Thuyết minh đồ án thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đồ án chi tiết máy nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

GVHD : PGS.TS LƯU THANH TÙNG SVTH : TẠ DƯƠNG SƠN

MSSV : 21102958 NHÓM : A06

Tp Hồ Chí Minh, tháng 5 năm 2014

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án chi tiết my nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên

Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan

về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Vũ Như Phan Thiện, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn

Sinh Viên Thực Hiện

Tạ Dương Sơn

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( TẬP 1 VÀ 2 )

PGS.TS Trịnh Chất –TS Lê Văn Uyển

Nhà xuất bản giáo dục – năm 2003

[2] CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

Nhà xuất bản Đại học quốc gia thành phố Hồ Chí Minh – năm 2012

[3] BÀI TẬP CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Số liệu thiết kế:

- Công suất trên trục xích tải, P(kW): 3 kW

- Số vòng quay của trục xích tải, n(vg/ph): 55 vòng/phút

- Thời gian phục vụ, L(năm): 3 năm

- Số ngày làm/năm Kng(ngày): 160 ngày

η = ηol4 ηbr2 ηnt ηđ

Trong đó:

ηol = 0,99 Hiệu suất ổ lăn được che kín

ηbr = 0,97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng được che kín

ηnt = 0,99 Hiệu suất khớp nối trục

ηđ = 0,95 Hiệu suất truyền của bộ truyền đai

=> η = 0,994 0,972 0,99.0,95 = 0,85

=> Pct = Pηtt = 2,13860,85 = 2,516kW

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv uđ uhVới nlv = 55 vòng/phút

uđ = 2 ÷ 5 Tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt

uh = 8 ÷ 40 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ

 55.2.8 < nsb < 55.5.40

880 < nsb < 11000

- Điều kiện chọn động cơ

{Pđc ≥ Psb

nđc ≈ nsbTheo bảng P1.3 (trang 237) tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập

một" của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn động cơ 4A100L4Y3 có:

{ Pđc = 4kW

nđc = 1420 vo ng/phu t

1.2.Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung của hệ là:

uch = nđc

nlv =

1420

55 ≈ 25,82

- Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh Ta chọn sơ bộ uh = 9

Vì đây là hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nên:

u1 = u2 = √uh = 3 Trong đó u1, u2 lần lượt là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm

PII = PIII

ηol ηbr =

3,06090,99.0,97 = 3,1874kW

PI = PII

ηol ηbr =

3,18740,99.0,97 = 3,3192kW

Pđc = PI

ηol ηđ =

3,31920,99.0,95 = 3,5292kW

- Momen xoắn động cơ và các trục: Ti = 9,55 10

5 Khoảng cách trục a nhỏ nhất xác định theo công thức:

2(d1 + d2) ≤ a ≤ 1500 mm <=> 2(160 + 450) ≤ a ≤ 1500 mm

i = v1

11,9.1000

3600 = 3,306 s−1 ≤ [i] = 10 s−1 Với [i] = 10 s−1 đo i vơ i đai dề t quay nhanh ( Trang 144 ta i liề u [2] )

Do đó điều kiện được thỏa

8 Góc ôm đai bánh đai :

- Hệ số chế độ làm việc ( Bảng 4.8 tài liệu [2] ) :

Cr = 0.7 – 0,2 = 0,5 (Dao động mạnh, làm việc 3 ca)

- Ứng suất có ích cho phép tìm bằng thực nghiệm (Bảng 4.7 tài liệu [2]) :

=> B = 63 mm (Bảng 4.5 tài liệu [2])

12 Lực căng đai ban đầu:

F0 = [σo] A = [σo] b δ = 1,8.50.6 = 540 N [σo] ≤ 1,8MPa đo i vơ i đai dề t (Trang 139 tài liệu [2])

2.540 + 296,572.540 − 296,57 ≈ 0,194

16 Ứng suất lớn nhất trong dây đai :

σmax = σ1 + σv+ σu1 =F0

Ft2A+ ρ v2 10−6 +

160 100 = 5,74 MPa 17- Tuổi thọ đai xác định theo công thức 4.37 (xem trang 145-146)

