồ án bài tập lớn cơ khíchế tạo máy

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ.

1.1 Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách động cơ.

1.1.1 Xác định công suất động cơ:

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

P ct =

P t η

Trong đó:

+ Pct: Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

+ Pt: Là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

+ : Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động:  = ol3 brc brt đ ot

Trong đó:

+ brc = 0,96 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn

Trong đó: F = 11500 ( N ) : Lực kéo băng tải

Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta chọn sơ bộ:

+ Tỷ số truyền hộp giảm tốc côn-trụ 2 cấp: uh= 15

+ Bộ truyền đai dẹt : uđ =3

-Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

+ Kiểu động cơ: 4A132M8Y3

+ Công suất động cơ : 5.5 (kW)

+ Vận tốc quay:716 (v/p)

+ Hệ số quá tải:

2, 2

k dn

T

T 

- Động cơ thỏa mãn các điều kiện

1.2 Xác định tỷ số truyền động U t của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động, lập bảng công suất,

momen xoắn, số vòng quay trên các trục.

1.2.1 Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động

ut =

nđc

nlv

Trong đó:

+ nđc : Là số vòng quay của động cơ

+ nlv : Là số vòng quay của trục băng tải

Chọn uđ = 3,15 theo tiêu chuẩn => u h =

u t

u d =

49,2 3,15 = 15,6

Đây là hộp giảm tốc báng răng côn-trụ 2 cấp với uh = 15,6

Mà uh = u1.u2

Trong đó:

+ u1: Là tỉ số truyền của bánh răng côn răng thẳng

+ u2: Là tỉ số truyền của bánh răng trụ răng thẳng

+ Hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp:

U2 ≈1,733

√ψ ba2 u h

K be¿ ¿ ¿¿Trong đó :Kbe= 0,25 - 0,3;

ψba2 – hệ số chiều rộng bánh răng trụ; ψba2 = 0,3 - 0,4

Khi Kbe = 0,3 và ψba2 = 0,4 (các giá trị tối ưu) ta có:

PHẦN II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI.

I CHỌN LOẠI ĐAI DẸT.

- Chọn loại đai vải cao su

II XÁC ĐỊNH CÁC TRÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN.

 Số vòng chạy của đai:

i= V

L=

8,39 4,506=1,86<imax

 Góc Ôm α1 trên báng đai nhỏ được tính theo công thức:

IV XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG.

Chiều dài đai L=4506mm

Bề rộng đai b=50 mm

Lực tác dụng lên trục F=948(N )

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 Chọn vật liệu:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế , ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

Suy ra NHE1 > NHo1 do đó: KHL1 =1

Như vậy theo 6.1a, sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H]=σ H lim0 .K HL

S H

[σ H]1=560.1,11 =509

(Mpa) [σ H]2=530.1,11 =481,8

(Mpa)Vậy để tính bộ tryền bánh răng côn thẳng ta lấy

3.3 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài

+ Chọn Kbe=0,25 suy ra: 2−K K be .u be=

0 , 25 4 ,73 2−0 ,25 =0 ,67

+ Với trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ Ι , HB<350 ta được: K Hβ = 1,21

+ T 1 =171000 (N.mm)

R e=40.√4,732+1.3√171000.1,21(1−0,25).0,25.4 ,73.(481,8)2=193,7

(mm)Chọn Re=194mm

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

- Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn mte=3 (mm) do đó:

Theo bảng 6.20, với z 1 = 26 chọn hệ số dịch chỉnh đều: x 1 = 0; x 2 = 0

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau

1

2 1

+ Z là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng M

6.5 với vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng Thép nên chọn

4 1, 73 0,873

K  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì K H 1

chính xác là cấp 9; theo bảng 6.15 (tr.107) ta chọn H 0,006; theo bảng 6.16 (tr.107) ta chọn g0 = 56 Suy ra:

trong đó: v<5 (m/ s)⇒ Zv=1 ; ZR=0,95

; KxH=1

Ta thấy: σ H<[σ H] , nhưng nhỏ hơn không nhiều, do đó ta lấy chiều rộng

vành răng:b = 49(mm)

3.3.4 Kiển nghiệm về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau

+ d là đường kính trung bình của bánh răng chủ động m1

+ Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ta có Y 1

0 , 25 4 , 316 2−0 , 25 =0 , 45 , tra bảng 6.21 (tr.113) ta có

KFβ=1,18

+ K F : là hệ số kể đến sự phân bố không tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì K F  1

+ K : là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp Fv

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải

ax

m qt

T K

T



, trong đó: T là mômen xoắn danh nghĩa, T max là mômen

xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúccực đại và ứng suất uốn cực đại

Ta có

Kqt= Tmax

T1 =1,8 (theo sơ đồ tải trọng)

Để tránh hiện tượng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không vượt quá một giá trị cho phép

Ta có: σH max=416,3 √ 1,8=558,5 ( MPa ) < [ σH]max=1260 MPa

Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không vượt quá một giá trị cho phép: F max F K qt   F max

Ta có:

σF 1 max= σF 1 Kqt=72.2.1,8=130 ( MPa ) < [ σH]max=400 MPa

σF 2 max= σF 2 Kqt=60 1,8=108 ( MPa ) < [ σH]max=360 MPa

Vậy bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn yêu cầu về quá tải

Các thông số bộ truyền bánh răng côn

Chiều cao răng ngoài, h e(mm) 6,8

Chiều cao đầu răng ngoài, (mm) hae1 = 4,15, hae2 = 1,90

Chiều cao chân răng ngoài, (mm) hfe1 = 2,45, hfe2 = 4,70

Đường kính đỉnh răng ngoài,

(mm)

dae1 = 86,14, dae2 = 390,96

3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

2 3

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánhrăng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 3

Với :

+ Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu, tra bảng 6.5 có: ZM = 274 MPa1/3

+ H s k ệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ố kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:n hình d ng b m t ti p xúc:ạng bề mặt tiếp xúc: ề mặt tiếp xúc: ặt tiếp xúc: ến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

Z H=√sin 2α 2.cos β w =√sin(2.20 ,3)2.cos 0 =1 ,23

với KHβ=1,15 (tra bảng 6.7), KHα=1 (vì răng thẳng)

K Hv=1+

v H b w d w 1 2.T2 K Hβ K Hα

Có đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

d w 1=2 a w

u2+1=

2 2663,3+1=123 ,7 (mm)đường kính vòng lăn bánh lớn là : dw2 = dw1.u2 = 123,7.3,3 = 408,3(mm)

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Thỏa mãn điều kiện bền uốn

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo CT 6.48: với K qt=Tmax

T =1,8

σH 1 Max= σH √ Kqt=243 √ 1,8=315,97 ( MPa ) <1260 MPa

Theo CT 6.49:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=110, 8.1,8=199 ,44(MPa)<[σ F 1max]=400 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=106 ,4 1,8=191 , 52(MPa)<[σ F 2 max]=360 MPa

 thỏa mãn điều kiện quá tải

Bảng các thông số kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Chọn vật liệu cho các trục

Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép 45 có: σ b=600 MPa

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2 với d1 = 30 mm tra được chiều rộng ổ lăn b10 = 19

Chiều dài mayơ của Puli

lm12 = (1,2… 1,5).d1 = (1,2… 1,5).30 = 36… 45 (mm) lấy lm12 = 40 (mm) Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ

lm13 = (1,2… 1,4).d1 = (1,2… 1,4).30 = 36 42 (mm) lấy lm13 = 40 (mm) Theo bảng 10.3 chọn các giá trị k1, k2, k3, hn như sau:

Lực do đai và Puli tác dụng lên trục Fđ = 790 (N)

Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 600 nên

Fđx = Fđ.sin600 = 948.sin600 =821 (N)

Fđy = Fđ.cos600 = 948.cos600 = 474(N)

Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:

+ Ft11 =4018

+ Fr13 = Ft13.tan α cos σ 1 = 4018.tan(20,30).cos(12,110) =1430(N)

+ Fa13 = Ft13.tan α sin σ 1 = 4018.tan(20,30).sin(12,110) = 306 (N)

4.2.4 Vẽ biểu đồ mômem uốn M x, M y và mômem xoắn T

x y

Trong mặt phẳng (xoz) ta có hệ phương trình sau:

Trong mặt phẳng (yoz) ta có hệ phương trình sau:

4.2.5 Tính chính xác các đường kính của trục

- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:

√ M td 10

0,1.[σ ]=3

√1606830,1.70 =28,12(Nmm)+ Tại gối đỡ 11: d11=3

√ M td 11

0,1.[σ ]=3

√1673890,1.70 =28,86(Nmm)+ Tại bánh răng 13: d13=3

√ M td 13

0,1.[σ ]=3

√1503950,1.70 =27,8(Nmm)Lấy đường kính trục theo tiêu chuẩn: d12 = d13 = 28 mm; d10 = d11 = 30 mmTheo bảng 9.1a–tr 173, ta chọn then có: b = 8 mm ; h =7 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 =4 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 mm

4.3 Trục II

4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục II

d2≥3√ T2

0,2 [τ]⇔d2≥3√7620300,2 25=53 , 4(mm) lấy d2 = 55 (mm)

4.3.2 Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2 với d2 = 55 mm tra được chiều rộng ổ lăn b02 = 29

Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ

lm22 = (1,2 1,5).d2 = (1,2… 1,5).55 = 66 82,5 (mm) lấy lm22 = 80 (mm)Khoảng cách giữa các gối đỡ lki

lấy l23 = 150 (mm)

4.3.3 Các lực tác dụng lên trục

- Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:

4.3.4 Vẽ biểu đồ mômem uốn M x, M y và mômem xoắn T

4.3.5 Tính chính xác các đường kính của trục

- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:

Lấy đường kính trục theo tiêu chuẩn: d20 = d21 = 45mm; d22 = d23 = 48 mm

Theo bảng 9.1a–tr 173, ta chọn then có: b = 14 mm ; h = 9 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 3,8 mm

-Theo bảng 10.2 với d3 = 75 mm tra được chiều rộng ổ lăn b03 = 37

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn 33:

lm33 = (1,2 1,5).d3 = (1,2 1,5).75 = 90 112,5 (mm) lấy lm33 = 100 (mm)Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm32 = (1,4 2,5).d3 = (1,4… 2,5).75 = 105 187,5 (mm) lấy lm32 = 120 (mm)-Khoảng cách giữa các gối đỡ lki

4.4.3 Các lực tác dụng lên trục

- Lực do bị truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục là:

Ta có: My30 = 300000

My33= Fk.(l32+l33) - F x 30 l33=597988 ¿

4.3.5 Tính chính xác các đường kính của trục

- Mômen uốn và mômen uốn tương đương:

√ M td 33

0,1.[σ ]=3

√19251340,1.80 =62,32(Nmm)

Lấy đường kính trục theo tiêu chuẩn: d30 = d31 = 60mm; d32 = d33 =63 mm

Theo bảng 9.1a–tr 173, ta chọn then có: b = 18 mm ; h = 11 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 4,4 mm

4.4 Kiểm nghiệm 3 trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

diện

( j )

d(mm)

Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cần đạt

Ra = 2,5…0,63 m; tra bảng 10.8 – Tr 197 ta được hệ số tập trung ứng suất dotrạng thái bề mặt: Kx = 1,10 (với b 850 MPa)

- Không dùng các bền bề phương pháp tăng mặt thì hệ số tăng bền Ky = 1; + Bảng 10.12 – Tr 199, khi dùng dao phay đĩa, b 850 MPa thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là:K 1,62;K 1,88;( tra bảng 10.10 – Tr 198) ta có các hệ số kích thước:  ,   ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm đang xét, từ đó tính ra tỉ số K /  và K /  tại rãnh then của tiết diện j

lắp dôi

rãnh then

lắp dôi

10 30 - 2,44 - 1,86 2,12 2,01 1,91 11,3 1,89

11 30 - 2,44 - 1,86 2,12 2,01 1,91 11,3 1,89

12 28 2 2,63 1,9 1,89 2,12 2,01 - 11,3 1,8921

-2,512,502,48

2,012,01

-1,921,951,94

2,242,262,25

2,102,112,13

2,0

12,0312,112,09

2,012,022,02

4.5 Tính kiểm nghiệm độ bền của then:

Với các mối ghép dùng then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo CT 9.1 – Tr 173 và CT 9.2 – Tr 173 :

Với lt = (0,8…0,9)lm ; lm: chiều dài mayơ

σd =2T/[d]t(h – t1)≤[ σd]

τc τ =2T/(dltb)≤[ τc]

PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ 5.1 Chọn và tính ổ lăn cho trục I

5.1.1 Chọn loại ổ

Tải trọng hướng tâm ở hai ổ:

F r 10=√F2x10+F2y 10=√2427,42+ 24270,82=3463,7 (N)

côn, chọn ổ đũa côn 1 dãy Tra bảng P.2.11 – Tr 261, dựa vào đường kính trục

d = 30 (mm), ta chọn: sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung rộng

Với: Fa , Fr: tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (v× t0 < 1250)

Kđ: Hệ số tải trọng động (bảng 11.3) va đập vừa lấy Kđ= 1,3

X : Hệ số tải trọng hướng tâm

 ổ thỏa mãn khả năng tải động.

