Đây là một trong những bước quan trọng để sinh viên có thể hiểu rõhơn lý thuyết cơ sở ngành và là tiền đề để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoànchỉnh.. Thiết kế chế tạo bánh răng
Trang 1Lêi nãi ®Çu
Trong trường ĐHSPKT Hưng yên Sau khi học xong lí thuyết , sinh viên sẽ bắt tay vàophần thực hành Lúc này sinh viên sẽ làm các đồ án môn học Đối với môn Chi tiết máycũng vậy Sinh viên tiến hành làm đồ án chi tiết máy hay cụ thể hơn là “ Thiết kế hệ thốngdẫn động băng tải “ Đây là một trong những bước quan trọng để sinh viên có thể hiểu rõhơn lý thuyết cơ sở ngành và là tiền đề để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoànchỉnh
Nội dung “ Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “ bao gồm hai nội dung chính :
1 Thiết kế hộp giảm tốc
2 Thiết kế chế tạo bánh răng chủ động bánh trụ răng nghiêng
Hộp giảm tốc có vai trò rất quan trọng trong các hệ thống máy móc Vì bộ phận công tácbao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so vói động cơ Do vậy , để cho một hệ thống làmviệc trơn chu không thể thiếu hộp giảm tốc Hơn nữa một số loại hộp giảm tốc có thể điềuchỉnh vô cấp nên đáp ứng được những hệ thống có vận tốc thay đổi thường xuyên
Khi đi vào tính toán , sinh viên phải làm việc nghiêm túc , vận dụng tất cả lý thuyết đãđược học ở các môn cơ sở ngành như :Dung sai , vẽ kỹ thuật , cơ lý thuyết ,sức bền vậtliệu vào việc tính toán và thiết kế
Trong quá trình thiết kế mặc dù đã hết sức cố gắng nhưng do kiến thức còn hạn chế nênkhông thể tránh được những thiếu sót Vì vậy , em kính mong được sự chỉ dẫn , giúp đỡ vàđóng góp ý kiến của thầy cô và các bạn để đồ án của em được hoàn thiện hơn
Em xin chân thành cảm ơn thầy Ths Nguyễn Văn Huyến đã tận tình hướng dẫn và giúp đỡ
em trong quá trình thực hiện đề tài này
Em xin ch©n thµnh c¶m ¬n! Sinh viªn
Bïi Hoµng Träng
Trang 2ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
(THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI)
Trang 31 Động cơ 2.Bộ truyền đai thang 3 Hộp giảm tốc.
4 Nối trục 5 Băng tải
SỐ LIỆU CHO TRƯỚC
1 Lực vòng trên băng tải: F=5400 (N)
5 Đặc điểm tải trọng : Va đạp nhẹ, bộ truyền quay 2 chiều
6 Chiều cao băng tải so với mặt ngang: h=1.5 m
KHỐI LƯỢNG THIẾT KẾ
1 Bản thuyết minh (A4)
Để chọn động cơ điện cần tính công suất cần thiết
Gọi N là công suất trên băng tải
μ là hiệu suất chung
Nct là công suất cần thiết
Trang 4Ta có: Nct = N = 1000F .V
Trong đó: F = 8300 ( N ) – Là lực kéo băng tải
V = 0,85 ( m/s ) – Là vận tốc băng tải
μ = μ1 μ22 μ34 μ4 ( bảng 2-1 )
μ1 = 0,94 - Là hiệu suất bộ truyền đai
μ2 = 0,97 - Là hiệu suất bộ truyền bánh răng
μ3 = 0,995 - Là hiệu suất của một cặp ổ lăn
μ4 = 1 - Là hiệu suất của khớp nối
Vậy: μ = 0,94 × 0,972 × 0,9954 × 1 = 0,87
Công suất cần thiết:
Nct = N = 1000F .V = 1000830000,,8785 = 8,1 ( KW )
Ta phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn công suất cần thiết
Chọn sơ bộ loại động cơ điện che kín quạt gió theo ( bảng 2P ) Ký hiệu A02 – 52.Công suất định mức là 10 KW Với các vòng quay là 2920 ( vòng/ phút ) và 1460 (vòng/phút )
Nếu chọn loại động cơ có số vòng quay lớn thì tỷ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ kích thước của máy và giá thành của thiết bị
Nếu chọn số vòng quay thấp, tỷ số truyền động chung nhỏ, khuôn khổ của máy nhỏ và giá thành hạ
Ta chọn loại động cơ có ký hiệu là: A02 – 52 – 4
Công suất động cơ:
Trang 5Trong đó: nt là số vòng quay của tang.
Vậy: i = 471460,77 = 30,56.
i = iđ .ibn ibt = 30,56
Trong đó iđ – Là tỷ số truyền của bộ truyền đai
c- là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh
ibt – Là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm
2 Thiết kế bộ truyền đai thang.
2.1 Chọn loại đai theo ( bảng 5-11 ).
Giả thiết vận tốc của đai v > 5 (m/s) Với công suất của động cơ là 8,1 KW
Trang 61460
=
1000 60
200 1460 14 , 3
= 15,3
V < Vmax = ( 30 ÷ 35) m/s
2.3 Tính đường kính D 2 của bánh đai lớn
D2 = 1460584 1 0 , 02 D1 = 2,45 D1 = 2,45 × 200 = 490 ( mm )s.Lấy theo tiêu chuẩn ( bảng 5-15 ) D2 = 500 mm
, 0 1
4 2
2
2 1 2 2 1
Trang 7L =
500 4
200 500 500
200 2
14 , 3 500 2
3 , 15 = 7,21
2L D1D2 L D1D2 2 D2 D1 2
8
200 500 8 500 200 14 , 3 2120 2
500 200 14 , 3 2120
8
300 8 700 14 , 3 2120 2
700 14 , 3 2120
0 D D hA D D
395 , 5 A 1400
Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:
Amin = A – 0,015 L = 500 – 32,16 = 467,84 mmKhoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo sức căng
Trang 8Trong đó Ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng ( tra bảng 5- 6 ): 0,9.
Cα: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm ( bảng 5 -18 ): 0,89
Cv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ( bảng 5 – 19 ): 0,94
Z ≥ 15,31,7410000,90,889,10,94138
Z ≥ 15,31,7410000,90,889,10,94138
Z ≥ 27668100 = 2,93Lấy Z = 3
2.9 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai.
- Chiều rộng bánh đai [công thức ( 5 – 23 )]
Trang 92.10 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
- Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S0 = б0 F = 1,2 × 138 = 165,6 N
- Lực tác dụng lên trục:
R = 3 × S0 × Z × Sin21 = 3 × 165,6 × 3 × 0,953 = 1421 N
3 Thiết kế bộ truyền bánh răng.
3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng).
3.1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
[б]tx2 = 2,6 ×160 = 416 N/mm2
Trang 10Ứng suất uốn cho phép: Đối với bánh răng bằng thép rèn thường hóa lấy hệ số an toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất tại chân răng Kб = 1,8.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ÷ 0,45 )бbk = 0,425 × 600 = 255 N/mm2.Giới hạn mỏi uốn của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ÷ 0,45 )бbk = 0,425 × 480 = 204 N/mm2
Vì bánh răng quay theo một chiều:
Với bánh nhỏ:
[б]u1 = 11,,552551,8 = 141,7 N/mm2.Với bánh lớn:
.
10 05 , 1 ) 1 (
n
K i
36 , 149 3 , 0
614 , 7 3 , 1 91 , 3 416
10 05 , 1 ) 1 91 , 3 (
Trang 11Ktt: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn.
Kđ: Hệ số tải trọng động dùng cho bánh răng thẳng
Vì K = 1,45 khác nhiều so với K = 1,3 chọn sơ bộ
A = 221,7 3
3 , 1
45 , 1
= 230 mm
3.1.8 Xác định mô đun số răng và chiều rộng bánh răng.
- Mô đun: m = ( 0,01 ÷ 0,02 )230 = 2,3 ÷ 4,6 mm Lấy m = 3
- Số răng bánh nhỏ: Z1 = 323,912301 = 31,287 Z1 = 31
- Số răng bánh lớn: Z2 = 31 × 3,91 = 121
- Chiều rộng bánh răng: b = ψA A = 0,3 × 230 = 69 mm
3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
b n z m y
N K
20 1 50 , 0
20 1 50 ,
20 1 50 ,
Trang 12Ứng suất tại chân răng:
Bánh nhỏ:
бu1 =
69 584 31 3 823 , 0
614 , 7 45 , 1 10 1 , 19
2 6
614 , 7 10 55 , 9
Trang 133.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bộ truyền bánh răng nghiêng).
3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
[б]tx2 = 2,6 ×160 = 416 N/mm2.Định ứng suất cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5và hệ số tập trung ứng suất tại chân răng Kб = 1,8
Vì phôi rèn thép thường hóa, nên:
Giới hạn mỏi của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ÷ 0,45 )бbk = 0,425 × 580 = 246,5 N/mm2.Giới hạn mỏi của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ÷ 0,45 )бbk = 0,425 × 480 = 204 N/mm2.Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[б]u1 = 1,15,52461,8,5 = 137 N/mm2.Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
Trang 14.
10 05 , 1 ) 1 (
n
K i
θ' = 1,15 ÷ 1,35 - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc
của bánh răng nghiêng Lấy θ' = 1,25.
Ta có:
3
2 6
77 , 47 4 , 0 25 , 1
385 , 7 3 , 1 127 , 3 416
10 05 , 1 ) 1 127 , 3 (
2 m n
Với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng V = 1,0 m/s < 3 m/s Tra bảng 3-13 tìm được
Kđ = 1,2
Do đó: K = Ktt Kđ = 1,1 ×1,2 = 1,32
Trang 15Vì trị số K chênh lệch không nhiều so với K = 1,3 chọn sơ bộ.
Khoảng cách trục A = 264 mm
3.1.8 Xác định mô đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng.
- Mô đun pháp: mn = ( 0,01 ÷ 0,02 )264 = 2,64 ÷ 5,28 mm Lấy mn = 4
4 130
2 m n
10 sin
4 5 ,
2
= 57,6 mm
3.2.9.Điều kiện sức bền của răng:
Số răng tương đương của bánh nhỏ:
Ztđ1 = 3
985 , 0
32 = 33,5
Số răng tương đương của bánh lớn
Ztđ2 = 3
985 , 0
20 1 50 , 0
20 1 50 ,
Trang 1620 1 50 ,
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng công thức 3-34
n z n b m
N K
θ'' - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng θ'' = 1,4 ÷ 1,6 Lấy θ'' = 1,5
Ứng suất tại chân răng bánh nhỏ:
Trang 17614 , 7 10 55 , 9
4 Tính toán thiết kế trục và then.
4.1 Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức ( 7 -2 )
385 , 7
Trang 18d3 = 3
77 , 47
348 , 7
120 = 64,4 mm
Lấy d3 = 65 mm
Quan hệ kích thước giữa các yếu tố của hộp giảm tốc
a- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp a = 10 ÷
15 mm, đối với hộp giảm tốc cỡ nặng có thể lấy lớn hơn
b1 – Là chiều rộng của bánh răng cấp nhanh: b1 = 69 mm
b – Là chiều rộng của bánh răng cấp chậm: b = 105,6 mm
B – Là chiều rộng của ổ lăn tra bảng 14P cỡ trung
Trang 193 4 5
l l l
l2 – Là khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp
= 370 mm (*)
Trang 20Kết luận: Hai đầu trục của hộp giảm tốc thò về một bên Vì nó thoả mãn điều kiện(*).
2522
25 12 2
69 2 2
40 15 17 2
69 2 2
5 4
59 2678
Y P
4 , 2007 6
, 670 2678
Trang 21+ Ở tiết diện n – n:
Mu n – n = Rđ Z' = 1421 × 64,5 = 91651 N.mm+ Ở tiết diện m – m:
2 2
ux uy m
Trong đó:
256623
,183140
R X
1229203
,1836,670
0
tđ M
75 , 0
614 , 7 10 55 , 9 10
55 ,
Đường kính trục ở tiết diện m – m
162207 124510
75 , 0
Đường kính ở tiết diện n – n lấy bằng 35 mm ( ngõng trục lắp ổ ) và đường kính ở tiết diện m – m lấy bằng 38 mm, lớn hơn giá trị tính được vì có rãnh then
Trang 226 , 105 12 7 2
25 2
6 , 105 12 2
69 2 2
25 5 , 12 7 12 2
69 2
b
mm
Tính phản lực ở các gối đỡ trục
Trang 23+ Lấy mô men ở gốc A:
0)(
2.)(
2 2
3
mcy P r Z P r Z Y P a d R D y X Y Z
100466
3,993,84
6626852
40612803
,165975
2.2)
Z P
d P Y Z P
2714 975
1004 2685
) (
3,993,84
3,165267866
7264)
( 2
Y Z P Z P
6142 2678
3800 7264
ux uy
Ở tiết diện e – e:
443183 405372
17912466
2714
R Z
40537266
776093
,771004
R X
2937403
,773800
0
tđ e
, 149
385 , 7 10 55 , 9 10
55 ,
75 , 0
Trang 24Vậy 49 , 4
50 1 , 0
Đường kính trục ở tiết diện i – i
509442 472193
75 , 0
52
i i
Trang 25Ta có:
3 , 84 2
6 , 105 12 7 2
25 2
25 7 12 69 12 2
6 , 105 2
2
,843,165
2
13812803
,16526852
3 4
d P Y P
553 2132 2685
,1653,84
3,1657264
Y P
2454 4810
ux uy
3524203
,1652132
R Y
4054803
,1652453
R Y
537228 405480
Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất
Mô men tương đương:
, 47
385 , 7 10 55 , 9 10
55 ,
75 , 0
Trang 26Lấy [σ] = 48 N/mm2 ( bảng 7 – 2 )
66 48 1 , 0
Trang 27 n n n
n n
2 2
.
1
Trong đó: nσ – Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp ( Xoắn ) biến đổi theo chu kỳ mạch động
Trong đó: nδ – Là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
Giới hạn mỏi uốn và xoắn:
σ-1 = 0,45 σb = 0,45 × 600 = 270 N/mm2.( Trục bằng thép 45 có σb = 600 N/mm2 )
Trang 28δa = 18 , 23
25900
472193 0
w0 = 25900 – Là mô men chống xoắn
Chọn hệ số ψσ, ψδ hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bingh đến sức bền mỏi
Đối với thép Cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψδ = 0,05 Hệ số tăng bền β = 1.Chọn các hệ số Kσ, Kδ, εσ, εδ
Theo bảng 7 – 4 Lấy εσ = 0,78, εδ = 0,67
Theo bảng 7 – 8 tập trung ứng suất do rãnh then Kσ = 1,63, Kδ = 1,5
Tỷ số:
1 , 2 78 , 0
63 , 1
5 , 1
6 , 0
38 , 3 8 , 2
Trang 294.2 Tính then.
Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, mói một cách khác là để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then Theo đường kính trục I để lắp then là 38mm, tra bảng 7 – 23
Chọn then có b = 12, h = 8, t = 4,5, t1 = 3,6, K ≈ 4,4 ( Đường kính chân răng Di1c
= 85,5, đường kính trục là 38 mm, nên bánh răng không cần làm liền trục )
Chiều dài then là 0,8 lm ( lm là chiều dài mayơ )
Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức ( 7 – 11 )
d
x d
124510 2
124510 2
.
- Đối với trục II, có thể chọn hai then cùng kích thước Tra bảng 7 – 23, chọn b =
16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, K = 6,2; Chiều dài then ở chỗ lắp bánh răng dẫn l3 = 85
mm, ở chỗ lắp bánh răng bị dẫn l2 = 60 mm
- Đối với trục III, chọn b = 20; h = 12; t = 6; t1 = 6,1; K = 7,1; l4 = 85
5 Thiết kế gối đỡ trục.
Chọn ổ lăn
Trang 30Trục II và trục III có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, còn đối với trục I ta chọn ổ bi đỡ.
25362 2
2 2
n = 584 vòng/phút
h = 16500 giờ
C = 323,4 (584 × 16500 )0,3 = 323,4 ( 9636 × 103)0,3 = 40263Tra bảng 14l ứng với d = 35 mm
Số hiệu 307, đường kính ngoài D = 80 mm, Chiều rộng B = 21
Trang 315.2 Sơ đồ chọn ổ cho trục II.
n = 149,36 vòng/phút
h = 16500 giờ
6715 6142
6715 3
, 1
3 ,
1465 16
3930 3
, 1
3 ,
1280 2503
2318 5
, 1 3930 ( 1 ,
Trang 325.3 Sơ đồ ổ cho trục III.
Số vòng quay n = 47,77 vòng/phút
h = 16500 giờ
2515 553
48102 2
2 2
2515 3
, 1
3 ,
1961 16
5261 3
, 1
3 ,
1280 938
E a F
t S P S A
Lực At hướng về bên phải
Lực Q ở ổ này là:
9587 )
2303 5
, 1 5261 ( 1 ,
Số hiệu 46144, đường kính ngoài D = 110; B = 20
6 Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng
Bảng 10 – 9 cho phép ta tính kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây
Trang 33Chiều dài thành thân hộp:
10 6 , 9 3 264 025 , 0 3 025 ,
8 ) 1 85 , 0
Trang 34L – Là chiều dài hộp, sơ bộ lấy bằng 900 mm.
B – Chiều rộng hộp, sơ bộ lấy bằng 350 mm
5 250
350 900
7 Bôi trơn hộp giảm tốc.
Ta chọn phương pháp bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng cách ngâm trong dầu
Sự chênh lệch về bán kính giữa bánh răng bị dẫn thứ hai và thứ tư là 18,5 mm Vì mứcdầu thấp nhất , ngập chiều cao răng của bánh thứ hai, cho nên đối với bánh răng thứ tư chiều sâu ngâm trong dầu quá lớn ( ít nhất bằng 60 mm ), xong vì vận tốc thấp ( v = 1 m/s ) nên công suất tổn hao để khuấy dầu không đáng kể
Theo bảng 10 – 17 chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 500C là 116 Centistốc hoặc 16 độ Engle và theo bảng 10 – 20 chọn loại dầu AK20
KẾT LUẬN
Trang 35Sau một thời gian nghiên cứu đề tài ,kết hợp với tài liệu tham khảovà những kiến thức em học được ở trường cùng sự giúp đỡ tận tình của Thầy giáo hướng dẫn
Em đã hoàn thành dề tài này , em xin chân thành cảm ơn !
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Ngọc Cảnh
MỤC LỤC
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN 3
1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3
1.1 Chọn động cơ 3
1.2 Phân phối tỷ số truyền 4
2 Thiết kế bộ truyền đai thang 5
2.1 Chọn loại đai theo ( bảng 5-11 ) 5
Trang 362.2 Định đường kính bánh đai nhỏ 5
2.3 Tính đường kính D2 của bánh đai lớn 5
2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo ( bảng 5-16 ) 6
2.5 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A 6
2.6 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn [công thức ( 5-2 )] 6
2.7 Tính góc ôm α1 ( công thức 5-3 ) 7
2.8 Xác định số đai Z cần thiết 7
2.9 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 8
2.10 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 8
3 Thiết kế bộ truyền bánh răng 8
3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng) 8
3.1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 8
3.1.2 Định ứng suất cho phép 9
3.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3 10
3.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 10
3.1.5 Tính khoảng cách trục A 10
3.1.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng 10
3.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng 10
3.1.8 Xác định mô đun số răng và chiều rộng bánh răng 11
3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: 11
3.1.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 11
3.1.11 Lực tác dụng lên trục 12
3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bộ truyền bánh răng nghiêng) 12
3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 12
3.2.2 Định ứnh suất cho phép 12
3.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3 13
3.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 13
3.2.5 Tính khoảng cách trục A 13
3.2.6 Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng 14
3.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng 14
3.1.8 Xác định mô đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng 14
3.2.9.Điều kiện sức bền của răng: 15
3.2.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 16
3.2.11 Lực tác dụng lên trục 16
4 Tính toán thiết kế trục và then 17
4.1 Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức ( 7 -2 ) 17
4.2 Tính then 29
5 Thiết kế gối đỡ trục 30
5.1 Sơ đồ chọn ổ cho trục I 30
5.2 Sơ đồ chọn ổ cho trục II 31
5.3 Sơ đồ ổ cho trục III 32
6 Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác 33
7 Bôi trơn hộp giảm tốc 34