5,74)

5

1072.3600.3,306≈ 1133,17 (giơ ) trong đó: σr = 7 MPa (Đai vải cao su không có lớp đệm) (Trang 145 tài liệu [2])

i = 3,305 s−1 m = 5 (Đai dẹt)

2.2.Thiết kế các bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong hộp giảm tốc

1 Cho n va t liề u cho bánh dãn va bánh bi dãn Cho n thề p 40Cr đươ c tôi ca i thiề n Theo ba ng 6.13 đo i vơ i ba nh dãn, ta cho n đo rán trung bì nh HB1 = 300; đo i vơ i

ba nh bi dãn ta cho n đo rán trung bì nh HB2 = 275 Va t liề u na y co kha năng cha y ra to t

2 Chu ky la m viề c cơ sơ (xem trang 220, 224)

1,1 = 507,3 MPa Ứng sua t tiề p xu c cho phề p tì nh toa n:

[σH] ≈ 0,45([σH1] + [σH2]) = 0,45 (648,2 + 507,3) ≈ 520 MPa

Tuy nhiên [σH] phải thỏa điều kiện :

[σHmin] ≤ [σH] ≤ 1,25 [σHmin] => Thỏa

Vậy ta chọn [σH] = 520 MPa

5 Ứng sua t uo n cho phề p:

[σF] =σOFlim

SF KFLCho n SF = 1,75, ta co :

[σF3] = 540

1,75 1 = 308,6 MPa [σF4] = 495

1,75 = 282,9 MPa

2.2.1.Tính toán cho cấp chậm

cho n Ψba = 0,4 theo tiêu chuản Khi đo :

Ka = 43- bánh răng nghiêng , bằng thép (Bảng 6.5 tài liệu [1] trang 96)

Theo tiêu chuẩn (tra bảng trang 229), ta chọn aw = 180 mm

Theo tiêu chuẩn (xem trang 195), ta chọn mn = 3 mm

4 Từ điều kiện :

200 ≥ β ≥ 802awcos 80

mn(u ± 1) ≥ z3 ≥

2awcos 200

mn(u ± 1)2.180 cos 80

3 (3 + 1) ≥ z3 ≥

2.180 cos 2003(3 + 1)29,7 ≥ z3 ≥ 28,2

6 Xác định các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng (gồm các thông

d4 = z4 mn

cos β =

87.3cos 14,840 = 270 mm

- Đường kính vòng đỉnh:

da3 = d3+2 mn

cos β = 90 +

2.3cos 14,840 = 96,2 mm

da4 = d4 +2 mn

cos β = 270 +

2.3cos 14,840 = 276,2 mm

- Đường kính vòng chân răng:

df3 = d3 −2,5 mn

cos β = 90 −

2,5.3cos 14,840 = 82,2 mm

df4 = d4 −2,5 mn

cos β = 270 −

2,5.3cos 14,840 = 262,2 mm

Theo bảng 6.3 trang 203 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 m/s

sin2αtw = √

2sin(2 200) = 1,76 (vơ i αw = 20

=> σH < [σH] = 520 MPa , do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

10 Kiểm tra độ bền uốn

Hệ số dạng răng YF (xem công thức trang 233):

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng : + Bánh dẫn:

[σF3]

YF3 =

308,63,93 ≈ 78,52 + Bánh bị dẫn:

[σF4]

YF4 =

282,93,62 ≈ 78,15

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

❖ Ứng suất uốn tính toán:

=> σF1 = 75,06 MPa ≤ [σF1] = 282,9 MPa , do đó độ bền uốn được thỏa

11 Kiểm tra về quá tải

Ta có :

❖ σHmax = σH √Kqt ≤ [σH]max

Trong đó : Kqt =Tmax

T = 1,8 [σH]max = 2,86 σch = 2,86.700 = 2002 MPa

Vậy đảm bảo điều kiện quá tải

2.2.2 Tính toán cho cấp nhanh

1 Theo ba ng 6.15 do ba nh răng nàm đo i xư ng ca c ỏ tru c nên Ψba = 0,3 ÷ 0,5 cho n Ψba = 0,3 theo tiêu chuản Khi đo :

Ka = 43- bánh răng nghiêng , bằng thép (Bảng 6.5 tài liệu [1] trang 96)

Theo tiêu chuẩn (tra bảng trang 229), ta chọn aw = 180 mm

3 Môđun răng mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = 1,8 ÷ 3,6 mm

Theo tiêu chuẩn (xem trang 195), ta chọn mn = 3 mm

4 Từ điều kiện :

200 ≥ β ≥ 802awcos 80

mn(u ± 1) ≥ z3 ≥

2awcos 200

mn(u ± 1)2.180 cos 80

3 (3 + 1) ≥ z3 ≥

2.180 cos 2003(3 + 1)29,7 ≥ z1 ≥ 28,2

6 Xác định các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng (gồm các thông

d2 = z4 mn

cos β =

87.3cos 14,840 = 270 mm

- Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1+2 mn

cos β = 90 +

2.3cos 14,840 = 96,2 mm

da2 = d2 +2 mn

cos β = 270 +

2.3cos 14,840 = 276,2 mm

- Đường kính vòng chân răng:

df1 = d1 −2,5 mn

cos β = 90 −

2,5.3cos 14,840 = 82,2 mm

df2 = d2 −2,5 mn

cos β = 270 −

2,5.3cos 14,840 = 262,2 mm

Theo bảng 6.3 trang 203 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 m/s

8 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 210, ta chọn: KHV = 1,02

σH = ZMZHZε

dw3 √

2T1KH(u + 1)

bwuTrong đó:

αtw = αt = arctg ( tgα

cosβ) = arctg (

tg200cos14,840) = 20,63

εb = bw sinβ

π mn =

54 sin13,930

π 3 = 1.38 > 1

=> σH < [σH] = 520 MPa , do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

10 Kiểm tra độ bền uốn

Hệ số dạng răng YF (xem công thức trang 233):

[σF1]

YF1 =

308,63,93 ≈ 78,52 + Bánh bị dẫn:

[σF2]

YF2 =

282,93,62 ≈ 78,15

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

❖ Ứng suất uốn tính toán:

=> σF2 = 34,76 MPa ≤ [σF1] = 282,9 MPa , do đó độ bền uốn được thỏa

11 Kiểm tra về quá tải

Ta có :

❖ σHmax = σH √Kqt ≤ [σH]max

Trong đó : Kqt =Tmax

T = 1,8 [σH]max = 2,86 σch = 2,86.650 = 1820 MPa

Vậy đảm bảo điều kiện quá tải

2.2.3 Bảng thông số các bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

CHƯƠNG 3:

THIẾT KẾ TRỤC – THEN – Ổ LĂN – NỐI TRỤC

3.1 Thiết kế cho trục I

3.1.1 Thiết kế trục

1- Phân tích lực tác dụng lên trục I từ các chi tiết quay của hệ thống

- Lực tác dụng lên trục của bộ truyền đai (xềm công thức 4.25 trang 136 và kết quả

Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc (xem trang 351): x = 10 mm

Tra bảng 10.2 (trang 353) khi T1 = 46067 N mm nên ta chọn :

Suy ra:

l ≈ l1 + 2x + w = 59 + 2.10 + 40 = 119 mm Xác định đường kính sơ bộ trục:

dI = √ T

0,2 [τ]

3

= √640670,2.20

3

≈ 30 mm => b0 = 19 mm 4- Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn (giả sử chiều các phản lực tại A và B như hình vẽ)

Chiếu lên trục x :

∑ MA = 0 <=> 59,5 Ft1+ 119 RBx− 119 Rr = 0

RBx = 1

119(119 Rr − 59,5 Ft1) = 1

119(119.1068,69 − 59,5.1423,68) = 1978,32 N

➢ Từ đó ta vẽ lại biểu đồ momen uốn và xoắn như sau:

5- Kiểm tra mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất

Ứng suất cắt cho phép : [c] = 60 MPa

Ứng suất dập cho phép : [d] = 100 MPa

Chọn then bằng tại vị trí (I-2).(TCVN 2262-77)

Từ dI-2 = 35 mm, tra bảng ta được :

- Điều kiện bền dập của then bằng:

τc = 2 T1

d l(h − t1) =

2.6406735.40 (8 − 5)= 30,5 MPa ≤ [τc] = 100MPChọn then bằng tại vị trí (I-4).(TCVN 2262-77)

Từ dI-4 = 25 mm, tra bảng ta được :

- Điều kiện bền dập của then bằng:

τc = 2 T1

d l(h − t1) =

2.6406725.62 (7 − 4)= 27,6 MPa ≤ [τc] = 100MP

3.1.3 Chọn ổ lăn

1- Phân tích lực tác dụng lên hai ổ lăn của trục I:

Chọn ổ : 306 có : C = 22 kN và C0=15,1 kN

Fa

C0 =

0,37710,2 = 0,037 Chọn e =0,24

Fa

V FrB =

377

2020 = 0,19 < ề = 0,24 Chọn hệ số X = 1 và Y = 0

- Ổ lăn trong hộp giảm tốc (xem trang 391): Kσ = 1,3

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (xem trang 392): Kt = 1

- Do trục quay nên hệ số: V = 1

2- Tải trọng quy ước (xem trang 391):

Q = (XVFr + YFa)KσKt = (1.1.2020 + 0.377)1,3.1 = 2626 N 3- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (xem trang 390):

Ctt = Q √Lm = 1976,46 √5883 = 16,6 kN

𝐐𝐨 = 𝐅𝐫 = 𝟐, 𝟎𝟐 𝐤𝐍

𝐐𝐨𝐦𝐚𝐱 ≤ 𝐂𝟎 =15,1 kN (thỏa)

3.2 Thiết kế cho trục II

3.2.1.Thiết kế trục

1- Phân tích lực tác dụng lên trục I từ các chi tiết quay của hệ thống

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng (xềm trang 205 và kết quả tính bộ truyền bánh

3- Chọn kích thước trục :

l ≈ l2 + l3 + 5x + 3w Trong đó: l2 = b2 = 54 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)

l3 = b3 = 77 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng) Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc (xem trang 351): x = 10 mm

Tra bảng 10.2 (trang 353) khi T2 = 148572,34 N mm nên ta chọn :

Suy ra:

l ≈ l2 + l3 + 5x + 3w = 54 + 77 + 5.10 + 3.4 = 313 mm Xác định đường kính sơ bộ trục:

dII = √ T2

0,2 [τ]

3

= √1485720,2.20

3

≈ 40 mm => b0 = 23 mm 4- Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn (giả sử chiều các phản lực tại B và C như hình vẽ)

313(68,5.1544,34 + 237,5.536,06 + 48902,85 − 50924,7) = 638,27N

∑ Fy = 0 <=> RCy − Fr3 − Fr2 + RDy = 0

RCy = Fr3 + Fr2 − RDy = 1544,34 + 536,06 − 638,27 = 1422,13 N

➢ Từ đó ta vẽ lại biểu đồ momen uốn và xoắn như sau:

5- Kiểm tra mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất

6- Phác thảo hình dáng cúa trục II:

3.2.2 Chọn then bằng:

Chọn vật liệu then bằng là thép C45, dạng lắp cố định, đặc tính tải trọng và đập nhẹ Bảng 9.5 tài liệu [2] :

Ứng suất cắt cho phép : [c] = 60 MPa

Ứng suất dập cho phép : [d] = 100 MPa

Chọn then bằng tại vị trí (II-2).(TCVN 2262-77)

Từ dII-2 = 45 mm, tra bảng ta được :

- Điều kiện bền dập của then bằng:

τc = 2 T1

d l(h − t1)=

2.18457245.49 (9 − 5,5)= 47,8 MPa ≤ [τc] = 100MPChọn then bằng tại vị trí (II-4).(TCVN 2262-77)

Từ dII-2 = 45 mm, tra bảng ta được :

- Điều kiện bền dập của then bằng:

τc = 2 T2

d l(h − t1)=

2.18457245.36 (9 − 5,5)= 65,1 MPa ≤ [τc] = 100MP

Chọn ổ :46208 có : C = 28,9 kN và C0=27,1 kN

Fa

C0 =

0,37710,2 = 0,037 Chọn e =0,68

SC = ề FrC = 0,68.3390 = 2305 N

SD = ề FrD = 0,68.723 = 492 N

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (xem trang 392): Kt = 1

-Ổ lăn trong hộp giảm tốc (xem trang 391): Kσ = 1,3

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (xem trang 392): Kt = 1

- Do trục quay nên hệ số: V = 1

Tải trọng quy ước (xem trang 391):

QC = (XVFrC+ YFaC)KσKt = (1.1.3390 + 0.710)1,3.1 = 4407 N

 Chọn theo ổ C để tính : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (xem trang 390):

Ctt = Q √Lm = 3317 √232,53 = 20,4 kN

𝐐𝐨 = 𝐅𝐫 = 𝟐, 𝟎𝟐 𝐤𝐍

𝐐𝐨𝐦𝐚𝐱 ≤ 𝐂𝟎 =10,2 kN (thỏa)

3.3 Thiết kế cho trục III

3.3.1.Thiết kế trục

1- Phân tích lực tác dụng lên trục III từ các chi tiết quay của hệ thống

- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng (xềm trang 205 và kết quả tính bộ truyền bánh

3- Chọn kích thước trục :

l ≈ l4 + 2x + w Trong đó: l4 = b4 = 72 mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)

Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc (xem trang 351): x = 10 mm

Tra bảng 10.2 (trang 353) khi T2 = 531483,55 N mm nên ta chọn :

Suy ra:

l ≈ l4 + 2x + w = 72 + 2.10 + 60 = 152 mm Xác định đường kính sơ bộ trục:

dIII = √ T2

0,2 [τ]

3

= √5314860,2.20

3

≈ 55 mm => b0 = 29 mm 4- Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn (giả sử chiều các phản lực tại B và C như hình vẽ)

5- Kiểm tra mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất

3.3.2.Chọn then bằng

Chọn vật liệu then bằng là thép C45, dạng lắp cố định, đặc tính tải trọng va đập nhẹ Bảng 9.5 tài liệu [2] :

Ứng suất cắt cho phép : [c] = 60 MPa

Ứng suất dập cho phép : [d] = 100 MPa

Chọn then bằng tại vị trí (III-1).(TCVN 2262-77)

- Điều kiện bền dập của then bằng:

τc = 2 T1

d l(h − t1) =

2.53148450.76 (9 − 5,5)= 80 MPa ≤ [τc] = 100MPChọn then bằng tại vị trí (III-3).(TCVN 2262-77)

- Điều kiện bền dập của then bằng:

τc = 2 T1

d l(h − t1) =

2.53248460.45 (11 − 7) = 98 MPa ≤ [τc] = 100MP

Chọn e =0,68

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (xem trang 392): Kt = 1

-Ổ lăn trong hộp giảm tốc (xem trang 391): Kσ = 1,3

- Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (xem trang 392): Kt = 1

- Do trục quay nên hệ số: V = 1

Tải trọng quy ước (xem trang 391):

QC = (XVFrF+ YFaF)KσKt = (1.0,41.1096 + 0,87.2219)1,3.1 = 3094 N

 Chọn theo ổ E để tính : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay (xem trang 390):

Cho n va t liề u la thề p C45 vơ i [σd] = 3 Mpa va [σF] = 70 Mpa

Ta kiề̉m tra đo bề n cu a ca c cho t

- Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su:

zDodclo =

2.1,45.531483,558.140.18.36 = 2,12 MPa < [σd]

- Kiểm nghiệm điều kiện bền uốn:

σF = KTlc

πdc3Doz=

1,45.531483.42.420,1 183 140.8 = 49,6 MPa < [σF]

Va y khơ p no i tho a mãn điề u kiề n bề n

CHƯƠNG 4:

TÍNH CHỌN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

4.1 Kích thước cơ bản của vo ho p

-Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ

phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi

trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi

-Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o

-Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

Chiều dày:

Thân hộp δ Nắp hộp δ1

δ = 10 mm

δ1 = 9 mm Gân tăng cứng: