CHƯƠNG I
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. Tìm hiểu hợp giảm tốc
Đây là sơ đồ hợp giảm tốc loại đồng trục 2 cấp:
- Ưu điểm của sơ đồ này là: cho phép giảm kích thước chiều dài, trọng lượng của hợp giảm
tốc bé hơn so với các loại khác.
- Nhược điểm:
+ khả năng chịu tải của cấp nhanh chưa dùng hết vì lực sinh ra trong quá trình ăn khớp của
bánh răng cấp chậm lớn hơn nhiều so với bánh răng cấp nhanh,trong khi đó khoảng cách của 2
trục lại bằng nhau.
+ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí kết cấu chung của thiết bị dẫn động vì chỉ có 1 đầu
trục vào và 1 đầu trục ra.
+ Khó bôi trơn bộ phận ổ trục ở giữa hộp
+ Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn do dó muốn bảo dảm trục đủ bền và
cứng phải tăng đường kính trục.
- Một trạm dẫn động băng tải gồm các cơ cấu chủ yếu sau: động cơ điện có tác dụng tạo
ra công suất để các bộ phận khác có thể làm việc, bộ truyền động đai dùng để truyền công suất
từ động cơ điện đến hộp giảm tốc, hộp giảm tốc gồm hai bộ truyền bánh răng: bộ truyền bánh
răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) và bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm), tạo thành
một tổ hợp để giảm số vòng quay và truyền công suất đến máy công tác, trục tang và băng tải là
các bộ phận công tác.
- Trong một phân xưởng yêu cầu trang bị một hệ thống dẫn động băng tải để vận chuyển
các chi tiết máy từ chỗ này tới chỗ khác với các số liệu tính toán như sau:
+ Lực vòng trên băng tải(N): P= 5000
+ Vận tốc trên băng tải(m/s): V= 0.9 M(Nmm) M
0.8M 0.9M
+ Đường kính tang (mm): D= 300
+ Thời gian sử dụng(năm): 5
+Chiều rộng băng tải(mm): B= 400
+Chế độ làm việc: Đồ thị đặc tính tải trọng
16 giờ/ngày

21
2
1
ttt
tMtMtM
++
++
+ M
1
= 0,8M = 0.8.750 = 600 (Nm); t
1
= 1 (h).
+ M
2
= M = 750 (Nm); t
2
= 6 (h).
+ M
3
= 0,9M = 0,9.750 = 675 (Nm); t
3
= 1 (h).
 M
dt
=
161
1.6756.7501.600
222
++
++

N

Với
η
là hiệu suất chung của các bộ truyền:
η
= η
1
. η
2
. η
2
3
.η
5
4
. η
5
Ta chọn η
1
, η
2
, η
3
, η
4
trong bảng 2-1, TLTK:
η
1
= 0,96 - hiệu suất của bộ truyền đai .

thị trường, kiểu động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế và có lợi ích về kinh tế.
Công suất
kW
n
vòng/phút
Hiệu suất
%
đm
m
M
M
đm
M
M
max
đm
M
M
min
Khối
lượng kg
7.5 2910 88 1,6 2,2 0,8 68
III. Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền chung: i
ch
=
tg
đc
n
n

bn
*i
bc
=
2.2
79,50
= 12,7
- Để đảm bảo điều kiện đồng trục:



=
=
bcbn
bcbn
nii
ii 7,12*
- Trong hộp giảm tốc đồng trục nằm ngang để bánh răng cấp nhanh và cấp chậm ngâm trong dầu
như nhau, ta phải chọn n =1, ta có hệ phương trình:




=
=
bcbn
bcbn
ii
ii 7,12*
 i

i
n
=
2
2910
= 1455 (vòng/phút)
+ Trục II: N
I
= N
I
.
2
η
.
4
η
= 5,23.0,93.0.99 = 4,82 (kW)
n
II
=
x
I
i
n
=
2
1455
= 727,5 (vòng/phút)
+ Trục III: N
III

4
η
= 4,58.0,96.0,99 = 4,35 (kW)
n
IV
=
bc
III
i
n
=
56,3
4,204
= 57,4 (vòng/phút)
+ Trục tang: N
t
= N
III
*
5
η
*
4
η
= 4,35*0.99*1 = 4.31 (kW)
n
t
= n
III
= 57.4 (vòng/phút)

