Đồ án nguyê lý chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển

Xác định công suất trên trục động cơ điện: Công suất truyền trên trục làm việc: Plv = 1000F... Kiểu động cơ Công suất Kw Vận tốc quayv/p 1.2.4.Xác định công suất, moment và số vòng qu

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện:

1.1.1. Xác định công suất trên trục động cơ điện:

Công suất truyền trên trục làm việc:

Plv = 1000F v =13500 0 , 28

1000 =3 , 78( kw)

Công suất yêu cầu: Pyc =

Plvη

Hiệu suất truyền động:

η=η1.η2.η3 =ηk.ηol4.ηbr2 .ηx (công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

Hiệu suất bộ truyền xích: ηx = 0,96

Hiệu suất nối trục di động: ηk = 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ηol = 0,99

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: η br =0,97

=> η= 1.0,994.0,972.0,96 = 0,868

Ta được: Pyc = P ηlv = 3,78

0,868 ≈ 4,36 ( kw )

Công suất tương đương: Ptd = Pyc β

Hệ số tải trọng thay đổi:

β= √ T12 t1+ T22 t2

tck = √ 12 3,5+0 , 662 4

8 ≈ 0,6553 ( 3 )

Kiểu động cơ Công suất

(Kw)

Vận tốc quay(v/p)

1.2.4.Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:

Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:

 Công suất trên các trục:

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25

Số răng của đĩa xích lớn:

z2 = ux.z1 = 3.25 = 75< zmax = 120

Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:

Pt = P.k.kz.kn

Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)

Kbt = 0,8 (môi trường làm việc không bụi,chất lượng bôi trơn I)

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1]

ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(132 – 131,59).31,75 = 1276,5 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a 1 lượng Δaa

Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 =3,8.0,72 ≈1,86 (N)

F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a

E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa.

A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

[ σH] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] = 800 (Mpa)

Thấy: σ H ¿ [ σ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

da2=773,4 mmĐường kính chân răng df1=247,96 mm

df2=763,77 mmLực tác dụng lên trục Fr=6275,55 N

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC: 3.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 241 ¿ 285, có σ b 1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 192 ¿ 240 , có σalignl ¿b2¿¿¿ = 750 MPa, σ ch2 = 450 MPa

Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 13,57 ; cấp nhanh

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1 suy ra NHE1 > NHO1 Do đó KHL1 =1Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:

[ σH ] = σ0Him K S HL H

[ σ H ]

1 = σ0Him1 K S HL1 H =

560.1 1,1 = 509 Mpa.

[ σH ]

2 = σ0Him 2 K S HL2 H = 530.1 1,1 = 481,8 Mpa.

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng:

Banh rang thang

3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn

ψba = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.( Răng thẳng tra bảng 6.5 lấy Ka = 49,5)

ψ bd = 0,53 ψ ba (U

1+1) = 0,53.0,3.(4,2+1) = 0,83Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH β = 1,3 ( sơ đồ 3).

⇒ aw1 = 49,5(4,2+1)

3

√55352.1,3481,82.4,2.0,3 = 161,29 mmLấy aw1 = 161 mm

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:

Môđun: m = (0,01 ¿ 0,02)aw1 = (0,01 ¿ 0,02)161 = 1,61 ¿ 3,22

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 2

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1]

da1 = d1 + 2.m = 62 + 2.2 = 66 (mm)

da2 = d2 + 2.m = 260 + 2.2 = 264 (mm)

Đường kính vòng lăn:

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Z ε=√4−ε α

3 =√4−1 , 753 =0 , 87Vận tốc vòng của bánh răng:

v= π d w1 n1

60000 =

3 , 14 61,92 716

60000 =2 ,32 m/sTra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8

Theo 6.1 tài liệu [1]: v = 2,32 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,925.3,280,05 ¿ 1

Cấp chính xác 8 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25 μmm

Do đó: ZR = 0,95

Với da < 700 (mm) => KxH = 1

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

[σ H]=[σ H]' Z v Z R K xH=495 , 4 1 0 , 95 1=470 , 63 Mpa

Ta thấy σ H≤[σ H] vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp tính về uốn: KF α = 1

v F=δF g0 v.√a w 1

u m =0,016.56.2,32 √1614,2=12,87Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

K Fv=1+ v F .b w .d w1

2.T1 K Fβ K Fα=1+

12 ,87 48 ,3.61 ,92 2.55352 1.43 1,22=1,2

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

KF= KFβ.KFα KFv=1,43.1,22.1,2=2,1

Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

σ F 1=2.T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m =

2.55352 0,575 1.3,8 48,3.61,92 =80,88

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải: Kqt= Tmax

Ứng suất tiếp xúc cực đại: σH max= σH √ Kqt=526,98 Mpa < [ σH max] =1260 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=136 ,69 Mpa <[σ F 1max]=464 Mpa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=129 ,5 Mpa <[σ F 2max]=360 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

da2 = 264 (mm)

Đường kính đáy răng df1 = 57 (mm)

df2 = 255(mm)Đường kính vòng lăn dw1 = 61,92 (mm)

dw2 = 260,1 (mm)

Hệ số trùng khớp ngang εα= 1,75

Vận tốc vòng của bánh răng v= 2,32 (m/s)

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc σ H=437 Mpa

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):

Banh rang nghieng

aw2= 43(3,23+1)3√ 222953.1,27 495,42.3,23.0,3 =192,78 mm

Lấy aw2 = 193 mm

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:

Môđun: m = (0,01 0,02) aw2 = (0,01 0,02).144 = 1,93 3,86 Chọn môđun tiêu

chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =2

Khoảng cách trục: aw2 = 193 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục.Môđun: m = 2

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

tgβ b=cosα1.tgβ=cos22035'8''.tg28057'18} } =0,51ả drarrow β rSub { size 8{b} } =27 rSup { size 8{0} } 1 rSup { size 8{17'

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tài liệu [1]

Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:

[σ H]=[σ H] Z rSub { size 8{v} } Z rSub { size 8{R} } K rSub { size 8{ ital xH} } =495,4 1 0,95 1=470,63`` ital Mpa} {¿

Như vậy: σ H≤[σ H] bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6

Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

v F=δ F g0 v.√a w 2

u m =0,006 73 0, 51.√1933,23=1,73

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:

3.3.6 Kiểm nghiệm răn về quá tải:

Hệ số quá tải: K qt=Tmax

T =1 ,69

Ứng suất tiếp xúc cực đại: σH max= σH √ Kqt=593,19 Mpa < [ σH max] =1260 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=343 , 4 Mpa <[σ F 1 max]=464 Mpa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=341 ,6 Mpa <[σ F 2max]=360 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Chiều rộng vành răng bw = 54,3(mm)

Góc nghiêng của răng β=28057'18} { ¿

da2 = 298,86 (mm)Đường kính đáy răng df1 = 57 (mm)

df2 = 255(mm)

Hệ số trùng khớp ngang εα= 1,75

Vận tốc vòng của bánh răng v= 2,32 (m/s)Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc σ H=437 Mpa

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền

σb= 600 Mpa ; và giới hạn chảy σch=340 Mpa .

Ứng suất xoắn cho phép [ τ ] =12 20 Mpa

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác đinhj được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau:

bo1 = 17 mm; bo2 = 25 mm; bo3 = 31 mm

botb = (17 + 25 + 31)/3 = 24,3 mm

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

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15

 Xác định chiều dài mayơ theo công thức 10.10 tài liệu [1] Ta có:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I

lm11 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).25 = 30 37,5 mm; Chọn lm11 = 35 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ và chiều dài mayơ bánh răng nghiêng trên trục II

lm22 = (1,2 1,5)d2 = (1,2 1,5).45 = 45 67,5 mm; Chọn lm22 = lm23 =65 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:

 Trục 1: Răng thẳng

F t 1=2 T1

dw1 =

2 5535261,92 =1787 , 9 (N )

* Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1] và mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

chọn đường kính các doạn trục theo các tiêu chuẩn:

Xử dụng phương pháp vẽ đồ thị nhanh ta có biểu đồ mômen:

* Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1] và mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

Mj= √ M2yj+ Mxj2ỵ ; Mtđ= √ M2j+0 ,75.T2j

l33 = 134mml31 = 195mmlc11 = 78mm

Phương trình cân bằng theo phương “X” là:

¿4500 ,77 ( N )

 Y1 = 4500,77 -1577,89 = 2922,88 (N)

Xử dụng phương pháp vẽ đồ thị nhanh ta có biểu đồ mômen:

* Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1] và mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

τ−1=0,58.σ−1=0,58.261,6=151 ,73 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: ψσ= 0 , 05; ψτ=0

4.4.2: Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Sj= Sσj Sτj

√ Sσj2 + Sτj2 ≥ [ S ]

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sσj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do

đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

4.4.3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện lắp ổ lăn 1 và tiết diện lắp bánh răng thẳng nhỏ

Trục II: tiết diện lắp bánh răng thẳng lớn và tiết diện lắp bánh răng nghiêng nhỏ

Trục III: tiết diện lắp bánh răng nghiêng lớn và tiết diện lắp ổ trượt.

4.4.5 Xác định hệ số Kσ aj và Kτ aj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

Kσ dj= ( Kσ

εσ + Kx−1 )

Ky

Kτ dj= ( Kτ

ετ + Kx−1 )

Ky

Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63 μmm Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng

thái bề mặt kx = 1,06

Không dung các phương pháp tăng bề mặt nên ky = 1

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1] ta có:

Kσ=1,76

Kτ=1,54

Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có các thông số sau:

Tiết diện Đường kính trục

ετ do lắp căng tại các tiết

diện nguy hiểm

Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

ổ lăn 1 25 1,91 2,4 1,73 2,11 1,97 1,79 10,2 6,44 13,05 13,17 5,44

BRTN 30 2 2,4 1,9 2,11 2,06 1,96 3,2 13,8 39,5 5,6 3,12BRTL 35 2 2,4 1,9 2,11 2,06 1,96 2,46 2,69 51,58 28,69 1,81BRNN 40 2,07 2,4 1,97 2,11 2,13 2,03 2,05 3,9 60,03 19,15 1,81BRNL 60 2,17 2,4 2,02 2,11 2,23 2,08 3,52 4,16 33,36 17,52 2,68

ổ lăn 6 75 2,32 2,4 2,11 2,11 2,38 2,17 8,27 2,38 13,29 29,33 2,29

ổ trượt 75 2,32 2,4 2,11 2,11 2,38 2,17 - 6,28 0 29,33

-Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 tài liệu [1]

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

a = 0, nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1.

Dựa vào đường kính ngõng trục d0 = 25 mm Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi đỡ cỡ nặng có ký hiệu 405; đường kính trong d = 25 mm; Đường kính ngoài D = 80 mm; Khả năng tải trọng động C = 29,2 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 20,8 kN; B = 21 mm; r = 2,5 mm; đường kính bi = 16,67mm

5.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0:

Fr 0= √ X12+ Y12= √ 824,92 2+650,72=1050 ,67 ( N )

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1:

Fr 1= √ X22+ Y22= √ 642 , 982+203 , 552=674 , 43 ( N )

Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr0 = 1050,67 (N)

Theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bangr11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2

X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = 1 vì chỉ chịu lực hướng tâm

Khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]

Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

5.2.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:

Fr 0= Fr 1= √ X12+ Y22= √ 3917 ,262+3206 ,342=5062 ,16 ( N )=5, 06216 (kN )

Lực dọc trục Fa = 2703,7 (N); X = 3; Y = 4; Vì vòng trong quay nên V = 1, nhiệt độ <

1050 C nên Kt = 1; Hộp giảm tốc có công suất tương đối nhỏ nên Kd = 1,2

Theo công thức 11.6 tài liệu [1] Tải trọng động quy ước:

5.2.2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Ta có Fa = 2703,7, theo công thức 11.19 tài liệu [1]

Qt1 = X0.Fr + Y0.Fa (X0 = Y0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

Vì tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm, tổng lực dọc trục Fa = 2703,7 N, nên

ta sử dụng ổ đũa trụ ngắn đỡ cho các gối đỡ 0 và 1

Với đường kính ngõng trục d0 = 40 mm Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ bi

đỡ cỡ trung hẹp 2308 có d = 40 (mm); D = 90 (mm); Khả năng tải động C = 41 (kN); Khả năng tải tĩnh C0 = 28,5 (kN)

5.3.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:

Fr 0= Fr 1= √ Fx 312 + F2y 31= √ 2783,74 2+2922,88 2= 4036,39 ( N )=4 ,03639 (kN )

Lực dọc trục Fa = 2703,7 (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

X = 3; Y = 4; vì vòng trong quay nên V = 1; Nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1; công suất nhỏ nên Kd = 1,2

5.3.2 Kiểm tra khả năng tải tĩnh:

Ta có Fa = 2703,7, theo công thức 11.19 tài liệu [1]

Qt1 = X0.Fr + Y0.Fa (X0 = Y0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

Theo bảng 16.1 tài liệu [2] k =1,5

Ứng suất dập của vòng đàn hồi xác định theo công thức 69 tài liệu [2],

σd= 2.k.T

z D0.dc.l3=

2.1,5.55352 6.71.10 15 =2,6 Mpa

PHẦN VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN

KHÁC

7.1 Tính kết cấu của vỏ hộp:

Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết

và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm

Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nêndùng của hộp giảm tốc là GX15-32

7.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2])

Các kích thước chủ yếu của vỏ hộp:

10 mm

Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7)d2 = 7,2…8,4 mm lấy d4 = 8 mmVít ghép nắp cửa quan sát: d5 = (0,5…0,6)d2 = 6…7,2 mm lấy d5 = 6 mm

=> K2 = 19 + 16 + (3…5) = 38…40 mm lấy K2 = 40 mm

Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ: C≈

 Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp: Δa = 10 mm

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: Δa1 = 40 mm

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δa2 = 10 mm