Đồ án Thiết kế, chế tạo băng tải và gàu tải

PHẦN IV : THIẾT KẾ GÀU TẢI I. Gàu tải: Gàu tải được sử dụng rộng rãi ở các xí nghiệp sản xuất bêtông,dùng để vận chuyển các vật liệu tơi như : xi măng, cát, đá, sỏi....Vật liệu chứa trong gàu vận chuyển theo phương thẳng đứng hay phương nghiêng với góc không nhỏ hơn 600 so với phương ngang . Gàu tải gồm tang hoặc đĩa xích dẫn động 6 và đĩa căng 1, bộ phận kéo thường là 2 dải xích , trên có gắn gàu 3 với bước gàu T.Bộ phận kéo và gàu được đặt trong vỏ che bằng kim loại 5. Chất tải vật liệu nạp qua cửa 2, còn xả qua vật liệu 7(hình1) Gàu tải có tốc độ cao 1,25 - 2,0 m/s thường để vận chuyển vật liệu ở dạng bột và cục nhỏ, còn tốc độ thấp 0,4-1 m/s khi vận chuyển vật liệu ở dạng cục lớn.Hình dáng gần cũng tuỳ thuộc vào loại vật liệu vận chuyển và được lắp trên cơ cấu kéo với bước gàu từ 300( 600 mm. Gàu tải có ưu điểm là kích thước nhỏ gọn, có thể nâng vật liệu lên độ cao tương đối lớn . Năng suất các loại gàu tải nằm trong khoảng từ 5(140m3/h. Nhược điểm của gàu tải là chịu tải lớn , cần phải nạp liệu đều trong quá trình làm việc . II. Tính các thông số của gàu : Năng suất : Q = 300T/h Vận tốc : v = 1,2m/s (theo tài liệu [1] ) Khối lượng riêng của clinker ( = 1400kg/m
Dung tích gàu : q = 12,5 dm3 = 0,0125m
Hệ số điền đầy gàu : k = 0,6 ( 0,85 (theo tài liệu [1]) Chọn k = 0,72 Ta có : Q = 3,6.
(theo tài liệu [1] ) Vì gàu tải làm việc theo 2 bộ truyền xích nên ta chỉ cần tính 1 bộ truyền , bộ truyền còn lại thì tương tự bước gàu : T =
m Vì chiều cao H = 50,4m Số gàu được sử dụng là :

n = 280 cái
Vật liệu làm gàu : thép 45 + khối lượng của 1 gàu : mgàu = Vgàu.
Vgàu = 2V1 +V2 +V3 V1 =
.2,5.2,24.0,04 = 0,11dm3 V2 = 2,5.4.0,04 = 0,4dm3 V3 = 4.2,24.0,04 = 0,35dm3 =>Vgàu = 2.0,11 + 0,4 + 0,35 = 0,97dm3 =>mgàu = 0,97.7,8 ( 7,6(kg) + khối lượng clinker chứa trong 1 gàu : mclinker = 0,72.12,5.1,4 ( 12,6kg =>khối lượng của gàu và clinker : m = mgàu + mclinker = 12,6 +7,6 = 20,2kg Dùng thép tôi 40X tôi cải thiện để làm xích (( = 7,8kg/dm3) Chọn xích : (20.100 =>khối lượng 1 mắc xích : m1x = 2.
= 0,49kg Số mắc xích trên 1 nhánh là: S =
mắc Khối lượng của nhánh xích là : Mnx = 800.0,49 = 392kg Trên 1 nhánh xích có 40 gàu =>(mgàu = 140.20,2 = 2828kg Vậy khối lượng 1 nhánh là : Mn = (mgàu + (mx = 2828+392 = 32200kg Lực tác dụng lên đĩa xích là : 32200N Do ma sát nên lực kéo cần thiết ( 32200.k (k = 105) P1 ( 33810(N) Do gàu tải làm việc theo 2 bộ truyền nên lực kéo cần thiết phải là P= 2P1 => lấy lực kéo P = 68000N Chọn động cơ điện : Để chọn động cơ điện cần tính công suất cần thiết . Nếu gọi N là công suất trên gàu tải , và ( là hiệu suất chung Nct =
Trong đó : N =
(kw) ( = 0,9 =>Nct =
(kw) Ở đây ta chọn cơ điện kí hiệu AZ-92-4 , công suất động cơ Nđ/c = 100kw , số vòng quay động cơ là 1480 vòng/ph . phân phối tỉ số truyền : tỉ số truyền động chung : i =
ntg : số vòng quay của tang ntg =
D = 720mm ntg =
vòng/ph i =
i = ikn .iđ.ibn.ibt ikn =
( tính ở phần khớp nối thuỷ lực ) trong đó :iđ là tỉ số của bộ truyền đai Chọn trước iđai = 2 ibn .ibt =
= 22,45 in : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ic : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm . Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu , ta chọn in = (1,2 (1,3)ic Lấy in = 1,25ic ic = 4,2 và in = 5,3 Bảng hệ thống các số liệu tính được :  Trục động cơ  Puli  I  II  III   i  ikn = 1,03  iđ = 2  in = 5,3  ic = 4,2   n (vòng / ph)  1480  1435  717  613  32   N (KW)  100  97  86  82,5  79   Kiểm nghiệm sức bền của xích : Theo công thức 2 - 26, trang 28, [4] Điều kiện bền :
Ứng suất trong xích :
N/mm2
= 1000N/mm2(vật liệu chế tạo xích là thép 40X thường hoá) Vậy xích đủ bền. IV. Tính toán 1 số thông số của khớp nối thuỷ lực : Khớp nối thuỷ lực cũng giống như các loại khớp nối khác dùng để truyền momen quay từ trục dẫn đến trục bị dẫn mà không thay đổi trị số momen đó , chỉ khác là ở đây nó dùng môi trường chất lỏng làm khâu trung gian để truyền cơ năng thực hiện việc nối "mềm" các trục . 1.Sơ đố kết cấu và nguyên lí làm việc : Khớp nối thuỷ lực gồm bánh bơm 1 lắp cố định trên trục dẫn 5 nối liền với động cơ bánh tuabin 2 lắp trên trục dẫn 4 . Vỏ 3 khớp nối lắp với bánh bơm và tạo thành buồng làm việc chứa chất lỏng . Hai trục dẫn và bị dẫn tách rời nhau . Công suất được truyền từ trục dẫn đến trục bị dẫn nhờ sự trao đổi năng lượng giữa hệ thống cách dẫn với chất lỏng làm việc . Khi động cơ làm việc , bánh bơm quay và truyền cơ năng cho chất lỏng . Dưới tác dụng của lực ly tâm chất lỏng chuyển động dọc theo cách dẫn từ tâm ra ngoài bánh bơm với vận tốc tăng dần . Sau đó chất lỏng chuyển sang bánh tuabin , khi qua các máy dẫn thì truyền cơ năng cho bánh đó làm cho nó quay cùng chiều với bánh bơm . Do đó momen quay được truyền từ trục dẫn đến trục bị dẫn . Chất lỏng sau khi ra khỏi bánh tuabin lại trở về bánh bơm và lại gặp quá trình chuyển động như trên 1 cách tuần hoàn giữa 2 bánh công tác . Chọn hiệu suất làm việc của bánh bơm khớp nối thuỷ lực : ( = 0,97 => i = ( = 0,97 hay
0,97 =>nT = nB . 0,97 - 1480.0,97 = 1436,6 (v/p) Các thông số của khớp nối thuỷ lực : Công suất : Nmax = Nđc . ( = 100.0,97 = 97KW Đường kính khớp nối thuỷ lực : D =

Trong đó :

= 0,95 kg/l nB = 1480(v/p) (Tra đường đặc tính khớp nối thuỷ lực, trang 106, [5]) =>D = 0,144(m) chọn D = 150 mm Số bánh làm việc ZB = 1,39 D0,52 ZB = 1,39 (150)0,52 ( 19 bánh Momen M =
Trong đó :
= 48
= 0,95 kg/l (trọng lượng riêng của dầu thuỷ lực ) D = 150 (mm) (Đường kính khớp nối) nB = 1480 (v/p) (số vòng quay) =>M = 4,8.0,95.0,155.14802 = 758,5 (N.m) Lưu lượng Q : Q = q.n q : lưu lượng riêng n : số vòng quay Trong đó : q =
b = 30 (mm) chiều rộng bánh răng S = 10 (mm) chiều dày bánh => q =
.7,52.3 - 19.7,5.3.1 = 102,6 cm3 => Q = 102,6.1480 = 151,9 (l/p) V. Thiết kế bộ truyền đai 1. Chọn loại đai: Vì công suất N ( 60 kW, nên theo bảng hướng dẫn chọn loại tiết diện đai hình thang trang 93, TLTKCTM ta chọn đai loại ( hoặc Ô . Ở đây ta tính cả 2 phương án và chọn phương án nào có lợi hơn. Ta tính theo cả 2 phương án và chọn phương án nào có lợi hơn Tiết diện đai
Ô Kích thước tiết diện đai a.h (mm) 32.19 38.8,3 Diện tích tiết diện F (mm
) 476 692 ( Theo bảng 5-11, trang 92, [2]) 2. Định đường kính bánh đai nhỏ. Theo bảng 5-14, [2] lấy: D1(mm) 350 500 Kiểm nghiệm vận tốc của đai: vđ =
=
= 0,077 D1 m/s vđ = 26,5 m/s 37,5m/s Không thể chọn loại đai
vì vđ > vmax = (30(35) m/s và cũng không thể chọn lại D1 vì D1 = 500 mm đã là nhỏ nhất. Với đai loại
thì vđ = 26,5 m/s < vmax - thích hợp 3. Tính đường kính D2 của bánh lớn: Chọn
= 0,02 (vì đai hình thang) iđ = 2 D2 = 2.350.(1 - 0,02) = 686 (mm) ( Theo công thức 5-7, trang 85, [2] ) Lấy theo tiêu chuẩn bảng 5-15, trang 93, [2], D2 = 710 (mm) Số vòng quay thực n'2 của trục bị dẫn n'2= (1-0,02).1435.
(Công thức 5-8, trang 85, [2]) n'2=0,98.1435.
= 693 vòng/ph
=
= 3,3 % Sai số
nằm trong phạm vi cho phép từ (3(5) % do đó không cần chọn lại đường kính D2 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A : (theo bảng 5-16, [2] ) A
D2 (mm) = 710 mm 5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ : (công thức 5-1, trang 83, TLTKCTM ) L= 2A +
(D2+D1) +
L= 2.710 +
(710 + 350) +
L= 3130 mm Lấy L theo tiêu chuẩn (bảng 5-12, trang 92, [2] ) L= 3150 mm Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây u =
=
= 8,25 < umax = 10 6. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn. (công thức 5-2, trang 83, [2] ) A =

A =
A = 720 mm Khoảng cách A thoả mãn đều kiện 5-19, trang 94, [2] 0,55(D1 + D2) + h
A
2 (D1+ D2) 602
720
2120 Khoảng cách A nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai Amin = A - 0,015L (mm) Amin = 720 - 0,015.3150 = 673 mm Khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng Amax = A + 0,03.L (mm) Amax = 720 + 0,03.3150 =1319 (mm) 7. Tính góc ôm
Theo công thức 5-3 TLTKCTM
= 1800 -
. 570 (1 = 1800 _
.570 = 1510 Góc ôm
thoả mãn điều kiện :

1200 Xác định số đai Z cần thiết : Chọn ứng suất căng ban đầu
= 1,2N/mm2 và theo trị số D1 = 350mm , theo bảng 5- 17, [2] , tìm được ứng suất có ích cho phép
=1,91N/mm2 Z (
( công thức 5- 22, trang 95, [2]) Ct (tra bảng 5- 6, trang 89, [2] ) , Ct = 0,9 C
(tra bảng 5- 18, trang 95, [2] ) , C
= 0,92 Cv (tra bảng 5- 19, trang 95, [2] ) , Cv = 0,74 F (tra bảng 5- 11, trang 92, [2] ) , F = 476mm2 Z ( 2,83 Chọn Z = 3 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai : Chiều rộng bánh đai (công thức 5 -23, [2]) B = (Z -1)t + 2.S B = (3 -1)37,5 + 2.24 B = 123mm Đường kính ngoài cùng của bánh đai : + Bánh dẫn : Dn1 = D1 + 2h0 Dn1 = 350 + 2.8,5 = 367mm + Bánh bị dẫn : Dn2 = D2 + 2h0 Dn2 = 710 + 2.8,5 = 727mm Các kích thước t, s, h0 tra bảng 10 - 3, trang 257, [2] 10. Tính lực căng ban đầu S0 : (công thức 5 - 25, [2]) và lực tác dụng lên trục R (công thức 5- 26, [2]) S0 =
.F S0 = 1,2 . 476 = 571N R = 3.S0.sin
R = 3.571.sin
.3 = 4975 (N) II) Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng nghiêng ). 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Bánh nhỏ : thép 45 thường hoá :
= 580 N /mm2
= 290 N /mm2 HB = 210, phôi rèn ( giả thuyết đường kính phôi từ 100 mm (300 mm). Bánh lớn : thép 35 thường hoá :
= 460 N /mm2
= 230 N/mm2 HB = 180, phôi rèn ( giả thuyết đường kính phôi từ 500 ( 750mm ). 2. Định ứng suất cho phép : Số chu kỳ làm việc của bánh lớn : N2 = 5.300.2.6.60.135 = 145,8.106 Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ : N1 = i.N2 = 5,3.145,8.106 = 388,6.106 Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (N =107) Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k'N của cả 2 bánh răng đều bằng 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
tx1 = 2,6.210 = 546 N /mm2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
tx2 = 2,6.180 = 468 N /mm2 Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn là n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K
= 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hoá ) Giới hạn mỏi của thép 45 là :
-1 = 0,43.580 = 249,4 N /mm2 và của thép 35 là :
= 0,43.460 = 198 N /mm2 Vì bánh răng quay 1 chiều : Đối với bánh nhỏ :
=
138,5 N /mm2 Đối với bánh lớn :
N /mm2 ( Theo công thức 3-5, trang 42, [2] ) 3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
5. Tính khoảng cách trục A, Lấy (' = 1,35. A ( (5,3 + 1)
(Theo công thức 3-9, trang 45, [2] ) A ( 314 (mm) 6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : Vận tốc vòng : v =
m/s (công thức 3- 17, trang 46 , [2]) Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 (bảng 3-11, trang 46, [2]) 7. Định chính xác hệ số tải trọng K : Vì tải trọng không đổi và độ rắn của các bánh răng HB < 350 nên Ktt = 1 Giả sử b>
, với cấp chính xác 9 và vận tốc < 3m/s , tra bảng 3-14, [2] tìm được Kđ = 1,2 Do đó : K = Ktt .Kđ = 1.1,2 = 1,25 Vì trị số K không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và có thể lấy A = 300 mm 8. Xác định mođun , số răng , góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng : Mođun pháp : mn = (0,01 ( 0,02).300 = 3 ( 6 lấy mn = 4 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng ( = 10o , cos ( = 0,985 Tổng số 2 bánh răng : Zt = Z1 + Z2 =
Lấy Zt = 148 Số răng bánh nhỏ : Z1 =
Số răng Z1 thoả mãn điều kiện là lớn hơn trị số giới hạn trong bảng 3- 15, [2] Số răng bánh lớn : Z2 = 24.5,3 = 134 Tính chính xác góc nghiêng : Cos ( =
(Công thức 3- 28, trang 50, [2]) ( = 9o Chiều rộng bánh răng : B = (A . A = 0,4.300 = 120 (mm) Chiều rộng b thoả mãn điều kiện : b >
mm 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng : Tính số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztđ1 =
Số răng tương đương của bánh lớn : Ztđ2 =
Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y1 = 0,492 Hệ số dạng răng của bánh lớn y2 = 0,517 Lấy hệ số (' = 1,5 (theo bảng 3- 18, trang 52, [2]) Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :
N/mm2
N/mm2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn (công thức 3-40, trang 52, [2])
N/mm2
N/mm2 10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ : Mođun pháp mn = 4 mm Số răng Z1 = 24 ; Z2 = 124 Góc ăn khớp (n = 20o Góc nghiêng ( = 9o Đường kính vòng chia (vòng lăn) d1 =
mm (bảng 3- 2, trang 36, [2]) d2 =
mm Khoảng cách trục A = 430 mm Chiều rộng bánh răng b = 120 mm Đường kính vòng đỉnh răng ( bảng 3- 2, trang 36, [2]) De1 = d1 + 2mn = 97 + 2.4 = 105 mm De2 = d2 + 2mn = 503 + 2.4 = 511 mm Đường kính vòng chân răng (bảng 3- 2, trang 36, [2]) Di1 = d1 - 2,5mn = 97 - 2,5.4 = 87 mm Di2 = d2 - 2,5mn = 503 - 2,5.4 = 665,5 mm 11. Tính lực tác dụng lên trục : Lực vòng : P =
(công thức 3- 50, trang 54, [2]) =
N Lực hướng tâm : Pr =
(N) Lực dọc trục : Pa = P.tg( = 8040.tg 9o Pa = 3066 (N) III. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng nghiêng) 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa (b = 580 N/mm2, (ch = 290 N/mm2 HB = 210 Bánh lớn: Thép 35 thường hóa (b = 460 N/mm2, (ch = 230 N/mm2 HB = 180 (Phôi rèn, giả thuyết đường kính phôi 500 - 750 mm) 2. Định ứng suất cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh lớn N2 = 5.300.2.6.60.32 = 34,56.106 Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ N1 = i.N2 = 4,2.34,56.106 = 145,1.106 Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (N0=107) Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k'N của cả 2 bánh răng đều bằng1 (B Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ
= 2,6.210 = 546 N/mm2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn
= 2,6.180 = 468 N/mm2 Để định ứng suất cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K( = 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa) Giới hạn mỏi của thép 45 là (-1 = 0,43.580 = 249,4 N/mm2 Giới hạn mỏi của thép 35 là (-1 = 0,43.460 = 197,8 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
= 109,4 N/mm2 3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
= 0,4 5. Tính khoảng cách trục A (Công thức 3-9, trang 45, [2]) A
A
A ( 418 mm 6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. (Theo công thức 3-17, trang 46, [2]) Vận tốc vòng: v =
v = 1,1 m/s Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9. 7. Định chính xác hệ số tải trọng K Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng nhỏ hơn 350 HB nên Ktt= 1. Do đó K = 1.1,2 = 1,2. Vì trị số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục : A = 418.
405 mm 8. Xác định môđun , số răng và chiều rộng bánh răng : Môđun m = (0,01 ( 0,02) .405 = 4,05 ( 8,1 mm Lấy m = 6 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng ( = 10o => cos( = 0,985 Tổng số răng của 2 bánh : Zt = Z1 + Z2 =
Số răng bánh nhỏ: Z1=
Số răng bánh lớn: Z2 = 4,3.25 = 108 Tính chính xác góc nghiêng cos( =
( ( = 100 Chiều rộng bánh răng: b = (A.A = 0,4.405 = 162 mm chiều rộng b thoả mãn điều kiện b >
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y1 = 0,429 Hệ số dạng răng của bánh lớn y2 = 0,517. Lấy hệ số (" = 1,5 Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ (3- 33, trang 51, [2]) (u1 =
(u1
N/mm2 (u1 <
= 138,5 N/mm2 Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn (u2 = 94,2
78,1N/mm2 (u2 <
= 109,4 N/mm2 10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Môđun : m = 6 mm. Số răng : Z1 = 25 ; Z2 = 108 Góc ăn khớp : ( = 200 Góc nghiêng : ( = 10o Đường kính vòng chia : d1 =
= 152 mm d2 =
= 685 mm Khoảng cách trục A A = 405 mm Chiều rộng bánh răng b = 162 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 152 + 2.6 = 164 mm De2 = 685 + 2.6 = 670 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 152 - 2,5.6 = 137 mm Di2 = 658 - 2,5.6 = 643 mm 11. Lực tác dụng lên trục : Lực vòng P =
P = 76790 N Lực hướng tâm Pr =
=
(N) Pr = 28375 (N) Lực dọc trục Pa = P.tg( = 76790.tg 11o = 13540(N) IV. Tính toán thiết kế trục và then. 1.Tính đường kính sơ bộ của các trục ( Theo công thức 7-2 , [1]) d ( C
Đối với trục I : N = 86 (kW) n = 717(vg/ph) C : Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục truyền chung có thể lấy C = 110. dI = 110
(mm) Đối với trục II : N = 82,5 kW n = 135 vg/ph dII = 110
(mm) Đối với trục III : N = 79 (kW) n = 32 (vg/ph ) dIII = 110
(mm) Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong 3 trị số dI , dII , dIII , ở trên ta có thể lấy trị số dII = 90(mm) để chọn loại bi ổ chặn cỡ trung bình. Theo bảng 148 trang 339 [1], ta có chiều rộng ổ B = 45(mm) Tính gần đúng trục, ta chọn các kích thước sau: Khe hở giưã các bánh răng : 10 mm Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : 10 mm Chiều rộng bánh đai : 235 mm Chiều rộng bánh răng cấp nhanh : 120 mm Chiều rộng bánh răng cấp chậm : 162 mm Tổng hợp các kích thước phần tử ở trên ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đỡ :