66
===
I
I
I
n
N
M
(N.mm).
+ Trục II :
63273
5,727
82,4
.10.55,9.10.55,9
66
===
II
II
II
n
N
M
(N.mm).
+ Trục III :
213987
4,204
58,4
.10.55,9.10.55,9
66
===

tg
n
N
M
(N.mm).
Bảng thống kê:
Thông số
Trục động
cơ
Trục I Trục II Trục III
Trụ
c IV
Trục
tang
i 2 2 3,56 3,56 1
n (vòng/phút) 2910 1455 727,5 204,4 57,4 57,4
N (kW) 5,5 5,23 4.82 4,58
4,35
4.31
Moment (N.mm) 18050 34327 63273 213987 723737 717082
CHƯƠNG II
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. Bộ truyền đai :
1. Chọn loại đai :
- Truyền động đai thường được dùng để truyền dẫn giữa các trục tương đối xa nhau và yêu
cầu làm việc êm. Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàn cho các chi tiết máy
khác khi bị quá tải đột ngột. Tuy nhiên vì có trượt giữa đai và bánh đai nên tỉ số truyền không ổn
định. Cho biết các thông số ban đầu như sau:
- Công suất cần thiết của động cơ Nct = 5,5 (KW).
- Số vòng quay của trục động cơ : n

1
(m/s) 15,2 21,3
[Công
thức 5-18]
Vận tốc này thỏa mãn : v
≤
v
max
= (30÷35)
(m/s)
3. Tính đường kính D
2
của bánh lớn :
D
2
= (1 -
ε
)*i*D
1
= 1,96*D
1
(mm)
(Trong đó
02,0≈
ε
là hệ số trượt của đai thang
và tỉ số truyền i
đ
= 2)
196 274

[ Bảng 5-
16]
Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A
sơ bộ :
( )
2 1
1 2
2
.( )
2.
2 4.
D D
D D
L A
A
π
−
+
= + +
961,4 1346
[Công
thức 5-1]
Ta lấy L theo tiêu chuẩn :nhưng do L nhỏ hơn
1700 nên ta cần công vào 1 lượng: đối với A=
33; với Б = 40
983 1320
[ Bảng 5-
12]
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1s :
10max =≤= u

π π
 
 
− + + − + − −
=
578,8 787,2
[Công
thức 5-2]
Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện :
( ) ( )
1 2 1 2
0,55 2
. .D D h A D D
+ + ≤ ≤ +
173A600 242A840
[Công
thức 5-19]
Khoảng cách cần thiết nhỏ nhất để mắc đai :
LAA 015,0min −=
(mm)
554,3 753,6
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực
căng :
LAA 03,0
max
+=
(mm)
627,8 854,4
7. Tính góc ôm :
α

[ ]
O
P
σ
(N.mm2)
1,51 1,51
[Bảng 5-
17]
 Các hệ số :
- Hệ số xét đến ảnh hướng của chế độ tải
trọng : C
t
0,9 0,9 [Bảng 5-6]
- Hệ số xét đến ảnh hướng của góc ôm :
α
C
0,98 0,98
[Bảng 5-
18]
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc : C
v
0.94 0,82
[Bảng 5-
19]
Số đai cần thiết tính theo công thức :
F
v
CC
t
C

+−=

t
A
= 16, S
A
= 10
t
Б
= 20, S
Б
= 12,5
68 45
[Bảng 10-
3]
 Đường kính ngoài cùng của bánh đai :
[Công
thức 5-24]
- Bánh đai dẫn :
1
1
2.
.
n o
D D h= +
(mm)
(h
oA
= 3,5, h
oБ

[Công
thức 5-25]
 Lực tác dụng lên đai R
đ
:
2
.3
1
sin
α
ZS
đ
R o≈
(N)
1162 990
[Công
thức 5-26]
 Kết luận : Từ kết quả tính toán 2 loại đai ở bảng trên ta thấy nên dùng loại đai A, vì bộ
truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn.
3. Các thông số chính của bộ truyền đai thang loại Б
CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BỘ
TRUYỀN ĐAI
GIÁ TRỊ TÍNH TOÁN
Kích thước tiết diện đai: a.h (mm) 13.8
Diện tích tiết diện đai : F (mm
2
) 81
Đường kính bánh đai nhỏ : D
1
(mm) 100

- Công suất N = 5,23 kW
- Số vòng quay 1455 vg/ph
- Tỉ số truyền i
x
= 2
- Số vong quay trục bị dẫn 727,5 vg/ph
- Bộ truyền làm việc 2 ca
1. Chọn xích con lăn vì rẻ hơn xích răng vả lại không yêu cầu làm việc êm, không ồn.
2. Có i
x
= 2 nên chọn số răng đĩa Z
1
= 27 [ bảng 6-3 TKCTM]
Số răng đĩa bị dẫn (công thức 6-5) :
Z
2
= i.Z
1
= 2.27 =54
3. Bước xích t :
Hệ số điều kiện sử dụng [công thức 6-6]
K = K
đ
.K
A
.K
o
.Kđc.K
b
.K