5.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh

Kết luận: với trục 1 ta dùng ổ 7606 có:

d = 30 mm, D = 72 mm, D1= 55,5 mm, B = 27 mm, C1= 23 mm

5.2 Chọn và tính ổ lăn cho trục II

5.2.1 Chọn loại ổ

Tải trọng hướng tâm ở hai ổ:

Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục 2:

Với đường kính các ngõng trục 0 và 1: d = 45 mm, theo bảng P2.11, Phụ lục chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ ký hiệu 7211 có:

C = 57,9 kN, C0 = 46,1 kN, góc tiếp xúc  = 15,330

5.2.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4, với ổ đũa đỡ - chặn: e = 1,5.tg = 1,5.tg(15,330) = 0,41

Theo (11.7) lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ:

Fs0 = 0,83.e.Fr 20 = 0,83.0,41.8515,5 = 2897,82 (N )

F = 0,83.e.F = 0,83.0,41.5342,5 = 1818 (N)

Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí đó chọn ta có:

= 0,21 < e = 0,41 => X0 = 1, Y0 = 0

= 0,8 > e = 0,41Theo bảng 11.4 ta có: X0 = 0,4 , Y0 = 0,4.cotg = 1,46

=> Q1 = (X1.VFr21 + Y1.Fa1)Kt.Kđ

= (0,4.1.5342,5 + 1,46.4290,02 ).1.1,3 = 10924,35 N

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lưc lớn hơn

Xét tải trọng tương đương:

Trong đó: L = 60.n210-6Lh = 60.72,16.10-6.11000 = 41 triệu vòng

Nên: CdE = 7560,4.( 41)0,3 = 2106 N < C = 52,90 kN

Như vậy ổ đó chọn đảm bảo khả năng tải động

5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn một dãy: X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotg = 0,8

Theo công thức (11.19), khả năng tải tĩnh:

F r 31=√F2x31+F2y31=√(−12513,8)2+ 1150,42= ¿ 12566,7 (N)

Lực dọc trục Fat = 0

Tra bảng P2.7, với đường kính ngõng trục d = 60mm

Chọn đũa côn 1 dãy cỡ nhẹ kí hiệu : 7214

C = 95 KN; C0 = 82 KN;  =13,830

5.3.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4, với ổ đũa đỡ - chặn: e = 1,5.tg = 1,5.tg(13,830) = 0,4

Theo (11.7) lực dọc trục do lưc hướng tâm sinh ra trờn ổ:

= 1,7 > e = 0,4 => X0 = 0,5; Y0 = 0,22cotg = 0,22.cotg13,830

= 0,89

=> Q0 =(X0VFr31 + Y0.Fa0)Kt.Kđ

Vậy: ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh

+ Kết luận: với trục III ta dùng ổ 7214 có kích thước ổ:

D = 125 mm: B = 24 mm; r = 2,5 mm; C = 95 KN; C0 = 82 KN

PHẦN VI: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP

6.1 Kích thước của vỏ hộp giảm tốc

Chiều dày: Thân hộp, 

Chiều dày bích thân hộp, S3

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

Một số kết cấu của vỏ hộp giảm tốc đúc

6.2 Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp

Theo bảng 18-6 tập 2 TTTKHDĐCK ta có kích thước nút thông hơi:

Bảng kích thước nút thông hơi

Trong đó: - D là đường kính chỗ lắp ổ lăn.

- d là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp

Theo bảng 18-7 tập 2 TTTKHDĐCK ta có kích thước nút tháo dầu:

Bảng kích thước của nút tháo dầu

Trục I 50 65 80 48 M6 4

6.2.7 Kết cấu cốc lót :

Cốc lót dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận

ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng côn, cốc lót làm bằng gang GX15 – 32

VII BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 7.1 Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc:

Trong phần thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn d22/d21 = 1,1 1,3 đã được thoả mãn vì vậy ta chọn phương pháp bôi trơn bằng dầu Lấy mức cao nhất trong hộp giảm tốc ngập hết chiều rộng bánh răng côn lớn, mức thấp nhất ngập đỉnh răng bánh răng côn lớn

Để chọn dầu bôi trơn ta tra bảng 18.11 tttkhdđck tập 2, chọn độ nhớt ở 500c là 80/11, từ đó tra bảng 18.13, chọn dầu ô tô máy kéo AK-20 Lượng dầu bôi trơnthường khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1 Kw công suất truyền

7.2 Bôi trơn ổ lăn :

Do vận tốc vòng của bộ truyền v = 2,5 m/s nên ta dùng dầu để bôi trơn Dầu được dẫn đến bôi trơn ổ dưới dạng bắn toé sương mù

7.3 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 vì

nó chịu tải vừa và va đập nhẹ

7.4 Điều chỉnh sự ăn khớp

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn