Tính toán hệ dẫn động

Tài liệu tham khảo Tính toán hệ dẫn động

Lời Nói Đầu

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chơng trình

đào tạo kỹ s và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc

và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho cácmáy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết vớithực nghiệm Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc xây dựng trên cơ sởnhững kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sứcbền vật liệu v.v, đợc chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễnsản xuất

Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quantrọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểunhững kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tínhtoán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dỡng cho sinh viênkhả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này

Đợc sự giúp đỡ và hớng dẫn tận tình của thầy Vũ Lê Huy cán bộgiảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đãhoàn thành Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rấtmong đợc sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn

Em xin chân thành cảm ơn thầy Huy đã giúp đỡ em hoàn thành côngviệc đợc giao

Tính toán hệ dẫn động

Phần I Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

1) Xác định công suất cần thiết của động cơ

Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi trong thơi gian dai ta chọn1

11 , 0 60000

60000

=

=

π

T T

dn

K

TÝnh l¹i ut= dc 10,5920

99 0 99 , 0

757 , 0

η

ol br

796 , 0 99 0 98 , 0

772 , 0

η η

ol br

82 , 0 99 0 98 , 0

796 , 0

PhÇn II.TÝnh to¸n vµ thiÕt kÕ c¸c bé truyÒn

I)ThiÕt kÕ bé truyÒn ngoµi – Bé truyÒn xÝch

1 Chän lo¹i xÝch: V× c«ng suÊt P nhá, t¶i b×nh thêng nªn ta chän xÝch con

kc=1,45(bé truyÒn lµm viÖc 3 ca)

kbt=1,3 (b«i tr¬n cã bôi, chÊt b«i tr¬n II)

Ta chän s¬ bé a=40p=40.25,4=1016mm

4 2

2 1 2 2

a

Z Z Z Z p

a x

π

− +

+ +

a∗= 0,25p{xc-0,5(Z2+Z1)+ [ ( ) ]2 ( 2 1) 2

1

5 , 0

−

π

Z Z Z

2500 2 50

k

Q

+ + 0

F0=9,81.kf.q.a , kf - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và

vị trí bộ truyền, lấy kf=1(góc nghiêng lớn hơn400)

k A

E F k F k

σ

.

.

47 , 0

2 1

2

E E

E E

, Lấy E= 2,1.105MPa

5 Đờng kính đĩa xích: Theo CT(5.17) ta có:

Đờng kính vòng chia của đĩa xích đợc xác định:

II Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.

1.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - SH =1,1

σ = 2HB + 70 ⇒σHlim1 = 470 (MPa); σHlim2 = 450 (MPa)

KHL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ vàchế độ tải trọng :

KHL= m H

HE

HO N N

mH : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc mH = 6

NHO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng theo ct (6.7).

( i 1)3 i ck j

1 470

[σH]2= 409 , 1

1 , 1

1 450

SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn Bảng 6.2, ta có SF = 1,75

KFC : hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải Với tải trọng một phía

mF : bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , mF = 6 với

HB <350 hoặc có mài lợn chân răng

NFO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép

NEE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

[σF1] = 360.1,1 / 1,75 = 226,29 (MPa)[σF2] = 342.1,1 / 1,75 = 214,97 (MPa)ứng suất uốn cho phép khi qúa tải :

T3: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (N.mm)

Tra theo ψbd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 3 ta có : KHB = 1,24

[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]=418,2 (MPa) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục :

Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) aw1 = 0,9ữ 1,8(mm)

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: β = 30 o => cosβ = 0,866

Nh vậy, ta có các thông số về bánh răng :

Đờng kính vòng chia :

d1 = dw1 = m Z1/ cosβ = 1,5.15 / 0,866≈ 25,98(mm)

d2 = dw2 = m Z2/ cosβ = 1,5 89 / 0,866 ≈ 154,16 (mm)Chiều rộng vành răng bw = ψa aw = 0,4 90 = 36 (mm)

e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặtrăng làm việc σH phải thoả mãn điều kiện sau : σH ≤ [σH]

ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa )1/3

cos 2

βb : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg βb = cosα t tgβ

=> ZH =

2.cos28,06sin 2.22,797 =1,57

tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9

KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiềurộng vành răng

δH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, tra bảng6.15 ta có :

δH =0,002

go : hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng, tra bảng 6.16 ta có

go= 73

H

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v = 1,25 (m/s) < 5 (m/s) ⇒ lấy ZV = 1 Cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra

= 2,5 … 1,25 (àm) Do đó

ZR = 0,95, với da< 700 (mm) ⇒ KxH = 1

⇒ [σH] = 418,2 1 0,95 1 = 397,29 (MPa)

Nh vậy σH ≤ [σH], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc

f. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu σF ≤ [σF]

1-YF1 , YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào

số răng tơng đơng

Ztđ1và Ztđ2:

Ztđ1 = Z1/cos3β = 15/(0,866)3 = 23

Ztđ2 = Z2/cos3β = 89/(0,866)3 = 137Tra bảng 6.18, ta có YF1= 4 ; YF2= 3,60

KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn :

KF = KF β.KF α.KFv

KF β = 1,5 (tra bảng 6.7)

KF α = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9)

F 1

1

1

Fv

F F

b d K

a

g v u

Nh vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn

g Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4

σHmax = σH K qt = 393,7 1, 4 465,8 = (Mpa) < [σH]max

T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm , (N.mm)

[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH]= 397,29(MPa) ( Vì cấp chậm dùng bánh răng thẳng nên khi tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1

do đó lấy [σH]= [ ]σH CX = 397,29 Mpa, đã tính ở cấp nhanh )

Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục :

theo bảng 6.10 ta tra đợc kx=0,445 theo (6 24) Δy=kx.zt/1000 = 0,05785 theo (6 25) tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1,05785

αtw =22,330

d1= dw1=2.aw2/(um+1)=2.165/(4,91+1) =55,84(mm)

d2 = dw2 = um dw1 = 274,17 (mm)

Chiều rộng vành răng bw2 = ψba aw2 = 0,4 165 = 66 (mm)

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặtrăng làm việc σH phải thoả mãn điều kiện sau : σH ≤ [σH]

ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng của cơ tính vật liệu bánh răngtra bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa )1/3

0

0

2cos0sin 2.22,33 =1,687Bánh răng thẳng theo (6.36a)

δH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, trabảng 6.15 răng thẳng

2T K K

KHv = 1+ 1,928.66.55,84

2.48899,61.1,04.1,13 =1,06

KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

66.4,91.55,84

H

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v = 0,453 (m/s) < 5 (m/s) ⇒ lấy ZV = 1 Cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra

= 10 … 40 (àm)

Do đó ZR = 0,9, với da< 700 (mm) ⇒ KxH = 1

[σH] = 409,1 0,9.1 1 = 368,19 (MPa)

Ta thấy σH < [σH]

Nh vậy bánh răng thoả mãn độ bền tiếp xúc

e. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu σF ≤ [σF] σF1 = 2.T2.KFYεYβYF1/( bwdw1.m)

Fv

F F

b d K

g v u

F F

b d K

Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng đợc thoả mãn : σF1 < [σF1]

= 214,97 (Lấy [σF1] =[σF2] = 214,97 Mpa tính ở bộ truyền bánh răngnghiêng )

σF2 = 38,4.3,6/4 = 34,56 Mpa < [σF2]

Nh vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn

f Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4

σHmax = σH K qt = 383,62 1, 4 453,9 = (Mpa) < [σH]max = 952 Mpa

σFmax = σF1 Kqt = 38,4 1,4 = 53,76 (Mpa) < [σF]max

Nh vậy σFmax < [σF]max ; σHmax < [σH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải.Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn

- Đờng kính đỉnh răng : da3 = 60,84 (mm) , da4 = 279,17 (mm)

- Đờng kính đáy răng : df3 = 49,59 (mm) , df4 = 272,92 (mm)

Phần III tính toán thiết kế trục

I Chọn khớp nối

Loại nối trục đàn hồi

Tại trục III có mômem xoắn TIII = 234273,91 (N.mm)

Tra bảng 16.1 theo momen xoắn tính toán :

Tt = k T với k - hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy côngtác

Kiểm nghiệm điều kiện bền khớp nối trục đàn hồi

nối trục σd=2.k.T/(z.Do.d c.l3) ≤ [σd] =[2 ~4] (MPa)

Vậy khớp nối thoả mãn điều kiện bền

II Thiết kế trục.

Số liệu cho trớc:

T1= 8511,96(Nmm)

Số vòng quay n1= 920 (v/ph)

Tỷ số truyền u = 5,93Chiều rộng vành răng bw = 36 (mm) Góc nghiêng của cặp bánh răng β =30,0030

Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, thờng hoá đạt σb= 600(MPa), σch=340(MPa)

T d

Dựa vào bảng (10 2) b0: chiều rộng ổ lăn ; chọn b0=17;

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Chiều dài mayơ đĩa xích , bánh răng, nối trục :

3 Xác định trị số và chiều của các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục.

Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ (trang sau)Trong phần tính toán bộ truyền đai ta đã tính lực tác dụng của đai lên trục 1 :

I T

Fr1 = 1ω α

199, 45 cosβ

774,1814 1241,9814

y y

Fl Fl

1952,786 1952,786

x x

Fl Fl

=



 =



Mz=1952,786.43,08 / 2 =42063,01(Nmm)Trôc II :

1064,948 1064,948

y y

Fl Fl

7154,671

7154, 671

x x

Fl Fl

2010,058 2010,058

y y

Fl Fl

7581,314 2477,544

x x

Fl Fl

0 1

0 1

0 1

4) TÝnh chÝnh x¸c trôc

Mômen uốn tổng Mj và mômen tơng đơng Mtđj tại các tiết diện j trênchiều dài trục i :

Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại tiết diện j trên trụci :

2

yij 2

ij j

M d

202386, 7752

22,1

td I

153651,6123

20, 23

td I

td I

M

chuẩn d11=18(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn

Trục II đợc chế tạo bằng thép 45, thờng hoá đạt σb = 600 (MPa),

2136171,526

45,16

td III M

chuẩn d33=45(mm)

[ ]31 3

3 31

1866994,118

47,82

td III

0 0

td III

5 Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then cho các vị trí có lắp then.

Bảng (9 1 a) & dtrụcI = 30 (mm) chọn then bằng : b x h : 8 x 7 , t1 = 4

dtrụcII= 48 & d= 60 (mm) chọn then bằng b x h : 14 x 9 , t1 = 5,5 &

d

) t h (

l.

d

T

2 ≤ σ

−

= σvới lt = ( 0,8 ữ 0,9 )lm

t d

) t h (

l.

d

T 2

Trong đó [ ]τ =c 60 90 − MPa

Thay vào công thức trên ta có [ ]τc trên ba trục đều thoả mãn ≤ [ ]τc

Vậy các mối ghép then trên đều đảm bảo độ bền đập và độ bền cắt

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Trục II cần đợc kiểm nghiệm

a Vật liệu chế tạo trục : thép 45 thờng hoá có σb = 600 (MPa)

Kết cấu trục II đảm bảo độ bền mỏi cần phải thoả mãn điều kiện sau : [ ]s

s

s s s

2 j

τj σj

s

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

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 ữ 3.

sj – hệ số an toàn tính toán tại tiết diện j

sσj , sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j :

mj aj

1

K

s

σ ψ σ

σ σ σdj

1

K

s

τ ψ τ

τ τ τdj

chọn then trục II: tiết diện II b x h : 14 x 9 , t1 = 5,5

tiết diện III b x h :18 x11 , t1=7

Mômen chống uốn và mômen chống xoắn tại các tiết diện j của trục :

j

j

bt d t d

oj

j

bt d t d

W

d

3 ( )2

22 22

22

bt d t d

22

o

bt d t d

=

σ

σ σ

y x

=

τ

τ τ

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phơngpháp gia công và độ nhẵn bề mặt Bảng 10.8, các đoạn trục đợc gia công trênmáy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 (àm), do đó

Kx = 1,06

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phơng pháp tăng bền bềmặt và cơ tính vật liệu Bảng 10.9, không dùng các phơng pháp tăng bền bềmặt do đó Ky =1

εσ , ετ - hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đếngiới hạn mỏi

Tại vị trí lắp bánh răng trên trục có rãnh then nên theo bảng 10.12 khidùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu

=> Thay các giá trị vừa tính đợc ở trên vào công thức tính hệ số an toàn :

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ :

s

σ

Ta thấy sj > [s] = 1,5 -2,5, nh vậy trục II đảm bảo yêu cầu về độ bền mỏi

7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Do hệ số an toàn tại các tiết diện của trục III khá lớn nên ta không cầnkiểm tra trục về độ bền tĩnh

Phần Iv chọn ổ lăn cho hộp giảm tốc

1.Trục 1

Vì chỉ có lực hớng tâm,ổ I là ổ tuỳ động ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ cóngấn chặn trên vòng

trong cho các gối đỡ 0 và 1

Đờng kính ngõng trục d =30 mm Tra bảng (P.2.8) phụ lục chọn loại

ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp kí hiệu ổ là 2306 & 102306

Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 < 1

Q0 < 2314,28 N

Theo (11.19) Q=Frổng= 2314,28 N vậy Q0= 2,31482 kN < C0= 20,60 kN

Nh vậy khả năng tải tĩnh của ổ đợc đảm bảo

Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải Fr= 7233,494 N

Vì Fa=0 do đó chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung kí hiệu ổ là 309 Phụ LụcP.2.7:

d= 45 ; D = 100 mm ; B = 25 mm ; r = 2,5 mm ;C= 37,8 kN ; C0= 26,70kN

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ :

Theo công thức (11.3) với Fa= 0 , tải trọng quy ớc :

Q = ∑Q L ∑L =>QE=7233,494

1/ 3 3

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ;

Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 =0,6

Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với

Fr= Ft30= 7843,255 NTheo bảng P.2.7 chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ, vừa kí hiệu ổ là

115

d= 75 ; D = 115 mm ; B = 20 mm ; r = 2,0 mm ; C= 30,4 kN ; C0= 24,6kN

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ :

Theo công thức (11.3) với Fa= 0 , tải trọng quy ớc :

/

m m

Q = ∑Q L ∑L =>QE=7843,255

1/ 3 3

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ;

Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 =0,6 =>Q0=4705,95 N

Theo (11.19) Q=Frổng= 7,843,255 N vậy Q0= 4,3401 kN < C0= 24,60 kN

Nh vậy khả năng tải tĩnh của ổ đợc đảm bảo

Phần V Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và điều chỉnh ăn

Khớp.

1 Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lợng nhỏ Chọn vậtliệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

Các kích thớc cơ bản đợc trình bày ở trang sau

2 Bôi trơn trong hộp giảm tốc:

V<12(m/s) =>bôi trơn ngâm dầu lấy chiều sâu ngâm dầu của bánh răng

kho¶ng 1/4 b¸n kÝnh cña b¸nh r¨ng lín => hd = 187,63/ 4= 47 (mm)

DÇu b«i tr¬n hép gi¶m tèc :

Chän lo¹i dÇu lµ dÇu c«ng nghiÖp 45

B¶ng kª kÝch thíc c¸c phÇn tö cÊu t¹o nªn vá hép gi¶m tèc :

Tªn gäi BiÓu thøc tÝnh to¸nChiÒu dµy: Th©n hép, δ

N¾p hép, δ1

δ ≥ 0,03a + 3 = 0,03.238 + 3 => δ = 10 mm

δ1 = 0,9 δ = 0,9 10 = 9 mmG©n t¨ng cøng: ChiÒu dµy, e

ChiÒu cao, h

§é dèc

e = (0,8 ÷ 1)δ = 8 ÷ 10, chän e = 8 mm

h < 5.δ = 50 mmKho¶ng 2o

Vật liệu bánh răng bằng thép, quy mô sản xuất nhỏ, đơn chiéc Dùng

ph-ơng pháp dập tạo phôi Bánh răng lớn đợc chế tạo lõm dạng nan hoa ở giữa kếthợp với đục lỗ để giảm khói lợng bánh răng và dễ dàng trong vận chuyển cũng

nh kẹp chặt khi gia công Tại các cạnh răng có vát mép tránh tạp trung ứngsuất Các kích thớc có thể chọn nh sau :

C = ( 0,2 ~ 0,3 )b

do = ( 12 ~ 25 ) mm , đục 4 đến 6 lỗNếu X<= 2,5 m đối với bánh răng trụ thì làm bánh răng liền trục với X

= df/ 2 – h

Nắp ổ đợc chế tạo bằng gang GX15-32 Trong HGT này ta sử dụng 2kiểu nắp ổ Kiểu 1 nắp có lỗ thủng để cho trục xuyên qua, Mặt nắp ổ phình ratạo bề dày để khoét rãnh lắp vòng phớt Phần lắp vào lỗ hộp đợc chế tạo với

độ dốc nhỏ để dễ đúc, Đoạn gờ tiếp xúc với thành lỗ hộp không yêu cầu lớnkhoảng 3 ~ 4 mm dùng để định tâm nắp ổ Kiểu nắp 2 tơng tự nh kiểu 1 nhngkhông có lỗ xuyên thủng qua Mặt nắp ổ lỗm vào nhằm giảm bớt kích thớcnắp ổ Chiều dày bích nắp cả 2 kiểu trên lấy bằng 0,7 ~ 0,8 chiều dày thành