Đồ án Chế tạo máy Hộp giảm tốc

LỜI NÓI ĐẦU ((( Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu đào tạo,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công – nông nghiệp và giao thông vận tải. Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết với thực nghiệm. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, .v.v., dược chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tàm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Em xin chân thành cảm ơn nhà trường và quý thầy, cô đã tạo điều kiện và giúp đỡ em hoàn thành công việc được giao. Thanh Hóa 07/2010 CHƯƠNG I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ chọn động cơ điện Chọn động cơ điện xoay chiều 1 pha không đồng bộ. vì: kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc với độ tin cậy cao có thể mắc trực tiếp với lưới điện 3 pha mà không cần biến thế. tính công suất cần thiết để động cơ làm việc:
Trong đó: Pct- công suất cần thiết Pt- công suất tính toán
- hiệu suất truyền động Mà: Pt được tính bởi công thức: (2.14):



=9
=7,8 Ta có:
= 0,95 . 0,99
. 0,95= 0.88 Theo bảng (2.3):
=`0,95:hiệu suất bánh đai -
=0,99:suất ổ lăn -
=0,95:suất bánh răng Vậy công suất cần thiết:
kw Xác định sơ bộ số vòng quay đông bộ Tỉ số truyền toàn bộ
của hệ thống dẫn động được tính theo công thức:(2.15)
.… Trong đó u
,u
là tỉ số truyền của từng bộ phận tham gia vào hệ dẫn động
3: truyền động đai thang
4 hộp giảm tốc 1 cấp vậy

3 . 4 = 12 theo đề bài ta có:
v/ph Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ:

(v/p) Như vậy động cơ được chọn phải có công suất
và số vòng quay đồng bộ thoã mãn điều kiện:
và có mômen mở máy thoả mãn điều kiện:
Tra bảng p103/t237 HTDD1: Với số liệu
Từ đó ta chọn động cơ Ddk63-6 P=10 kw N= 960 v/p Thông sô của động cơ: n
=960 v/p Tk/Tdn=1,4 p=10 kw Tmax/Tdn=2,2 tính toán động học hệ dẫn động cơ khí + Xác định tỉ số truyền
của hệ dẫn động:
12 + phân tỉ số truyền của hệ dẫn động
cho các bộ truyền: ct(3.24)
Trong đó:
- tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ bảng 2.4 trang 21 (tập 1) chọn sơ bộ trị số
3.15 vậy : u
=
Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục: - công suất trên trục II p
=N=9kw - công suất trên trục I: P
kw - công suất trên trục động cơ P
kw - Xác định số vòng quay trên các trục:
(v/ph)
(v/ph) - Xác định mômen xoắn trên các trục:
9.55 .
9.55 . 10
= 286500 Nmm
9.55 .
9.55 .
=358125 Nmm Ta lập bảng phân phối tỉ số truyền: trục Thông số  Động cơ  Trục 1  Trục 2   Công suất,p, kw  10  9,6  9kw   Ti số truyền u 
3  `
4   số vòng quay n, v/ph  960  320  240   Mômen xoắn T,Nmm   286500  358125   CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Chọn loại đai thang thường: 1/ Từ công suất và số vòng quay của động cơ, tra bảng 4.1(tập 1) chọn tiết diện đai Б 2/ đường kính bánh đai nhỏ: tra bảng(4.13), (tập 1), chọn
180) - Kiểm nghiệm vận tốc đai:
V=
9,04) thoả mản điều kiện
25 m/s nên ta chọn đai thang thường - Đường kính bánh đai lớn: ct (4.2), với
0.02
(mm) Tra bảng 4.21, chọn đường kính theo tiêu chuẩn
560 (mm) Vậy tỉ số truyền thực tế:
3.17 Và sai số:
.100% = 0.63% < 4%. bảo đảm yêu cầu -Theo bảng 4.14, chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 1.
= 560 mm 3/ Tính chiều dài đai theo công thức (4.4 ) l =
2346.8 mm Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2500 mm 4/ Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo ct (4.15) i =
10/s 5/ Tính khoảng cách trục a trên chiều dài tiêu chuẩn l = 2500mm Theo công thức (4.6), a =
với
2500 - 3.14 (180 + 560) . 0.5= 1338.2

= 190
a =
640.94mm - Góc ôm
trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức (4.7).
>
6/ Xác định số đai z Theo công thức (4.16):
-

9,6 kw - theo bảng (4.7),
1.25 - với
146,21 tra bảng (4.15) vậy:
0.908 - với
1.12 tra bảng (4.16),
1.024 - theo bảng 4.17, với u > 3,15,
1.14 - theo bảng 4.19,
3,38 kw -
0,95
0.95 => z =
vậy z = 4 => chọn 4 ai + chiều rộng bánh đai: theo công thức 4.17 và bảng 4.21, B = (z-1)t + 2e = 82 mm + đường kính ngoài bánh đai: (4.18)
mm 7/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: - theo công thức: (4.19),
Theo bảng (4.22),
N với q
kg/m vậy

8/ Theo công thức (4.21), lực tác dụng lên trục:
Từ kết quả tính toán, ta có bảng thông kê sau Thông số  Kí hiệu  kết quả  Đơn vị   chọn đai  Б     đường kính bánh đai nhỏ 
 180  mm   vận tốc đai  v  9,04  m/s   đường kính bánh đai lớn 
 560  mm   tỉ số truyền thực tế  u  3    sai lệch tỉ số truyền 
 0.63  %   chiều dài đai  l  2500  mm   khoảng cách trục  a  640.94  mm   Góc ôm của đai 


  số đai  z  4    bề rộng đai  B  82  mm   đường kính ngoài bánh đai nhỏ 
 188.4  mm   lực căng ban đầu 
 196,34  N   lực tác dụng lên trục 
 1670,6  N   Chương III TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 1/ Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây ta chon vật liệu cho 1 cấp bánh răng như sau: Theo bảng ( 6.1 ), chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285. có
= 850Mpa,
= 580 Mpa. Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285. có
= 850Mpa,
= 580 Mpa. 2/ Phân tỉ số truyền: u
= 3.81 3/ Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng (6.2) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180-350
=2HB+ 70 ; S
=1.1 ;
=1.8HB ; S
=1.75 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1=270 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB2=220 khi đó
=2HB+ 70 = 2 . 270 + 70 = 610Mpa
=1.8HB = 1,8.270 = 486Mpa
=2HB+ 70 = 2 . 220+ 70 = 510Mpa
= 1.8HB =1,8. 220 =396Mpa Theo công thức (6.5) : N
= 30H
Do đó N
=30.270
=2,05.10
N
=30.255
=1,25.10
Theo công thức (6.7) : N
=60c
N
=60cn
/u

N
=
> N
Do đó K
Suy ra N
Do đó K
Như vậy theo (6.1a) Sơ bộ xác định được:
=
.K


=610
Mpa

=510
Mpa Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra N
đều lớn hơn N
nên K
Do đó:
’=

=464Mpa Theo (6.7): N
N
9.10
Vì
>
= 4.
. Do đó:
Tương tự:
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều:
Ta được:

= 277.71 Mpa
= 226Mpa - ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14):

= 980 MPa

= 464MPa

= 280Mpa 4/ Tính bộ truyền cấp chậm a/ Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo (6.15a):
249 mm Theo bảng (6.6), chọn
0.4 với bánh răng thẳng
49.5 (bảng 6.5). theo công thức (6.16),
0.53 . 0.4 .(3,81 + 1) = 1,02 Do đó theo bảng (6.7),
1.051 (sơ đồ 6) lấy
249 mm b/ Xác định các thông số ăn khớp m = (0.01…,0.02)
= 2,49 … 4,9 mm theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm: m = 3 mm.
lấy
34 ,
u.
3.81 . 34 = 130 lấy
130. Do đó

246 mm lấy
246 mm. Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ: 246 mm
249 mm. Ta chọn
246 mm - Tính hệ số dịch tâm: Theo (6.22) y =
0 mm Theo (6.27), góc ăn khớp:
0.932 Do đó
20.28
c/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo (6.33)
(*) Theo bảng (6.5),

. Theo (6.34),
1.754 với bánh răng thẳng, dùng (6.36a) tính

. Trong đó
1.74
0.868 đường kính vòng lăn bánh nhỏ
102 mm. Theo (6.40),
m/s. Theo bảng (6.13), chọn cấp chính xác 9, Do đó theo bảng (6.16),
73 Theo (6.42),
Theo (6.41),
2 Trong đó

2,1 Thay các giá trị trên vào (*) ta được:

510 Mpa. Với v = 1.46 m/s < 5m/s, nên z
= 1. Cấp chính xác động học là cấp 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là cấp 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
=10….40
, do đó z
=0,9 ; với d
<700mm, K
= 1, Do đó theo (6.1) và (6.1a):
Mpa Như vậy
, nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều rộng răng: d/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo (6.43):
=

(**) Theo bảng (6.7): K
=1.1 ; theo bảng (6.14): với v < 2.5 m/s và cấp chính xác cấp 9, K
= 1 ,b
=98 Theo (6.47):
do đó theo bảng (6.15):
= 0,016, theo bảng (6.16): g
= 73. Do đó theo (6.46): K
b
d
/(2T
K
K
) =
Do đó : K
với
; Y
với
0 ;Y
1 Số răng tương đương: z
34 z
130 Theo bảng (6.18) ta đựơc Y
3,8; Y
3.6 Với m = 3 mm, Y
= 1.08-0.695ln(3)=1.003 y
(bánh răng phay) ; k
(d
< 400 mm) Do đó theo công thức (6.2) và (6.2a):
MPa tương tự ta tính được :
MPa Thay các giá trị vừa tính ở trên vào công thức (**) Ta được :


80 Mpa <
= 278,5MPa
MPa e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải: heo (6.48) với K
2,2
756 Mpa <
= 1624MPa Theo (6.49):
160 <
= 464 MPa
152 <
= 464 MPa Thông số  Kết quả   Khoảng cách trục  246 mm    Môđun  3 mm    Chiều rộng vành răng  b
= 98    Tỉ số truyền  u
= 3.81    Góc nghiêng của răng 
= 0    Số răng bánh răng  z
= 34  z
= 130   Hệ số dịch chỉnh  x
=0  x
= 0   Đường kính chia  d
=102  d
=390   Đường kính đỉnh răng  d
=108  d
=396   Đường kính đáy răng  d
=95,5  d
=383,5   CHƯƠNG IV TÍNH THIẾT KẾ TRỤC chọn vật liệu chế tạo trục đối với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình là thép 45 thường hoá. Độ rắn HB = 170…217
= 600MPa ;
=340 MPa Các lực tác dụng lên trục

lực tác dụng lên trục F
= 1670,6 Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo (10.9) d
trong đó: T – là mômen xoắn (Nmm)
- là ứng suất xoắn cho phép(MPa)
=15…30MPa với vật liệu là thép CT45, thép 45, 40X. d
=
; lấy d
= 40 v ới : T
=286500
=20 d
=
; lấy d
=45 v ới : T
=358125
=20 dựa vào hình (10.6):
d
: là đường kính chiều rộng đai d
=40 chọn
mm tương tự:
d
: là bề rộng bánh răng d
=58 mm d
=40 tra bảng (10.2) => b
=23mm Theo bảng (10.3) khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách của chi tiết quay chọn k
10 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp chọn k
= 10 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ chọn k
=15 chiều cao nắp ổ và đầu bu lông chon h
= 15

Phân tích các lực tác dụng lên trục:
(
(

- Xét trên mặt cắt 1-1 tại A
(
(
Xét trên mặt cắt 2-2:
tại B:
(
Tại C:
(
(
(
(
Xét trên mặt cắt 3-3:
(

- Xác định đường kính trục 1: Tại vị trí bánh đai : M
=
=
M
=
M
=
=232528 D
=
=
=35.9(chọn d
= 35 TTC ) Tại vị trí ổ lăn : M
=M
=
=109424,3 (Nmm) M
=
M
=
=256988 (Nmm) d
=
=
=36,5(chọn d
= 35 TTC ) Tại vị trí bánh răng ; M
= M
=
M
= M
=
=126779,4 (Nmm) M
=
M
=
=264843,7 (Nmm) d
=
=37,55 Vì tại đây lắp then nên tăng 4% 37,55 + 37,55 .4%=39,05(chọn d
= 40 TTC) 2/ Trục 2: chiều dài may ơ nữa khớp nối:
với d là đường kính sơ bộ của trục 2: d = 45 =>
; lấy 1,6 Ta có:
Tra bảng (15.10): chọn D
= 120

= 5617,6 ;
=2022,3


Phương trình các lục tác dụng:
(
(
Phương trình mômen: - Xét trên mặt cắt 1-1

(
(
- xét trên mặt cắt 2-2 : 0



Tại mặt cắt 3-3


Xác định đường kính trục 2: tại vị trí ổ lăn : M
=M
=M
=0 M
= M
=
=310145 d
=
= 40 (chọn d
= 40 TTC ) Tại vị trí bánh răng ; M
= M
=
=0 M
= M
=
=100411,8 (Nmm) M
=
M
=
=325994,9 (Nmm) - d
=
=42 ( chọn d
= 45 mm ) Vì tại đây lắp then nên tăng 4% 42 + 42 .4%= 44(chọn d
= 45 TTC) Tại vị trí bánh xích ; M
=
= 0 M
=
=
= 310145,3 (Nmm) d
(chon 40) Tính Kiểm Nghiệm Trục Về Độ Bền Mỏi : Khi xác định đường kính trục hoặc chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục. Như đặc tinhsthay đổi của chu kì ứng suất ,sự tập trung ứng suất ,yếu tố kích thước ..v.v.. Ta cần kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục : -kết cấu trục thiết kế đảm độ bền mỏi về hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mản cá điều kiện sau :
Trong đó
= 1,5-2,5 hệ số an toàn cho phép S

, S
Hệ số an toàn xét riêng ứng xuất tại các tiết diện

-
là giới han mỏi uốn và xoắn ứng vpis chu kì đốixứng +(
) = 0,436.600 = 262,6 +(
) = 0,58.262 = 152,6 -
,
,
,
: là biên đội và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện J
(Mpa )
(Mpa ) đối với các trục quay một chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :
Với W
, W
là mô men cản uốn và mô men cản xoawnstaij tiết diện j và trục được xác định theo bản 10.6 -
và
Là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7 -
= 0,05 -
= 0 - K
và K
hệ số xác định theo công thức K
= (
) và K
= (
) Trong đó : k
hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mạt phụ thuộc vào phương pháp gia công và dộ nhẵn bóng bề mặt ( theo bảng 10.8 ) + chọn phương pháp tiện ( R
=2,5….0,63) + k
= 1,06 k
hệ số tăng bền bề mặt trục , phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt , cơ tính vật liệu : + k
= (1,5…1,7 ) . theo bảng 10.9/197 -
và
hệ số kích thước kể đến ảnh hươnhr cuarkichs thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số trong bảng 10.10 - k
và k
hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất .Tại các bề mặt lắp trục có độ dôI , tra trị số trong bảng 10.11 Trục có rảnh tra bảng 10.13 Trục 1;

( mj = M
= 126779,4 ) W
Tra bảng (9.1a/173) ta có : b = 12 (cm) kích thước tiết diện then t
= 5 chiều rộng rảnh then trên trục W
=
W
=





=

Tra bảng (10.12/199) ta cú : Với
=600 (Mpa)
Tra bảng (10.10/197) ta cú
Tra bảng (10.8/197) ta cú
(10.9/197) ta cú
Vậy ta cú :
=
=

=
=
Trong đó


=4,3

= 7,27 Hệ số an toàn : S
= 3,7 >
Vậy trục 1 thỏa mản điều kiện bền Trục 2 :

( mj = M
= 126779,4) W
Tra bảng (9.1a/173) ta có : b = 14 (cm) kích thước tiết diện then t
= 5,5 chiều rộng rảnh then trên trục W
=
W=




Tra bảng (10.12/199) ta cú : Với
=600 (Mpa)

Tra bảng (10.10/197) ta cú
Tra bảng (10.8/197) ta cú
(10.9/197) ta cú (K

Vậy ta cú :
=
= 1,3
=
= 1,28 Trong đó


=8,16

= 3,13 Hệ số an toàn : S
= 2,92 >
Vậy trục 2 thỏa mản điều kiện bền 7.tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh tục -đề phũng khả năng bị biến dạng dẻo quỏ lớn cần tiến hành kiểm nhgiệm tĩnh cho trục. a, kiểm nghiệm cho truc 1 CT (7-8) [1]:

là ứng suất uốn:

ụ là ứng suất xoắn :

= 0,8
340 = 272 Mpa
30,6

-đề phũng khả năng bị biến dạng dẻo quỏ lớn cần tiến hành kiểm nhgiệm tĩnh cho trục. a, kiểm nghiệm cho truc 2

là ứng suất uốn:

là ứng suất xoắn :

= 0,8
340 = 272 Mpa
B.CHỌN Ổ LĂN 1. Trục 1: Sơ đồ tải:
( Chọn ổ lăn: Do không có lực dọc trục, chỉ chịu lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy - cỡ trung. Với đường kính ngõng trục d = 35 mm, chọn kiểu 307 (bảng P2.7 [2]). Lực hướng tâm tại gối:

Do FrA > FrB Lực hướng về gối A. ( Kiểm nghiệm khả năng tải : a. Khả năng tải động: Đối với ổ bi đỡ tải trọng động quy ước Q được xác định theo CT (11.3) [2] Q = (X.V.Fr + Y.Fa)Kt.Kđ Trong đó: Fa = 0 : tải trọng dọc trục. X, Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, (X = 1, ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm). Kt = 1 : hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (t
) Kđ = 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, (bảng 11.3) [2]. V = 1 : hệ số kể đến vòng nào quay, (vòng trong quay). Q = QA = X.V.Fr. Kt.Kđ = 1 .1 . 5,410. 1 = 5,410 QB = X.V.Fr. Kt.Kđ = 1 .1 . 4,32891 . 1 . 1 = 4,32891 kN Khả năng tải động Cd= Q
Với ổ bi: m = 3, Lh = 10000 giờ. Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 10000.240.60.10-6 = 114 (triệu vòng) Khả năng tải động: Cd = Qtd.
= 4,32891.
= 22,5 kN < C = 26,2 kN Như vậy: Cd < C ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b. Khả năng tải tĩnh. Khi năng tải tĩnh tính theo CT : Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr (11.19) [2] Qt = Fr (11.20) [2] Trong đó : X0 = 0,6 : hệ số tải trọng hướng tâm, (bảng 11.6) Qt = 0,6 . 4,32891 = 2,6 kN Từ điều kiện về khả năng tải tĩnh: Qt < Co = 3kN Vậy ổ đã chọn thỏa mãn. Tra bảng P2.7 [2] ổ lăn được chọn là: Kí hiệu ổ  d mm  D mm  B mm  r mm  Đường kính bi, mm  C kN  Co kN   408  40  110  27  3  22,23  50,3  37   2. Trục 2: Sơ đồ tải:
( Chọn ổ lăn. Với đường kớnh ngừng trục d = 60 mm,. Lực hướng tâm tại gối:

(N) ( Kiểm nghiệm khả năng tải : a. Khả năng tải động: Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ tải trọng động quy ước được xỏc định theo CT (11.6) [2] (khụng tiếp nhận lực dọc trục) Q = V.Fr.Kt.Kđ Trong đú: Fa = 0 ; Kt = 1 Kđ = 1 V = 1 Q = QA = 1 .2,1004. 1 . 1 = 2,1004 kN QB = 1 . 5,3648 . 1 . 1 = 5,3648 kN Khả năng tải động Cd= Q
Với ổ bi: m =3, Lh = 10000 giờ. Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n2.60.10-6 = 10000. 240. 60. 10-6 = 144 (triệu vòng) Khả năng tải động: Cd = Qtd.
= 5,3648
= 28,11 kN <C Như vậy ổ đó chọn đảm bảo khả năng tải động. b. Khả năng tải tĩnh. Khi năng tải tĩnh tớnh theo CT : Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr (11.19) [2] Qt = Fr (11.20) [2] Trong đú : X0 = 0,6 : hệ số tải trọng hướng tõm, (bảng 11.6) Qt = 0,6 . 5,3648 = 3,21 kN Từ điều kiện về khả năng tải tĩnh: Qt < Co = 3,21 kN Vậy ổ đó chọn thỏa mãn. Tra bảng P2.8 [2] ổ lăn được chọn là: Kí hiệu ổ  d mm  D mm  B mm  r1 mm  Đường kính chiều dài con lăn, mm  C kN  Co kN   312  60  85  19  2  22,23  64,1  42,40   2.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ( Hình vẽ 18.2/84 Thiết kế HTDĐ2 ) Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang Tên gọi  Biểu thức tính toán   Chiều dày  Thân hộp- (  ( = 0,03A+3=0,03.246+3 = 10mm    Nắp hộp- (1  (1= 0,9.(=0,9.10 = 9 mm   Gân tăng cứng  Chiều dày  Thân hộp e  e = (0,8(1) (=7,2(9 mm. Lấy e = 9 mm     Nắp hộp e1  e1=(0,8(1) (1=6,4(9 mm. Lấy e1 = 9 mm    Chiều cao- h  h <50    Độ dốc  Khoảng 2(   Đường kính  Bulông nền- d1  d1 = 0,04A+10 = 0,04.246+10 = 19,84 mm ( d
=M20 mm    Bulông cạnh- d2  d2= (0,7(0,8)d1 = (0,7(0,8)20 = M16 ( Lấy d2 = 16 mm    Bulông ghép bích nắp và thân- d3  d3= (0,8(0,9)d2 = (0,8(0,9)16= M14 ( Lấy d3 = 14 mm(    Vít ghép nắp ổ- d4  d4 = (0,6(0,7)d2 = (0,6(0,7)16 =10. Lấy d4 = 10 mm    Vít ghép nắp cửa thăm-d5  d5 = (0,5(0,6)d2 = (0,5(0,6)16 = 9. ( Lấy d5 = 9 mm   Kích thước gối trục  Tâm lỗ bulông cạnh ổ- E2  E2=1,6d2 = 1,6.16 =25 mm R2 = 1,3d2 = 1,3.16 = 20 mm(    Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ- K2  K2 = E2 + R2 +(3(5)= 25+20+5=50 mm. ( Lấy K2 = 50 mm   Mặt bích ghép nắp và thân  Chiều dày bích thân hộp- S3  S3 = (1,4(1,8)d3 = (1,4 (1,8).14= 20 mm Lấy S3 = 20 mm    Chiều dày bích nắp hộp- S4  S4= (0,9(1)S3 = 18 mm    Bề rộng bích nắp và thân-K3  K3 ( K2 - 3(5 = 50 - 5= 45 mm ( Lấy K3 = 45 mm    Bề rộng bích tính cả chiều dày nắp hộp hoặc thân hộp  K4 = K3 + ( = 45 + 10 = 55 mm   Mặt đế hộp  Chiều dày -S1 ( không có phần lồi)  S1 = (1,3(1,5)d1= (1,3(1,8).20 = 28 mm   Mặt đế hộp  Chiều dày -S1 ( không có phần lồi)  S
= (1,3(1,5)d1= (1,3(1,8).20 = 28 mm    Bề rộng mặt đế hộp- K1 và q  K
( 3d1(= 3.20 = 60 mm q ( K1 + 2.( = 60 + 2.10 = 80 mm   Khe hở giữa các chi tiết  Giữa bánh răng với thành trong hộp 
( (1(2) ( = (1(2) 10 =10 mm