Đồ án chi tiết máy bánh răng côn răng thẳng 1 cấp (đầy đủ bản vẽ)bản vẽ bao gồm các bản như: bản vẽ lắp, bản vẽ phân rã 3D, bản các chi tiết chính trong hộpphù hợp, thích hợp, thoải mái cho các bạn sinh viên đang làm đồ án chi tiết máy tham khảo
Tính chọn động cơ
Xác định công suất động cơ
Công suất cần thiết: p ct = P t ƕ
Công suất tính toán trên trục máy công tác:
Hiệu suất của hệ thống:
Vì đây là động cơ đai hộp giảm tốc bánh răng côn – khớp nối η ht =ƕ đ ƕ 0 3 ƕ br ƕ k η ht =0,95 0,99 3 0,96 1=0,885
Công suất cần tính trên trục động cơ:
Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay trên trục công tác n lv = 60.10 3 v π D = 60.10 3 0,45
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động ( sơ bộ ) u sb =u n u h =3.4
( Chọn sơ bộ tỷ số truyền bộ truyền đai u n =u đ =3 của hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp u n =4 )
Số vòng quay trên trục động cơ: n sb =n lv n sb a,39.12s6 ( v p )
Kiểu động cơ Công suất(kW)
Kiểm tra điều kiện bền của động cơ
Nên động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện quá tải
Phân phối tỉ số truyền
Phân lại tỉ số truyền: u t = η dc η lv
= 730 61,39 ,89 Phân phối lại tỉ số truyền
Theo dãy ở trang 49 1 chọn u đ =3,56 u br = u t u đ = 11.894
Tính các thông số trên các trục
Số vòng quay η dc s0( vòng/ p ) η 1 = η đc u đ = 730
Bảng kết quả tính toán
Thông số Động cơ I II Công tác
Thiết kế bộ truyền ngoài
Chọn đai
Chọn đai vải cao su
Xác định thông số bộ truyền đai
- Đường kính bánh đai nhỏ theo(4.1) d 1 =(5,2 … 6,4) √ 3 T 1 ¿( 5,2… 6,4)√ 3 77184.9 "1… 272( mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d 1"4(mm)
- Đường kính bánh đai lớn theo(4.2) d 2 =d 1 4 ( 1−ξ)"4.3,56 ( 1−0,01)x9( mm)
Chọn theo tiêu chuẩn d 20(mm)
- Tỷ số truyền thực tế: u t = d 2 d 1 (1−ξ) = 800
- Sai lệch tỉ số truyền: Δu=u= u t −u u = 3,58−3,56
4.1800 ) = 5208(mm) Cộng thêm 100 – 400 mm tùy từng cách nối đai
Số vòng chạy của đai i = v l = 15,23 5,105 = 2,98α
Xác định tiết diện đai
15,23 51,94 ( N ) (4.9) Theo barg 4.8 tỉ số( δ/ d 1 ¿ max trên đai dẹt vải cao su nên dựa là 1/40 nên δ = d 1
Theo bảng 4.1 dùng loại đai δ −800 có lớp lót, trị số tiêu chuẩn δ =6 mm với số lớp là 4
Trong bộ truyền ngoiaf có góc nghiêng nói tâm là 25 độ, điều chỉnh kỳ lực căng, cho σ 0 =1,8( MPa)
( k v =0,04 đối với vải cao su)
- Diện tích tiết diện đai dẹt
Với k đ - hệ số tải trọng ( dao động nhẹ làm việc 2 ca) => k đ =1+ 0,1=1,2
[ σ F ]- ứng suất có ích cho phép b , δ chiều rộng vòng đai, dày đai
Theo bảng 4.1 chọn trị số tiêu chuẩn bEmm, chiều rộng bánh đai B=1,1b+ ( 10 ÷15 )=1,1.45 + (10 ÷ 15) = 59,5 ÷ 64,5 (mm)
Xác định lực căng ban đầu
Bảng thông số
Thông số Đai dẹt Đường kính đai nhỏ d 1 (mm) 224 Đường kính đai lớn d 2 (mm) 800
Chiều rộng bánh đai B (mm) 63
Chiều dài bánh đai l (mm) 5208
Lực tác dụng liên tục 1346
Thiết kế bộ truyền bánh răng
Chọn vật liệu
Bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241… 285 có σ b 1 0 MPa , σ ch1 X0 MPa
Bánh lớn: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có σ b 2 u0 Mpa , σ ch2 E0 MPa
Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350 σ Hlim 0 =2 HB +70 ;s H =1,1; σ Elim 0 =1,8 HB, s F =1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 $5, độ rắn bánh lớn HB 2 #0 σ Hlim1 0 =2 HB 1 + 70=2.245 +70V0 MPa σ Elim 0 1
=1,8.245A1 MPa σ Hlim2 0 =2 HB 2 +70=2.230 +70S0 MPa σ Elim 0 2 =1,8.230A4 MPa
Có N HE2 < N Ho 2 do đó K HL2 = √ 6 N N H HE 02 2 = √ 6 1,39 10 5,81 10 6 6 =0,7879
Vì tính truyền động theo bánh răng côn răng thẳng ứng suất tiếp xúc lấy giá trị bé hơn [ σ H 1 ¿= 509,5Mpa
N FE 2 =6,5.10 6 < N Fo2 $,2 10 6 do đó K FL2 = √ N N FE2 Fo2 =1,92
Do đó theo 6.2a bộ truyền quay 1 chiều K Fc =1, ta được
1,75 )3,3 MPa Ứng suất quá tải cho phép 6.13 và 6.14
Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
3.3.1 Xác định chiều dài côn ngoài
Răng thẳng bánh khép kín K r =0,5 ; K đ =0,5.100P MPa
Chọn trục bánh côn lăn trên ổ đữa, sơ đồ I
Xác định số răng ăn khớp
Z 1 =1,6 Z 1 p =1,6.17',2 Đường kính trung bình và mô đun trung bình d m1 =( 1−0,5 K be ) =( 1−0,5.0,25 ) 101,76,04 ( mm) m tm = d m1
Mô đun vòng ngoài (6.54) m te = m tm
Theo bảng 6.8 lấy trị số m te =4( mm ) m tm =m te ( 1−0,5 k be ) =3 (1−0,5.0,25)=2,625 ( mm)
Lấy Z 1 1 răng, do đó tỷ số truyền u m = Z 2
28 = 4,32 Góc côn chia δ 1 =arctg ( Z Z 1 2 ) = arctg ( 121 28 ) ,029 o δ 2 0 −δ 1 v,971 o
Z 1 ( chọn hệ số dịch chuyển x 1 =0,33, x 2 =−0,33 Đường kính trung bình nhỏ d m1 = Z 1 m tm (.3,27,56d m2 = Z 2 m tm 1.3,2795,67
Chiều dài côn ngoài R e =0,5 m te √ Z 1 2 + Z 2 2 =0,5.4 √ 28 2 +121 2
3.3.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Với bánh răng côn răng thẳng K Hα =1, vận tốc vòng theo công thức 6.24
60000 =1,29 Theo bảng 6.13 cấp chính xác = 8
Trong đó theo bảng 6.15 δ H =0,006; theo bảng 6.16 g o V
Thay cái giá trị vừa tính được vào 6.58 σ H = Z m Z h Z ε √ 2 T 1 K H 0,85.b d √ u 2 +1 m1 2 4
3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn σ F = 2T 1 K E Y ε Y β Y F1
Thay các giá trị vừa tính vào 6.65 σ F1 = 2 194782.1,45 0,583.1 3,73
3,73 u,6 ( MPa) Điều kiện bền uốn được đảm bảo
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 với K qt =1,8 σ Hmax =σ H √ K qt E5,17 √ 1,8e0,92< [ σ Hmax ] 60
Theo 6.99 σ F1 max =σ F1 K qt w,72.1,8 9,89 (MPa )< [ σ F ] max = 464 σ F2 max =σ F 2 K qt u,63.1,8 6,134 ( MPa)< [ σ F ] max = 360
3.3.4 Các thông số về kích thước bộ truyền bánh răng côn Đường kính chia ngoài: d e 1 =m te z 1 =4.28 2 d e 2 =m te z 2 =4.121= 484
Chiều cao răng ngoài h e =2 h e m te =2 cos30.4=6
Chiều cao đầu răng ngoài h ae 1 =( h te + x η 1 cosβ m ) m+ e
=(cos30+ 0,3 cos 30).4 =4,5 h ae 2 =2 h te m+ e−h ae1 =2.cos 30.3− 4,5+0,2.3=1,296
Chiều cao chân răng ngoài h fe1 =h e − h e1 =6− 4=2 h fe2 =h e − h e2 =6−1,42=4,58 Đường kính đỉnh răng ngoài d ae 1 =d e 1 +2 h ae 1 cos δ 1 2+ 2.3,78 cos13,0299,36 d ae 2 =d e 2 + 2 h ae2 cos δ 2 H4 + 2.1,296 cos76,971H4,58
Theo các công thức trong bảng 6.19 tính được
Chiều dài côn ngoài R e $8,39 mm
Mô đun vòng ngoài m te =4
Hệ số dịch chuyển chiều cao x 1 =0,33 ; x 2 =−0,33 Đường kính chia ngoài d e1 2 ;d e 2 H4 Góc côn chia δ 1 ,029 o ;δ 1 v,971 o
Chiều cao đầu răng ngoài h ae1 =3,78 ;h ae 2 =1,42Chiều cao chân răng ngoài h fe1 =2,02 ;h fe2 =4,38 Đường kính đỉnh răng ngoài d ae 1 9,36 ;d ae 2 H4,58
Trục
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là C45 có δ b = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [ τ ¿ = 12…20 Mpa
Thiết kế trục
4.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục theo ( 10.9) đường kính trục thứ K với K = 1, 2 d k = √ 3 0,2[ TK τ ] với Tk : moomen xoắn trục thứ K
[ τ ¿ : ứng xuất xoắn cho phép trên trục d 1 = √ 3 0,2[ T 1 τ ] = √ 3 194782 0,2[ τ ] (mm) d 2 = √ 3 0,2[τ T 2 ] = √ 3 770852 0,2[ τ ] (mm)
Theo điều kiện chuẩn chọn đường kính d và chiều rộng ổ lăn bo
4.2.2 Tính toán trên các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng trục
Chiều dài may ơ của chi tiết quay thứ 3 trên trục b13 được xác định là l m13, trong khi chiều rộng vành đai thứ 3 trên trục 1 là b13 Khoảng cách công xôn trên trục 1, tính từ chi tiết 2 đến ngoài hộp giảm tốc đầu gối đỡ, được tính bằng công thức l c12 = 0,5 * (lm12 + bo + k3 + hn).
Theo bảng 10.3 chọn k1, k2 =8, k3= 20, hn= 19 l c 12 =0,5( l m12 +bo ) +k 3+ hn ¿ 0,5 ( 50+21)+20+19 = 74,5 l 13 =l 11 + K 1+ K 2+l m13 +0,5 (b 0 −b 13 cos δ 1 )
4.2.3 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
Tính toán lục các trục
Lực cặp bánh răng ăn khớp và bộ truyền đai có tác dụng lên trục
*Lực của cặp bánh răng côn
Theo (10.3) F t1 = 2T 1 d m1 trong đó T1: momen xoắn trên trục I d m1 : đường kính trung bình của bánh răng
Với góc α : góc ăn khớp α °
Lực tác dụng lên trục của bánh đai
Ta có Rđ = 1346 (N) và nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 25 °
F Rx = R đ cos 25° 46.cos 25° 19,8( N ) phản lực các gối đỡ và momen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm trên trục I
{ ∑ ∑ MA=0 F i =0 { −F Rx 75−R F Rx −R Bx 100 Ax − R − Bx M + a1 F + r 1 F = r1 0 156=0
{ ∑ ∑ MA=0 F i =0 { −F Ry F 75−R Ry − R Ay By −R 100 By + + F F t1 t1 =0 156=0
* xác định đường kính cho đoạn truc I và chọn then cho trục I
Mt đ B > Mt đ A => lấy Mt đ B để tính d
Theo công thức ( 10.17 ) ta có di ≥ √ 3 0,1[ Mt đ i δ ]
Chọn theo tiêu chuẩn ( Trang 195)
Tiết diện lắp bánh răng d c E
Tiết diện lắp bánh đai d D 8
Chọn then cho trục I : theo bảng 9.1a (Trang 173) { b(mm) t h=8 1 =5 (mm) (mm)
Kiểm nghiệm độ bền mỏi
4.3.1 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I
Với [ δ ¿ là hệ số an toàn cho phép , thông thường [ δ ¿=1,5 … 2,5
S δj v à S τj : hệ số an toàn chỉ xét ứng suất pháp và an toàn chỉ xét riêng ứng suất tại các tiết diện j
Giới hạn mỏi uốn δ −1 và giới hạn xoắn τ −1 tương ứng với chu kỳ đối xứng, trong đó δ aj, τ aj, δ mj, và τ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất cho phép tại tiết diện j.
Theo bảng tra (10.7), ta có ψ δ =0,05 ψ τ =0
Do các hộp của trục giảm tốc quay, ứng suất sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng Khi trục của hộp giảm tốc quay theo một chiều, ứng suất sẽ biến đổi mạnh theo chu kỳ Dựa vào công thức (10.22) và (10.23), ta có δ mj = 0 và δ aj = δ maxj = M j.
Trong đó W j ,W 0 j là momen và uốn xoắn trong các trục tiết diện j
Giá trị b, t=5 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu của rãnh then trên trục
2.38 = 9914,3 Xác định k δd , k τd Hệ số theo công thức k δd =
Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cầm đạt
R a =2,5 … 0,63 μmm , tra bảng 10.8 ( Trang 179 ) có
Không dùng phương pháp tôi bề mặt Ky=1
Tra bảng ( 10.12 ) ta dùng dao phay đĩa với ứng suất δ b `0 MPa
Kiểm tra thấy các tiết diện nguy hiểm đều an toàn
Phản lực tại các gối đỡ và momen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm trên trục II
Trong mặt phẳng OXZ, ta có
D: đường kính vòng tròn qua tâm của các chốt nối trục vòng đàn hồi
Trong mặt phẳng YOZ có:
{ 2800.118+ 2800+ R 4254.205− Ay − 4254+ R R By By 291=0 =0 { R R Ay By =−2678,2 A32,2
M tC tr = √ M Cx tr2 + M Cy 2 +0,75 M Cz 2
M tC tr > M tC p => lấy M tC tr để xác định d
Chọn theo tiêu chuẩn ( Trang 195)
Tiết diện lắp bánh răng d c `
Chọn then cho trục II : theo bảng 9.1a (Trang 173) { b h t 1 (mm) (mm) = 6(mm)
4.3.2 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II
Với [ δ ¿ là hệ số an toàn cho phép , thông thường [ δ ¿=1,5 … 2,5
S δj v à S τj : hệ số an toàn chỉ xét ứng suất pháp và an toàn chỉ xét riêng ứng suất tại các tiết diện j
Giới hạn mỏi uốn δ −1 và giới hạn xoắn τ −1 được xác định theo chu kỳ đối xứng Các ký hiệu δ aj, τ aj, δ mj, và τ mj đại diện cho biên độ và trị số trung bình của ứng suất cho phép tại tiết diện j.
Theo bảng tra (10.7), ta có ψ δ =0,05 ψ τ =0
Do các hộp của trục giảm tốc đều quay, ứng suất trong hệ thống thay đổi theo chu kỳ đối xứng Khi trục của hộp giảm tốc quay theo một chiều, ứng suất biến đổi mạnh theo chu kỳ, điều này có thể được mô tả bằng các công thức (10.22) và (10.23), với δ mj = 0 và δ aj = δ maxj = M j.
Trong đó W j ,W 0 j là momen và uốn xoắn trong các trục tiết diện j
Giá trị b, t=6 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu của rãnh then trên trục
2.52 = 25655,1 Xác định k δd , k τd Hệ số theo công thức k δd =
Với các trục được gia công tiện, tại các tiết diện nguy hiểm cầm đạt
R a =2,5 … 0,63 μmm , tra bảng 10.8 ( Trang 179 ) có
Không dùng phương pháp tôi bề mặt Ky=1
Tra bảng ( 10.12 ) ta dùng dao phay đĩa với ứng suất δ b `0 MPa
Kiểm tra thấy các tiết diện nguy hiểm đều an toàn
Ổ lăn
TRỤC I
Chọn ổ đũa côn có thông số ( mã 7208) ( cỡ nhẹ) d= 40 (mm)
Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho các ổ chịu tải lớn hơn Fr = 6231.6 (N)
Theo công thức 11.3 với Fa = 0 Tải trọng quy ước
Fr : tải trọng hướng tâm (KN)
V: hệ số kể đến vòng nào quay ( quay trong => V=1 )
Kt: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ , Kt =1
Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Theo công thức 11.1 , khả năng tải động
Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Qo = Xo Fr với Xo = 0,5 ( bảng 116)
Qo < Fro = 6231.6 và Qo = 3115,8 = 3,115 (KN)
Khả năng tải tĩnh được đảm bảo
Vậy chọn ổ đũa côn có mã ký hiệu với 7208 với d = 40 (mm) C = 42,4 (KN)
TRỤC II
Có RA= √ RAx 2 + RAy 2 = √ 988 2 +(−639) 2 = 1176,6 (N) RB= √ RBx 2 + RBy 2 = √ (−2678,2) 2 +( 4132,2 ) 2 = 4924,2 (N)
Chọn ổ đụa côn ký hiệu 2007111 d= 55 (mm)
Vậy ta có thể tiến hành kiểm nghiệm cho các ổ chịu tải lớn với Fr = 534,38 (N) Theo công thức 11.3 với Fa = 0 Tải trọng quy ước
Fr : tải trọng hướng tâm (KN)
V: hệ số kể đến vòng nào quay ( quay trong => V=1 )
Kt: hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ , Kt =1
Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( va đập nhẹ => kđ =1,2 )
Theo công thức 11.1 , khả năng tải động
Cd = Q m √ L với Q =0.64 (KN) m = 10 3 ( ổ đũa côn )
Khả năng tải tĩnh của ổ
Qo = Xo Fr với Xo = 0,5 ( bảng 116)
Qo < Fro = 534,38 và Qo = 267.19= 0.27 (KN)
Khả năng tải tĩnh được đảm bảo
Vạy chọn ổ đũa côn có mã ký hiệu với 7208 với d = 55 (mm) C = 49,1 (KN)
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, các chi tiết khác
Kết Cấu Vỏ Hộp Giảm Tốc
Vỏ hộp giữ cho các chi tiết và bộ phận máy ở vị trí chính xác, chịu tải trọng từ các chi tiết lắp ráp, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu
Chọn bề mặt lắp ghép và thân đi qua tâm trục
*, Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:
Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc
+ bulong ghép bích và thân d3
+ vít ghép nắp của thăm d5 d1 ≥ 18,148 ≥ 12 (mm) chọn d1= M18
4 - Mặt bích ghép nắp và thân
+ chiều dài bích thân hộp S 1
+ chiều dài bích nắp hộp S 2
+ chiều rộng mặt bích nắp hộp và thân K 1
+Đường kính ngoài và tâm lỗ vít
+Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:
K2 Định theo kích thước ổ nắp
+Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E1 và C
( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
=> k = 20mm h1 : phụ thuộc vào tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa h1 = 50
Chiều dày khi không có phần lồi S3
Bề rộng mặt đế hộp, K3 và q
7 - Khe hở giữ các chi tiết
+ giữa bánh răng với thành hộp ∆
+ giữa đỉnh bánh răng lớp với đáy hộp
Và phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc
Bôi Trơn Hộp Giảm Tốc
Để đảm bảo hiệu suất hoạt động của bánh răng, chiều sâu ngâm dầu nên được thiết lập khoảng 1/4 bán kính cho bánh răng cấp chậm và khoảng 1/6 bán kính cho bánh răng cấp nhanh Lượng dầu bôi trơn cần thiết dao động từ 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi kW công suất truyền.
Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ và số vòng quay của ổ Trong thực tế, khi vận tốc trượt dưới 4 đến 5 m/s, có thể sử dụng mỡ hoặc dầu để bôi trơn.
6.3.3 Dầu bôi trơn hộp giảm tốc chọn độ nhớt để bôi trơn dầu phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh răng tra theo bảng 18.11 ta chọn độ nhớt dầu ở 50 o C (100 o C) là: \f(,
Để chọn loại dầu bôi trơn phù hợp cho hộp giảm tốc, cần dựa vào độ nhớt đã chọn và tham khảo bảng 18.13, trong đó loại dầu công nghiệp 45 là sự lựa chọn thích hợp.
6.3.4 Lắp bánh răng nên trục và điều trỉnh sự ăn khớp để lắp bánh răng nên trục ta chọn mối ghép then và chọn kiểu lắp là: \f(H7,k6 vì nó chịu tải trọng va đập vừa
6.3.5 Điều chỉnh sự ăn khớp: để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng nên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn.
Một Số Kết Cấu Khác Liên Quan Đến Cấu Tạo Vỏ Hộp
Dùng pp dúc để chế tạo nắp ổ , vật liệu là gang xám GX 15-32
Căn cứ vào bảng 18.2 các kích thước lắp ổ lăn như sau:
Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm h(mm) d4(mm) z
Chọn chiều dày S0 Đường kính lỗ d=(3…4) δ =(3…4).9'…36 chọn δ = 30(mm)
Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm của các trục Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước, sau khi gia công và khi lắp ghép, lỗ trụ trên thân và nắp cần được gia công đồng thời Việc sử dụng 2 chốt định vị giúp ngăn ngừa biến dạng ở vòng ngoài của ổ khi xiết bulong.
Chọn chốt định vị hình côn
Theo bảng 9.5 trang 145 sách giáo trình ta có d c l
Theo như bảng 9.6 trang 146 sách giáo trình ta có kích thước nắp quan sát
Để kiểm tra và quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp, cần có cửa thăm ở đỉnh hộp Kích thước cửa thăm được chọn dựa trên bảng 18-5, như hình vẽ minh họa.
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí Để thực hiện điều này, nút thông hơi được sử dụng, thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm.
Theo bảng 19.7 sách giáo trình trang 146 ta chọn nút thông hơi có kích thước sau:
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bặm và hạt mài, hoặc bị biết chất, do đó cần thay dầu mới Để thực hiện việc thay dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu Kích thước của nút tháo dầu có thể tham khảo trong bảng 9.8 trang 147.