đồ án i chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc đồng trục

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.96 MB, 40 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CƠNG NGHIỆPKHOA CƠ KHÍ

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

Các số liệu cho trước:

1. Lực kéo băng tải: F = 10000 N2. Vận tốc băng tải: v = 0,4 m/s3. Đường kính tang: D = 420 mm4. Thời hạn phục vụ:lh = 11000 giờ5. Số ca làm việc: 2 ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi: φ = 60 độ7. Đặc tính làm việc: □ Êm  Va đập nhẹ □ Va đập vừa

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

Mục LụcCHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN...6

1.1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền:...6

1.2 Phân phối tỉ số truyền...8

1.3. Xác định cơng suất, số vịng quay và mơmen trên các trục...9

CHƯƠNG 2: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI...10

CHƯƠNG 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng...14

3.1.Chon vật liệu làm bánh răng...14

3.2BÁNH RĂNG CẤP CHẬM(BÁNH RĂNG NGHIÊNG)...15

1 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép...15

2.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K ( trang44-*)...16

3.Chọn hệ số bánh răng trang 44...16

4.Tính khoảng cách trục theo cơng thức (3-9 trang45-*)...16

5.Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng...16

6.Định chính xác hệ số tải trọng K...16

7.Xác định modun , số răng và góc nghiêng của bánh răng...17

8.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng...17

9. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn....18

10. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3-2 trang36-*)...18

11.Tính lực tác dụng lên trục (3.50)...19

3.3BÁNH RĂNG CẤP NHANH(BÁNH RĂNG THẲNG)...19

1 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép...193

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

2.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K ( trang44-*)...20

3.Chọn hệ số bánh răng trang 44...20

4.Tính khoảng cách trục theo cơng thức (3-9 trang45-*)...20

5.Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng...21

6.Định chính xác hệ số tải trọng K...21

7.Xác định modun , số răng và góc nghiêng của bánh răng...21

8.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng...22

9. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn....22

10. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3-2 trang36-*)...23

11.Tính lực tác dụng lên trục (3.50)...23

CHƯƠNG 4: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC...25

4.1 Chọn vật liệu...25

4.2 Tính Thiết Kế Trục...25

4.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực...26

4.5. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an tồn :...38

CHƯƠNG 5. TÍNH TỐN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN,KHỚP NỐI, CÁC CHI...40

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

+ Xác định các thông số của khớp nối...48

5.11. Chốt định vị...49

5.12. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :...49

CHƯƠNG 6: TÍNH TỐN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP...51

6.1. Tính tốn kết cấu của vỏ hộp:...51

6.2. Kết cấu của hộp giám tốc:...51

6.3.Bảng dung sai nắp ghép :...53

5

</div>Trang 6<div class="page_container" data-page="6">

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền:

a. Ý nghĩa của việc chọn hợp lý động cơ điện

Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên và là công việc rất quan trọng trong việcthiết kế hộp giảm tốc, nó có ý nghĩa về hiệu quả và kinh tế. Chọn hợp lý động cơ điệnthì tận dụng được hết công suất của động cơ và vật liệu chế tạo hộp giảm tốc, từ đótiết kiệm được nguyên vật liệu và giá thành chế tạo bộ truyền rẻ.

b. Xác định công suất cần thiết của động cơ

Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức (2.8 trang19 - d1): Pct= lv

Trong đó :

Pct (kW) là cơng suất cần thiết trên trục động cơ.Plv (kW) là cơng suất tính tốn trên trục máy cơng tác η Là hiệu suất truyền động Từ biểu đồ tải trọng ta có: T2 = 0,65T1

Vậy ta có theo công thức (2.11 trang 20 -d1): Plv = = 4(kw)

Với: F = 10000 (N) là lực kéo băng tải.v = 0,4 (m/s) là vận tốc băng tảiDo tải trọng thay đổi nên theo ct (2.12 trang20-d1) ta có:

Pt = P với td

Trong đó: Ptd (kW) là cơng suất tương đương của động cơ.

</div>Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máycông tác.

Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti)

Nên ta có:

Từ biểu đồ tải trọng ta có: T2 = 0,6T1 Lại có:

= =0.6 và t = 3,4 (h)1 t = 4,25 (h) 2

Vậy ta có công suất tương đương là: (c2.14 trang 20-*) Ptd=Plv.

√∑

(Pi Pt/ )2

ηbrt= 0,97 - là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (được che kín)ηbrc= 0,97 - là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ nghiêng (được che kín)ηđ = 0,95 là hiệu suất truyền đai (hở)

Suy ra: η = 0,99.0,995 . 0,97 . 0,95 = 0,8842 => Pct= td

0,88=3,64(kW) Vậy công suất trên trục làm việc là: Pct=3,64(kW)

7

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

c. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là utTheo bảng 2.4( trang 21-d1) với truyền động đai Chọn u = 2,5; uh=16d

Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời : P P , nđcctđbđc ≈ n và sb (vớiT là momen tải trọng lớn nhất T = T1.)

Ta có: P = 3,64 KW ; nct đbđc = 750 vg/ph ; Tmm

Theo bảng 3P (trang325-*)

Ta chọn được kiểu động cơ là: A0II2-51-8

Có các thơng số kỹ thuật của động cơ như sau : A0II2-51-8Bảng 1.1: các thông số kỹ thuật của động cơ

Công suất(kW)

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

1.2 Phân phối tỉ số truyền

a. Xác định tỉ số truyền u của hệ thống dẫn độngt

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu vàocủa bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền.

(lần) ( phần 3 trang30-*)Với: n = 710 (v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được.dc n = 18,19 (v/p) là số vòng quay trên trục băng tải.lv

=> ut= =710

b. Phân phối tỉ số truyền u của hệ thống dẫn động cho các bộ truyềnt

- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốcvà bộ truyền ngoài (bộ truyền đai).

u = uth.ud = 39,03 (lần)Chọn u = u =h ⇒ d 39,03

uh = u1.u2 ; 1, u - tỉ số truyền cấp nhanh, cấp chậm. u 2 Với u =16 = uh1.u2 , ta có:

u1 = u = 2 -u1 = 4; -u2 = 4;

1.3. Xác định cơng suất, số vịng quay và mơmen trên các trụca. Công suất

- Trục động cơ: P = 4 kW - đc

- Trục 1: P = P .η η ηIđcol.k.brc = 4.0,99.0,995.0,97= 3,8 KW - Trục 2: P = P .η .ηIIIolbrc = 3,8.0,995. 0,97 = 3,6 KW- Trục 3: P = PIII II.ηol. ηbrt= 3,6.0,995. 0,97 = 3,5KW- Trục làm việc: P = PlvIII.ηol. ηđ = 3,5.0,995.0,95 = 3,3 KW

Trong đó: P - công suất của động cơ ; η , η , ηđcolkbrt , ηbrc lần lượt là hiệu suất của ổ lăn,khớp nối và bánh răng.

b. Số vòng quay

- Trục động cơ: n = 710 vg/ph đc- Trục 1: n = n = 710 vg/phIđc

9

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

- Trục 2: n = n / u =III1 710

4 = 178 vg/ph- Trục 3: n = n / u =IIIII2 178

4 = 44,5 vg/ph- Trục làm việc: n = n /lvIII Uđ= 44,5

2,1=21,2 vg/phTrong đó:

ud _tỷ số truyền của bộ truyền đai;u1, u – tỷ số truyền cấp nhanh,cấp chậm; 2nct -số vòng quay của trục động cơ.

- Trục 2: TII = 9,55. 106. PIInII

- Trục 3: TIII = 9,55. 106. PIIInIII

.3,544,5=¿751123,6 N.mm - Trục làm việc: Tlv = 9,55. 106. Pct

*Bảng thông số động

TrụcThông số

Trục động

Tỷ số truyền

T(N.mm) 53802,8 51112,7 193146,1 751123,6 1486556,7

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

CHƯƠNG 2: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI

Thông số yêu cầu

- Klv : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Kn= n 01

35,5 = 5,1

11

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

i= = =0,58 < [i] = 35 bảng 5.9-tài liệu d12.1.2 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo cơng thức 5.15 trang 85 tài liệu d1

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

/25) = 202,6mm

d1 = = 25,4/ sin(π

/65) = 525,2mmda1 = pc.[0,5 + cotg(π/z1)] = 213,7mm d = pc.[0,5 + cotg(a2 π/z2)] = 537,8mmTheo bảng 5.2 tài liệu d1

d1*=19,05mm

Với : r = 0,5025d1* + 0,05= 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,6 mm df1 = d1 -2r = 202,6 - 2.9,6= 183,4 mm

df2 = d2 -2r = 537,8 - 2.9,6= 518,6 mm

13

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

các kích thước cịn lại tính theo bảng 13.4 tài liệu d1

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo cơng thức 5.18σH1 = 0,47.

√

kr.(Ft . Kđ+Fvđ).E/( A .kd) ≤ [σH]

= 0,47

√

0,42. 4850.1 0,75 2,1.10 306.2( + ). 5

/( ) = 393MpaTrong đó:

[σH] - ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa, Bảng 5.11 ; Ft - lực va đập trên m dãy xích

2.1.4 Xác định lực tác dụng lên trục :Theo công thức 5.20 tài liệu d1Fr = kxFt= 1,05.4850 = 5577,6N

Trong đó kx = 1,15 bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn 40o

2 Số răng đĩa xích Z1= 25, Z2= 65

3 Đường kính vịng chia d1=203,6mm , d2=525,2mm4 Đường kính vịng đỉnh da1=213,37mm, da2=537,8mm5 Đường kính vịng đáy df1=183,4mm, df2=518,6mm

7 Lực tác dụng lên trục Fr=5577,6N

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

TRỤC III

Bánh răng nghiêng lớn

Lực vòngP2≈4841,6 N Lực hướng tâm : Pr 2≈1826,3 Lực vòng Pa 2≈322 N

Lực tác dụng lên trục ra: FR=5577,6Ma 2=Pa 2 DC 2

2 =322.304

2 =48944 N.mm FRY =FR.sin60=4830,3 N

FRX =FR.cos60=2788,8 N

* Theo phương Y *

34

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

∑FY = -YA+Y +PC r2- FRy =0

∑mA=70,5.Pr2 + 141.Y -163,5FCRy =0➔ YA = 1683,9 N

- Xét đoạn CD dùng mặt cắt 3-3 khảo sát cân bằng phần bên phải: (0≤Z3≤22,5)

M3= F .dyZ3

với Z3=0 => M3=0 N.mm Z3=22,5=> M3=108681,8 N.mm

* Theo phương X*

∑FX = XA+X -Pc 2 - F =0dX

∑mA= -70,5.P + 141.X -163,5F2cdX =0➔ Xc =5704,6 N

➔ XA = 2025,8 N

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

+ Tính momen ở những tiết diện nguy hiểm :Theo điểm đặt lực ta chia làm 3 đoạn AB, BC, CD

- Xét đoạn AB dùng mặt cắt 1-1 khảo sát cân bằng phần bên trái: (0≤Z1≤ 70,5)

- Xét đoạn CD dùng mặt cắt 3-3 khảo sát cân bằng phần bên phải: (0≤Z3≤22,5)

M3=- FdX..Z3

Z3=0 => M3= 0 N.mm Z3=22,5=> M3=-62748 N.mm

36

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

● tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

MA=

√

Mx My+ = 0

Momen tương đương ở trục 1 Mx=51112,7 Mtd =

√

M2A+0,75 M2 =

√

0,75.51112,72 =44264 Nmm d A≥3

Mtđ =

√

MC2+0,75 Mx =

√

35781 0,75.51112,72+ 2 = 56918 N.mmd3 ≥3

√

Mtđ0,1.[σ] =

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

d ≥3

√

Mtd

Có đường kính trục 2 là 35 -> [σ]= 50 (bảng 7-2) trang 119-*-Tại Điểm A

+ 2 = 129357,2 N.mm Momen tương đương ở trục II

Mtd =

√

MB2

dC ≥3

√

Mtđ0,1.[σ] =

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

Tại điểm A

Mtd =

√

M2A+0,75 M2 =

√

0,75.751123,62 = 360558,6 N.mm d 1≥3

lấy d = 65 mmBM =0D

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

d = 65 mm ( trục lắp bánh răng)B d =45 mm (Trục đầu ra )D

4.5. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an tồn :

Theo cơng thức (7-5 tr 120-*): [n]

Ứng suất phá (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng :

Ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động:

; * Theo bảng (7-3b) tr 122-* :

Các điểm còn lại A,C tương tự

- Trục 2 :br trụ răng nghiêng điểm B có D=40 ta có: W=3660mm và W30=7870 mm ;bxh=10x83

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

Các điểm A,C,D tương tự

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng :σ-1≈(0,4-0,5)σb; Lấy σ-1=0,45→0,45.750=337,5 N/mm2τ-1≈(0,2-0,3)σb; Lấy τ-1=0,25→0,25.750=187,5 N/mm2

Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi ψ và ψ chọn στtheo vật liệu.Đối với thép cacbon trung bình ψ =0,1 và ψστ=0,05

Hệ số tăng bền β ở đây bằng 1 Tính hệ số kσ ;kτ và εσ;ετ

Theo bảng (7-4) tr 123 ta chọn được: +trục 1: ε =0,88 và εστ=0,77

+ trục 2: ε =0,85 và ε =0,73 στ +trục 3: ε =0,85 và εστ=0,73

Tập trung ứng suất do rãnh then (7-8) tr 127-*ta chọn được : k =1,75 và kστ=1,5

Tỷ số = 1,75

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 25 mm

Tra bảng 14P trang 337 chọn loại ổ bi đỡ cỡ đặc biệt nhẹ 105Đường kính trong d = 25 mm, đường kính ngồi D=47 mmBề rộng b =12 mm; đường kính bi = 6,35 mm.Kích thước chỗ vát:r= 1 Hệ số khả năng làm việc tính theo cơng thức (8-1tr158-*)C=Q¿ ≤ Cbàng

Ở đây h =11000h và n=710 v/ph

h) Tải trọng tương đương Q tính theo cơng thức (8-6 tr159-*)): ; Hệ số m=1,5 theo bảng (8-2 tr161-*) Kt=1 tải trọng tĩnh bảng (8-3)trang 162-*

Kn=1 nhiệt độ làm việc dưới 100½C bảng (8-4 trang 162-*Kv=1 khi vịng trong của ổ quay bảng (8-5) trang 162-*

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

Tổng tải trọng hướng tâm ở gối đỡ là :R=0,837 KNTải trọng dọc trục A=0

→Q=(1.0,873 +0).1.1=0,837→C= 837.116=97,092 KN ≤CbangChọn kích thước ổ khi chịu tải trọng tĩnh :Với a,b là các hệ số tra bảng (8-6) tr 163-*→ Qt=0,6.0,837 =0,5022 daN

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1tr158-*) ≤ Cbàng

Ở đây h =11000h và n=178 v/ph.

Tải trọng tương đương Q tính theo cơng thức (8-6 tr159-*): ; Hệ số m=1,5 theo bảng (8-2tr161-*) Kt=1 tải trọng tĩnh bảng (8-3 tr162-*)

Kn=1 nhiệt độ làm việc dưới 100½C bảng (8-4 tr162-*)Kv=1 khi vịng trong của ổ quay bảng (8-5tr162-*)Tải trọng hướng tâm ở gối đỡ là :R1= 1441,8 N; R2=589,8NTổng lực chiều trục là :A= S + (S1 – S2) =332 +(330,4-135,2)=527,2N

44

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

Trong đó: S = Pa1 =332N

S1=1,3.R1.tg =1,3.1441,8.tg10 =330,4 N S2=1,3.R2.tg =1,3.589,8.tg10 =135,2 N→Q=(1.0,147).1.1=2,03 KN

→C=0,147.69=10,143 KN ≤ CbàngChọn kích thước ổ khi chịu tải trọng tĩnh :Với a,b là các hệ số tra bảng (8-6) tr 163-*→ Qt=0,6.2,03 + 0,5.527,2=264,282 daN

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1 tr158-*) ≤ Cbàng

Ở đây h =11000h và n=44,5v/ph.

Tải trọng tương đương Q tính theo cơng thức (8-6 tr159-*): ; Hệ số m=1,5 theo bảng (8-2 tr159-*) Kt=1 tải trọng tĩnh bảng (8-3 tr162-*)

Kn=1 nhiệt độ làm việc dưới 100½C bảng (8-4 tr162-*)Kv=1 khi vịng trong của ổ quay bảng (8-5 tr162-*)

Tổng tải trọng hướng tâm ở gối đỡ là :R=1316,5+2362,3=3,67 KN

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

Tải trọng hướng tâm ở gối đỡ là :R1= 1316,5 N; R2=2362,3NTổng lực chiều trục là :A= S + (S1 – S2) =307,6 +(301,4-541,5)=67,5NTrong đó: S = Pa1 =307,6N

S1=1,3.R1.tg =1,3.1316,5.tg10 =301,4 N S2=1,3.R2.tg =1,3.2362,3.tg10 =541,5 N→Q=(1.3,76).1.1=3,76 KN

Chọn kích thước ổ khi chịu tải trọng tĩnh :Với a,b là các hệ số tra bảng (8-6) tr 163→ Qt=0,6.3,67 + 0,5.67,5=35,9 daN

Đường kính bi

Chỗ vátmm

+) Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức 7-11 :

46

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

+) Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức 7-11 :σd =2. Mx

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

5.4. Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hịa

khơng khí bên trong và bên ngồi hộp ta làm nút thơng hơi, hình dạng và kích thước nút thông hơi tra bảng (18.6)

</div>Trang 30<div class="page_container" data-page="30">

5.5. Nút tháo dầu :

Chọn loại nút tháo dầu trụ trong bảng 18.7

5.6. Kiểm tra mức dầu :

Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc ta dùng que thăm dầu tiêu chuẩn.

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

5.7. Vịng móc :

-Hiện nay vịng móc được sử dụng nhiều, kết cấu đơn giản nhưng lại vững chắc. Vịng móc được làm trên lắp hộp.

-chiều dày vịng móc S = (2 –> 3) δ = 22->33 = 20 mm-đường kính d = (3 –> 4) δ = 33->44 = 35 mm

5.8. Nút tháo dầu :

50

</div>Trang 32<div class="page_container" data-page="32">

Thông số nút tháo dầu

</div>Trang 33<div class="page_container" data-page="33">

Tra bảng (9.11-*). ta có các kích thước cơ bản của trục vòng đàn hồi: d = 20 mm d = 36 mm B=4mm1

D = 90 mm D = 71 mm Bo1= 28 mm d = 36 mm Z= 6 l = 21 mmm1+ Kiểm nghiệm khớp nối

Để nối trục thỏa mãn ta phải tính về điều kiện sức bền dập của của vịng đàn hồi và điềukiện sức bền của chốt.

k=1,5

- Điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi:

- Điều kiện sức bền chốt:

Ta có điều kiện sức bền dập vịng đàn hồi:

52

</div>Trang 34<div class="page_container" data-page="34">

σd = 2.28246,4 .1,5

6.71 = 138,5N/mm2

5.11. Chốt định vị

Chốt dịnh vị hình cơn d = 6mm chiều dài l = 49 mm

5.12. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :

– Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền :Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ giảm 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

– Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :

Chọn độ nhớt của dầu ở 500C(1000C) để bôi trơn bánh răng : Bảng

Với thép 45 tôi cải thiện như ta đã chọn, có vận tốc vịng là 1,986 và 0,585 m/s (lần lượt là bánh răng của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm), tức là thuộc khoảng [0,5-2,5], ta dùng chung một loại dầu đặt chung trong HGT nên ta có thể chọn theo bảng với thép

= 470 - 1000 MPa, độ nhớt Centistoc là 160(20) (hay độ nhớt Engle là 16(3)).

Tiếp tục tra bảng , với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bơi trơn bánh răng: Dầu máy bay MC – 20, với các độ nhớt ở 500C(1000C) là 157(20) Centistoc.– Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kĩ thuật nó sẽ khơng bị mài mịn, bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau. Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn.

Về nguyên tắc, tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ; chât bôi trơn được chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ.

</div>