= 1200 vg/ph)
- Công suất tính toán: N
1
= N.K.K
z
.K
n
= 5,23.3,09.0,93.0,82= 12,3 kW
- Tra bảng 6-4 TKCTM với n
o1
= 1200 vg/ph chọn được xích con lăn 1 dãy có bước t =
19,05 mm , diện tích bản lề F = 105,8 mm
2
, có công suất cho phép [N] = 14,11kW. Với loại xích
này theo bảng 6-1 tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng là Q = 25000 N,
khối lượng một 1m xích q = 1,52 Kg.
- Kiểm nghiệm lại số vòng quay theo điều kiện n
1
n
gh
. Theo bảng 6-5 với t = 19,05 mm và số răng
đĩa dẫn Z
1
= 27,có số vòng quay giới hạn n
gh
= 1550 thỏa mãn điều kiện, (n
1
= 1455vg/ph)
4. Định khoảng cách trục A và số mắt xích X.
- Tính số mắt xích X [ công thức 6-4 TKCTM]

= 1,05
CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA BỘ
TRUYỀN XÍCH
GIÁ TRỊ TÍNH TOÁN
Tỉ số truyền i
đ
2
Số răng của đĩa dẫn Z
1
27
Số răng của đĩa bị dẫn Z
2
54
Bước xích t (mm) 19,05
Diện tích bản lề F (mm
2
) 105,8
Khoảng cách trục A (mm) 770
Số mắt xích X 122
Đường kính vòng chia của đĩa dẫn d
c1

(mm)
164
Đường kính vòng chia của đĩa dẫn d
c2
(mm)
328
Lực tác dụng lên trục R (N) 440
III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM :

ch
σ
(N/mm
2
).
- Bánh răng lớn :
Thép 35 thường hóa (bảng 3-8, [3]).
+ Độ rắn : HB
2
= 190, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 300 – 500(mm)).
+ Giới hạn bền :
480
2
=
b
σ
(N/mm
2
).
+ Giới hạn chảy :
240
2
=
ch
σ
(N/mm
2
).
b. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :
• Ứng suất tiếp cho phép :

việc ở chế độ i.
M
max
– moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến moment
xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
7
0
9333
4
1010.33,0)1.9,06.11.8,0.(32.300.16.5.1.60 =≥=++=⇒ NN
tđ
(Bảng 3-9,
tr.43, [3]).
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ3
= N
tđ4
.i
bc
= 0,33.10
9
.3,56 = 1,1748.10
9
> N
0
= 10
7
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k

Notxtx
k
σσ
(N/mm
2
)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[ ] [ ]
5721.220.6,2
'
3
===
N
Notxtx
k
σσ
(N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là :
[ ]
)/(494
2
4
mmN
tx
=
σ
• Ứng suất uốn cho phép :
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn công thức : (Công thức 3-8, tr.44, [3]).

- Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
7
0
99
43
1010.1036,156,3.10.31,0. =≥=== NiNN
bctđtđ
Do N
tđ4
và N
tđ3
đều lớn hơn N
0
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất uốn k
”
N
của hai bánh
đều bằng 1: k
”
N
= 1.
- Giới hạn mỏi uốn của thép 45 (bánh nhỏ):
4,249580.43,0).45,04,0(
1
==÷=
− b
σσ
(N/mm
2
).

[ ]
37,92
8,1.5,1
1.4,249.
"
1
3
===
−
σ
σ
σ
nK
k
N
u
(N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[ ]
44,76
8,1.5,1
1.4,206
.
"
1
4
===
−

10.05,1
).1(
IVAbc
tx
bc
n
NK
i
iA
ψσ








+≥
Ta suy ra :
61,232
4,57.3,0
58,4.4,1
.
56,3.494
10.05,1
).156,3(
3
2
6

i
Annd
v
(m/s)
Do v = 1,1(m/s) < 3 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác là 9 theo bảng 3-11, tr.46,
[3].
• Định chính xác hệ số tải trọng K và khảng cách trục A :
Hệ số tải trọng K:
Ta có :
684,03,0.
2
156,3
.
2
1
=
+
=
+
=
A
br
d
i
ψψ
Với
684,0=
d
ψ
tra bảng 3-12, tr.47, [3] tìm được

58,1
234.
3
3
===
sobo
sobo
K
K
AA
(mm)
Lấy A = 244 mm
• Xác định mô-đun, số răng, chiều rộng bánh răng :
- Mô-đun pháp:
( )
)88,444,2(244).02,001,0(02,001,0 ÷=÷=÷= Am
n
(mm).
Lấy m
n
= 3 (mm) (Công thức 3-22, tr.49, [3])
- Số răng bánh nhỏ :
6,35
)156,3.(3
244.2
)1(
2
3
=
+

=73 (mm).
Chiều rộng b
3
= 78 (mm).
• Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :
- Hệ số dạng răng: (Bảng 3-18, tr.52, [3]).
+ Bánh nhỏ: y
3
= 0,466
+ Bánh lớn: y
4
= 0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: (Công thức 3-33, tr.51, [3])
+ Đối với bánh răng nhỏ:
[ ]
3
2
2
6
3
2
3
6
3
)/(35,61
73.4,204.36.3.466,0
58,4.58,1.10.1,19

10.1,19
u

(mm) 3
Số răng: Z
3
36
Z
4
128
Góc ăn khớp: α 20
o
Đường kính vòng chia:
33
.Zmd
n
=
(mm)
108
44
.Zmd
n
=
(mm)
384
Khoảng cách trục thực tế: A (mm) 244
Chiều rộng bánh răng: b (mm) 73
Đường kính vòng đỉnh
ne
mdD 2
33
+=
(mm)

2
)
+ Bánh lớn:
[ ] [ ]
1235494.5,25,2
4
===
Notxtxqt
σσ
(N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép: (Công thức 3-46, tr.53, [3])
+ Bánh nhỏ:
[ ]
232290.8,08,0
3
===
ch
uqt
σσ
(N/mm
2
)
+ Bánh lớn:
[ ]
192240.8,08,0
4
===
ch

K
σσσ
≤= .
( )
8,3478,1.
4,204.73
58,4.58,1.156,3
.
56,3.244
10.05,1
3
6
=
+
=⇒
txqt
σ
(N/mm
2
)
Trong đó: K
qt
= 1,8 – hệ số quá tải. Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị
số cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ (thỏa mãn điều kiện).
- Kiểm nghiệm sức uốn: (Công suất 3-40 và 3-42, tr.52 và tr.53, [3])
+ Bánh nhỏ:
43,1108,1.35,61.
33
===
qtuuqt

Với
n
N
M
x
6
10.55,9
=
(Công thức 3-53, tr.54, [3])
dn
N
P
.
.10.55,9.2
6
=⇒
7,3962
108.4,204
58,4.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
3
6
3
===⇒
dn
N
P
III

137220tan.5,376920tan.
00
44
===⇒ PP
r
(N)
- Lực dọc trục: P
a
= 0.
IV. Bánh răng thẳng cấp nhanh:
Thông số kỹ thuật cần thiết kế :
- Công suất : N = 4,82 (kW)
- Số vòng quay trục dẫn : n
1
= 727,5 (vòng/phút)
- Số vòng quay trục bị dẫn : n
2
= 204,4 ( vòng/phút)
- Tỉ số truyền : i= 3,56
1 Chọn vật liệu chế tạo:
Ta chọn sơ bộ ban đầu như sau:
- Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa ( bảng 3-8, TL[1])
σ
bk
= 580 N/mm
2
, σ
ch
= 290 N/mm
2

Trong đó: M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số
giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
M
max
- momen lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến moomen
xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
u:Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng
n
2
= 204,4 vòng/phút
=> N
tđ2
= 60.204,4.16.300.5(0,8
2
.1+1
2
.6+0,9
2
.1)
=219,28.10
7
>N
0
=10

=2,6.HB = 2,6.160 = 416 N/mm
2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

σ
tx1
= [
σ
Notx1
].k
’
N
=2,6.HB = 2,6.190 = 494 N/mm
2
=> Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là
σ
tx2
= 416 N/mm
2
b. Ứng suất uốn cho phép:
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn (công thức 3-8,TLTK)
N
tđ2
= 60.u .
∑





tđ2
.i
bn
= 561,5.10
6
.3,56 = 7118,6 .10
6
Ta thấy N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
= 5.10
6
(trang 44, TLTK)
Hệ số chu kỳ ứng suất uốn:

"
N
K
=
m
td
N
N
0
Vì N
td3
và N

[
σ
]
u
=
N
k
nK
''
1-
σ
σ
-Bánh nhỏ: [
σ
]
u1
=
8.1*5.1
1*261
= 96.6 N/mm
2
-Bánh lớn: [
σ
]
u2
=
8.1*5.1
1*216
= 80 N/mm
2

.A = 0,4*244 = 97.6mm
Lấy b= 98 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (TL[1]):
d
1
=
2.
1
A
i +
=
156,3
244.2
+
= 107 mm
Do đó:
ψ
d
=
1
d
b
=
=
107
98
0,92
Với
ψ
d

÷
0,02).A=(0,01
÷
0,02).244 =(2,44
÷
4.88)mm
Lấy m
n
= 3
- Sơ bộ chọn góc nghiêng
β
= 10
0
; cos
β
= 0,985
- Tổng số răng của 2 bánh:
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=
3
985.0.244.2cos 2
=
n
m
A

)(
cos
21
+
=
+
=
A
mZZ
n
β
= 0.984 =>
β
=10
o
15
’
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 98 >
1782.0
3.5.2
sin
.5.2
=
β
n
m
= 42 mm => Thỏa điều kiện
7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Tính số răng tương đương (công thức 3-37, TL[1])

-Bánh lớn y
2
= 0,517
- Lấy hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải:
θ
”
= 1,5
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn (công thức 3-34, TL[1])
-Đối với bánh răng nhỏ:
5,1.98.5,727.35.3.464.0
82,4.57,1.10.1.19

10.1.19
2
6
''
2
6
1
==
θ
σ
bnZmy
NK
n
u
= 9,2 N/
2
mm
< [

σ
]
Notx
= 2,5.494 = 1235 N/mm
2
Bánh lớn: [
σ
]
txqt2
= 2,5.[
σ
]
Notx
= 2,5.416 = 1235 N/mm
2
- Ứng suất uốn cho phép (công thức 3-46, TL[1])
Bánh nhỏ:[
σ
]
uqt1
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.290 = 232 N/mm
2
Bánh lớn: [
σ
]
uqt2
= 0,8.

σ
= 416 N/mm
2
Đảm bảo điều kiện quá tải tiếp xúc.
(Trong đó K
qt
= 1,8 do ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép của bánh lớn và
bánh nhỏ)
- Kiểm nghiệm sức bền uốn: (công thức 3-42)

σ
uqt
=
σ
u
.K
qt
σ
uqt1
=
σ
u1
.2,2 = 20,24 N/mm
2
< [
σ
]
uqt1
σ
uqt2

Vì khoảng cách trục A đồng trục nên ta lấy A = 244.
Đường kính vòng chia (vòng lăn):
d
1
=
107
985.0
35.3
=
mm.
d
2
=
381
984.0
125.3
=
mm.
Chiều rộng bánh răng b = 98 mm.
Đường kính vòng đỉnh răng:
D
e1
= 107 + 2.3 = 113 mm.
D
e2
= 381 + 2.3 = 387 mm.
Đường kính vòng chân răng:
D
i1
= 107 - 2.5.3 = 99.5 mm.

*
n
tgP
985.0
20.7,1182
o
tg
= 437 N
- Lực dọc trục: Pa = P.tg =1182,7.tg10
o
15’= 208,5 N
CHƯƠNG III
THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN – CHỌN Ổ - CHỌN
KHỐP NỐI
I. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC :
1. Chọn vật liệu :
Vì hộp giảm tốc chịu tải trung bình nên ta chọn loại thép 45 thường hóa có giới hạn bền:
)/(600
2
mmN
b
=
σ
2.
Tính sức bền trục :
a. Tính sơ bộ đường kính của trục:
Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức 7-2, tr.114, [TKCTM]:

3
n

N
Cd
(mm).
- Đối với trục III:
N
III
= 4,58 (kW).
n
III
= 204,4 (vòng/phút).
34
4,204
58,4
.120
3
3
3
≈≈≥⇒
III
III
n
N
Cd
(mm).
- Đối với trục IV:
N
IV
= 4,35 (kW).
n
IV

tg
tg
n
N
Cd
(mm).
Để chuẩn bị cho bước tính toán gần đúng, trong các trị số d
II
, d
III
, d
IV
, d
tg
ta có thể lấy
trị số d
III
= 35 (mm) để chọn loại ổ bi cỡ trung tra trong bảng 14P, tr.339, [TKCTM],
ta có được chiều rộng của ổ B = 21 (mm).
b. Tính gần đúng:
Để tính các kích thước chiều dài của trục, ta dựa vào hình 7.3, bảng 7-1, tr.118, [TKCTM].
Bảng 3.1. Quan hệ kích thước giữa các yếu tố hộp giảm tốc:
Tên gọi Kích thước Bảng tra
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của
hộp
a = 10 (mm)
Bảng 7-1,
[TKCTM]Khe hở giữa các chi tiết quay (ổ lăn) c = 10 (mm)
Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp Δ = 10 (mm)
Chiều rộng của ổ lăn