ĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spkt

ĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spktĐỒ ÁN Nguyên lý chi tiết máy đề 5 spkt

MỤC LỤC

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 3

1 CHỌN ĐỘNG CƠ 3

1.1 Hiệu suất của hệ thống 3

1.2 Tính công suất cần thiết 3

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 3

2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 4

2.1 Phân phối tỉ số truyền 4

2.2 Phân phối công suất trên các trục 5

2.3 Tính toán số vòng quay trên các trục 5

2.4 Momen xoắn trên các trục 5

2.5 Bảng thống kê số liệu 6

PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 7

1 THÔNG SỐ ĐẦU VÀO 7

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 7

2.1 Chọn loại xích 7

2.2 Chọn số răng đĩa xích 7

2.3 Xác định bước xích p 7

2.4 Khoảng cách trục 8

2.5 Kiểm tra số lần va đập i 9

2.6 Kiểm nghiệm xích về độ bền 9

2.7 Các thông số của đĩa xích 10

2.8 Kiểm tra độ bền tiếp xúc 10

2.9 Xác định các lực tác dụng lên trục 11

2.10 Các thông số của bộ truyền 12

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 13

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 13

1.1 Số liệu đầu vào 13

1.2 Chọn vật liệu 13

1.3 Xác định ứng suất cho phép 13

1.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 17

1.5 Xác định các thông số ăn khớp 17

1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 18

1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 21

1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải 23

1.9 Các thông số và kích thước bộ truyền 24

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 26

2.1 Số liệu đầu vào 26

2.2 Chọn vật liệu 26

2.3 Xác định ứng suất cho phép 26

2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 30

2.5 Xác định các thông số ăn khớp 30

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 31

2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 34

2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải 36

2.9 Các thông số và kích thước bộ truyền 36

3 BÔI TRƠN VÀ CHẠM TRỤC 39

PHẦN IV THIẾT KẾ TRỤC 40

1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 40

1.1 Chọn vật liệu chế tạo: 40

1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 40

1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 40

1.4 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 42

1.5 Tính trục I 43

1.6 Tính trục II 48

1.7 Tính trục III 53

2 THIẾT KẾ Ổ LĂN 58

2.1 TRỤC I 58

2.2 TRỤC II 59

2.3 TRỤC III 61

PHẦN V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 62

BÔI TRƠN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 66

THÁO LẮP BỘ TRUYỀN 67

TÀI LIỆU THAM KHẢO 68

PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1. Hiệu suất của hệ thống

η=η nt η br2 η ol4 η x=1 0,982 0,994 0,93=0,858

Trong đó:

η nt=1 Hiệu suất nối trục đàn hồi

1.2. Tính công suất cần thiết

Công suất trên trục công tác:

1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác:

Với: u h=10 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp (8÷40)

u x=2 Tỉ số truyền của bộ truyền xích (2÷5)

→Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n sb=n lv u ch=76,394 20=1527,88 v / ph

Chọn động cơ:

Động cơ điện phải thoả mãn: P đc>P ct=3,44 kW

n đc ≈ n sb=1527,88 v / phTra bảng P1.3 /237 [1] ta chọn: Động cơ 3K112M4 có:P đc=4 kW,

n đc=144 0 v / ph

2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

2.1. Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ truyền động:

u ch=n đc

n lv

76,39 4=18,849Chọn trước tỉ số truyền u x của bộ truyền xích:

Thỏa điều kiện về sai số cho phép

2.2. Phân phối công suất trên các trục

P4=P=3,12 kW

P3= P4

η ol η x=

3,120,99.0,93=3,3 8 9 kW

P2= P3

η ol η br=

3,3 8 9

0,99 0,98=3,49 3 kW

u c=

412,6082,693 =153 ,215 v / ph

Momen xoắn

PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

1 THÔNG SỐ ĐẦU VÀO

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH2.1 Chọn loại xích

Vì vận tốc thấp, tải trọng nhỏ, va đập nhẹ nên chọn xích con lăn

2.6. Chọn số răng đĩa xích

Với tỉ số truyền u=2

Theo bảng 5.4/80 [1] chọn:

Số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) : z1=27

Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) : z2=u z1=2 27=55< zmax=120

+ Môi trường làm việc có bụi+ Bôi trơn nhỏ giọt

Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F v=q v2=1,9 1,3132=6,03(N )

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F o=9,81 kf q a=9,81 6 3,5 0,764=157,39(N )

Với k f=6 : bộ truyền nằm ngang

Hệ số tải trọng động: k đ=1,2 chế độ làm việc trung bình

1,2 2581,1+157,39+6,03=22,08

Theo bảng 5.10/86 [1] với n=200v/ph, p=19,05 chọn [S]=8,2

S=22,088> [s]= 8,2

→Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền

2.11. Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa xích:

2.14. Các thông số của bộ truyền

Số liệu đầu vào Công suất trên trục dẫn P1 = 3,389 kW

Số vòng quay trên trục dẫn n1 = 153,215 vòng/phút

Tỉ số truyền của bộ truyền xích u = 2

Kết quả tính toán

Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 (mm) 164,1

Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 (mm) 333,7

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn da1 (mm) 172,5

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 (mm) 342,67

Đường kính vòng đáy đĩa xích dẫn df1 (mm) 152,02

Đường kính vòng đáy đĩa xích bị dẫn df2 (mm) 321,62

PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

2.15. Số liệu đầu vào

Số liệu đầu vàoCông suất trên trục dẫn P1 = 3,6 kW

Theo bảng 6.2/94 [1] đối với thép C45 thường hóa đạt HB ≤ 350

Có: σ Hlim o =2 HB +70 Với: bánh nhỏ : HB1=250 , bánh lớn : HB2=235Nên: σ Hlim1 o =2 250+70=570(MPa)

Với: N HE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

c =1 : số lần ăn khớp trong 1 lần quay

8

Ta có : N HE 1>N HO 1 nên thay N HE 1=N HO 1

 Giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở :

Theo bảng 6.2/94 [1] với thép C45, thường hóa:

Với : bánh nhỏ : HB1=250 , bánh lớn : HB2=235 Nên : σ Flim1 o =1,8 250=450(MPa)

m F=6 khi HB≤ 350

N FO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn

N FO=4.106 đối với tất cả các loại thép

) : hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp bánh

răng và loại răng tra bảng 6.5/96 [1]

u1=3,49 : Tỉ số truyền

T1=23875(N mm): moment xoắn trên trục I

Theo công thức 6.16/97 [1] :

Ψ bd=0,53.Ψba (u1+1)=0,53.0,3 (3,49+1)=0,714

K Hβ=1,1 : hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 6.7/98 [1]

2.20. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc theo công thức 6.33/105 [1]:

σ H=Z M Z H Z ε√2 T1 K H (u+1)

u b w d w 12 ≤[σ H]

Trong đó :

 Z M=274¿ : hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các

bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5/96[1]

)=1,73

 Z ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Hệ số trùng khớp dọc :

Với ε β>1 , theo công thức 6.36c/105 [1] :

 K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Trong đó : K Hα=1,14 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải

trọng cho các đôi răng

K Hβ=1,1 : Hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng

→ K Hv=1+ 2,6 30 44,277

2 23875 1,1 1,14=1,0577

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

K H=K Hβ K Hα K Hv=1,1.1,14 1,0577=1,326Thay các giá trị vừa tìm được vào σ H ta được :

Z v=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng Với cấp chính xác động học là

9 Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám là

R a=2,5÷ 1,25 μmm , do đó Z R=0,95 , với d a<700(mm) ,K xH=1

[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] Z v Z R K xH¿ ¿ = 504,5 1 0,95 1 = 479,275 (MPa)

→ σ H<[σ H] Thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc

2.21. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43/108[1] :

σ F 1=2 T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m ≤[σ F 1]

 Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

)=32(răng)

z v 2= z2

cos3β=

102cos3(12,425°)=112(răng )

Đạt yêu cầu về độ bền uốn

2.22. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48/110 [1] với K qt=T max/T =1

Ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ H 1 max=σ H √K qt=427,8 1=427,8(MPa)

→ σ H 1 max=427,8(MPa) < [σ H]max=1260(MPa)

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=91,9 1=91,9(MPa)

→ σ F 1 max=91,9(MPa) < [σ F]max=464(MPa)

σ F 2 max=87,5(MPa) < [σ F]max=360(MPa)

Các thông số đều thỏa mãn điều kiện.

2.23. Các thông số và kích thước bộ truyền

Theo các công thức trong bảng 6.11/104 [1]:

F a 1=F t 1 tgβ=1079,15 tg12,425 °=221,30(N )

Fr1 = 411,87

Fa1 = 237,93

3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

3.1. Số liệu đầu vào

Số liệu đầu vàoCông suất trên trục dẫn P1 = 3,493 kW

Số vòng quay trên trục dẫn n1 = 412,608 vòng/phút

Tỉ số truyền của bộ truyền u1 = 2,693

Momen xoắn trên trục dẫn T1 = 80847 N.mm

 Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt răng ứng với chu kỳ

Theo bảng 6.2/94 [1] đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB≤ 350

Có: σ Hlim o =2 HB +70 Với: bánh nhỏ : HB1=250 , bánh lớn : HB2=235Nên: σ Hlim1 o

Với: N HE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

c =1 :số lần ăn khớp trong 1 lần quay

 Giới hạn bền mõi uốn của mặt răng ứng với chu kì cơ sở :

Theo bảng 6.2/94 [1] với thép C45, tôi cải thiện:

Với : bánh nhỏ : HB1=250 , bánh lớn : HB2=235 Nên : σ Flim1 o =1,8 250=450(MPa)

σ Flim2 o =1,8 235=423(MPa)

N FO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn

N FO=4.106 đối với tất cả các loại thép

) : hằng số phụ thuộc vào vật liệu ở cặp bánh

răng và loại răng tra bảng 6.5/96 [1]

u1=2,67 : Tỷ số truyền

T1=81679,94 (N mm): moment xoắn trên trục II

Ψ ba=0,375 : tra bảng 6.6/97 [1]

Theo công thức 6.16/97 [1] :

Ψ bd=0,53.Ψba (u1+1)=0,53.0,375 (2,693+1)=0,58

K Hβ=1,0434 : hằng số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , theo bảng 6.7/98 [1]

Δuu=2,71−2,693

2,71 =0,63 % <2 %

3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc theo công thức 6.33/105 [1]:

σ H=Z M Z H Z ε√2 T1 K H (u+1)

u b w d w 12 ≤[σ H]Trong đó :

 Z M=274¿ : hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các

bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5/96[1]

 K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

δ H=0,002: tra bảng 6.15 răng nghiêng , độ rắn mặt răng bánh chủ động và bị động H B2≤ 350 HB

g o=73 : tra bảng 6.16/107 [1] trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Trong đó : K Hα=1,13 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải

trọng cho các đôi răng

K Hβ=1,0434 : Hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng

→ K Hv=1+ 1,37 44,25 63,6

2 8 0847 1,0434 1,13=1,02

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

K H=K Hβ K Hα K Hv=1,0434 1,13.1,02=1,2Thay các giá trị vừa tìm được vào σ H ta được :

Z v=1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng Với cấp chính xác động học là

9 Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám là

R a=2,5÷ 1,25 μmm , do đó Z R=0,95 , với d a<700(mm) ,K xH=1

[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] Z v Z R K xH¿ ¿ = 504,5 1 0,95 1 = 479,275 (MPa)

→ σ H<[σ H] Thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc

3.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43/108[1] :

σ F 1=2 T1 K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m ≤[σ F 1]Trong đó :

 K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

 Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

z v 1= z1

cos3β=

31cos3(14° 1 ')=34(răng)

z v 2= z2

cos3β=

84cos3(14° 1 ')=94 (răng)

Thay các giá trị vừa tính được, ta có:

Đạt yêu cầu về độ bền uốn

3.8. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48/110 [1] với K qt=T max/T =1

Ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ H 1 max=σ H √K qt=422,64 1=436,6 (MPa)

→ σ H 1 max=436,6(MPa) < [σ H]max=1260(MPa)

Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=91,66 1=91,66 ( MPa)

→ σ F 1 max=91,99 ( MPa) < [σ F 1]max=464 ( MPa)

σ F 2 max=88,78( MPa) < [σ F 2]max=360(MPa)Các thông số đều thỏa mãn điều kiện

3.9. Các thông số và kích thước bộ truyền

Theo các công thức trong bảng 6.11/104 [1]:

Fr1 = 983,01

Fa1 = 634,55

4 BÔI TRƠN VÀ CHẠM TRỤC

 Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp

+ Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,75 ÷ 2 ) chiều cao răng h2 của bánh răng lớn cấp nhanh ( nhưng ít nhất 10mm )

+ Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất

h max−h min=10 ÷ 15(mm)+ Mức dẫn dầu cao nhất không ngập quá vượt quá 1/3 bán kính bánh lớn phần cấp chậm

Tổng hợp 3 điều kiện trên ta có :

Vậy bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc thỏa mản điều kiện bôi trơn

 Kiểm tra điều kiện chạm trục

Theo bảng 10.3/189 [1] , chọn k1=10Với : a w 2=118mm khoảng cách trục bộ truyền bánh răng cấp chậmThay các giá trị tính được ta có :

159,67

35

2 +10=1 07,335<118(mm)Vậy bộ truyền thỏa mản điều kiện chạm trục

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

Đây là hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ 2 cấp nên dùng trục II là trục chuẩn

Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng 2 ( trục II ):

+ k2=15(mm) : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

+ k3=20(mm) : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

+ h n=20(mm) : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

+ Khoảng cách từ ổ trục tới vị trí nối trục : l12=l c 12=80(mm)

+ Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng trụ răng nghiêng 3 :

+ Khoảng cách từ ổ trục đến đĩa xích dẫn :

l33=l31+l c 33=160+77=237(mm)

4.4. Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Với Dπ o=63, tra bảng 16.10a/68 tài liệu [2]

Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng :

 Vẽ biểu đồ moment

Moment tương đương tại các vị trí :

Kiểm tra độ bền cắt của then :

 Tại vị trí nối trục đàn hồi (ⅆA=20 mm ):

 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ( tiết diện nguy hiểm C )

 Với thép C45 có σ b=600 MPa ; σ−1=0,436 σb=261,6 MPa ;

K y=1,0 do không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt

K σ=1,76 ; Kτ=1,54 tra bảng 10.12/199 [1] gia công bằng dao phay ngón

ε σ =2,06

K τ

ε τ =1,64<

1,540,81=1,9⇒ K τ

 Moment tương đương tại các vị trí

Kiểm tra độ bền dập của then:

(h−t1) l t d=

2 80847 (8−5) 28 30=64,16<[σd] Thỏa điều kiện bền

 Tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng 3 (ⅆC=30 mm ):

 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ( tiết diện nguy hiểm C )

 Với thép C45 có σ b=600 MPa ; σ−1=0,436 σb=261,6 MPa ;

ε σ =2,06

K τ

ε τ =1,64<

1,540,81=1,9⇒ K τ

 Moment tương đương tại các vị trí

Theo công thức 10.15,10.16/194 [1], ta có:

M tđ=√M2x

+M2y+0,75 T2

 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ( tiết diện nguy hiểm B )

 Với thép C45 có σ b=600 MPa ; σ−1=0,436 σb=261,6 MPa ;

K σ=1,76 ; Kτ=1,54 tra bảng 10.12/199 [1] gia công bằng dao phay ngón

2 THIẾT KẾ Ổ LĂN

 m = 3 : bậc của đường cong mỏi

 L : tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay ( công thức 11.2/213 [1] )

Đảm bảo điều kiện về tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ ( công thức 11.19/221 [1] ) :

Q t=X0 F r+Y0 F a=0,6 1074,4+0,5.237,93=763,61( N )<FrVới X0=0,6, Y0=0,5 : (tra bảng 11.6/221 tài liệu [1] )

Trong đó :

 m = 3 : bậc của đường cong mỏi

 L : tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay ( công thức 11.2/213 [1] )

Đảm bảo điều kiện về tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ ( công thức 11.19/221 [1] ) :

Q t=X0 F r+Y0 F a=0,6 2026,36+0,5.396,62=1414 (N )<FrVới X0=0,6 , Y0=0,5( tra bảng 11.6/221 tài liệu [1] )

Với đường kính ngõng trục d = 40 mm , ta chọn ổ bi cỡ trung 46308 ( bảng P2.7 / 254 [1] ) có đường kính trong d = 40 mm, đường kính ngoài D

= 90 mm, khả năng tải động C= 31,9 kN , khả năng tải tỉnh C0=21,7 kN

 m = 3 : bậc của đường cong mỏi

 L : tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay ( công thức 11.2/213 [1] )

Đảm bảo điều kiện về tải động

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ ( công thức 11.19/221 [1] ) :

Q t=X0 F r+Y0 F a=X0 F r=0,6 1292=775,2 (N )<FrVới X0=0,6 : hệ số tải trọng hướng tâm ( bảng 11.6/221 [1] )

Do đó : Q t=F r=1,292 kN <C0=30,7 kN

Đảm bảo điều kiện bền về tải tỉnh

PHẦN V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC

 Chọn vỏ hộp đúc vật liệu là gang xám GX15 -32

 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp là mặt phẳng đi quađường tâm các trục để việc tháo lắp các chi tiết được dễ dàng

Chiều dày : Thân hộp , δ

Nắp hộp , δ1 δ=0,03 a wmax+3=0,03 118+3=6,6 mm

→ Chọn δ=7 mm

δ1=0,9 δ=7 mmGân tăng cứng: