Đồ án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trang 1 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYTÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI---CHƯƠNG 1.. Momen xoắn Momen xoắn trên các trục tính theo công thứcTi=9,55.106.. Sau khi xác ịnh ược vật liệu, c

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

-CHƯƠNG 1 TÍNH ĐỘNG HỌC

❖ Dữ liệu cho trước

Thiết kế băng tải

- Lực kéo băng tải: F = 1320 (N)

- Vận tốc băng tải: v = 2.19 (m/s)

- Đường kính tang: D = 360 (mm)

- Thời hạn phục vụ: Lh = 12500 (giờ)

- Số ca làm việc: soca = 2 (ca)

- Góc nghiên đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 30 (độ)

- Đặc tính làm việc: va đập nhẹ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Công suất làm việc

Theo công thức 2.11_[1]_trang 20:

P lv= F v

1000=

1320.2,19

1000 =2,89(kW ) (1.1)1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động Theo công thức 2.9_[1]_trang 19:

=❑br .❑3ol .❑d .❑kn (1.2)

Tra bảng 2.3_[1]_trang 19:

- Hiệu suất bộ truyền đai: d = 0,95

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng: br = 0,97

- Hiệu suất ổ lăn: ol = 0,99

- Hiệu suất khớp nối: kn = 1

Vậy: =❑br .❑2ol .❑d .❑kn= 0,97.0,99.0,99 0,99 0,95.1=0,8941

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

Theo công thức 2.8_[1]_trang 19:

P yc=P lv

❑=

2,89 0,8941=3,23(kW ) (1.3)1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác

Với hệ dẫn động băng tải, theo công thức 2.16_[1]_trang 21:

n lv=60000 v

60000 v

π 360 =116,18 (v / ph) (1.4)1.1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ theo bảng 2.4_[1]_trang 21:

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u d=2

- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ: u br=4

Theo công thức 2.15_[1]_trang21, tỷ số truyền sơ bộ:

u sb=u d u br= 2.4=8 (1.5)1.1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

Theo công thức 2.18_[1]_trang 21:

• Ký hiệu động cơ: 4A112MB6Y3

• Công suất động cơ: 𝑃 = 4,0(𝑘W)

• Vận tốc quay: 𝑛 =950 (𝑣/𝑝 )ℎ)

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung cho hệ dẫn động:

μ ch=n dc

n lv=

950 116,18=8,18 (1.7)Chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai là: u d=2

Suy ra: u br= 8,18

2 =4,091.3 Tính thông số trên các trục

P dc= P1

η ol .η d=

3,04 0,99.0,95=3,23(𝑘W) (1.12)1.3.2 Số vòng quay

Số vòng quay trên trục động cơ: n dc= 950(𝑣/𝑝 ) ℎ)

Số vòng quay trên trục công tác: n ct=n2=116,14(𝑣/𝑝 ) ℎ) (1.15)

1.3.3 Momen xoắn

Momen xoắn trên các trục tính theo công thức

T i= 9,55.106 P i

n i (1.16)

Trong đó: P i và n i là công suất và số vòng quay trên trục i

Momen xoắn trên trục động cơ:

T dc= 9,55 10 6 P dc

9,55.106.3,23

950 =32470 (𝑁𝑚𝑚) (1.17) Momen xoắn trên trục I:

T1= 9,55.106 P1

9,55 10 6 3,01

475 =60516,84 (𝑁𝑚𝑚) (1.18)Momen xoắn trên trục II:

T2= 9,55.10 6 P2

9,55 106.2,91 116,14 =239284,48 (𝑁𝑚𝑚) (1.19) Momen xoắn trên trục công tác:

T ct= 9,55.106 P ct

9,55 106.2,89 116,14 =237639,92 (𝑁𝑚𝑚) (1.20) 1.3.4 Bảng thông số động học

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

❖ Điều kiện làm việc

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Chọn loại đai thang: đai thường

Tra đồ thị 4.1_[1]_trang 59, ta chọn được tiết diện đai: loại b

2.2 Chọn đường kính hai bánh đai 𝒅𝟏 và 𝒅𝟐

Tra bảng 4.13_[1]_trang 59, ta có giới hạn đường kính bánh đai nhỏ 140≤ 𝑑1 ≤ 280Tra bảng 4.21_[1]_trang 63, ta chọn: 𝑑1 = 160(𝑚𝑚)

Kiểm tra vận tốc đai:

∆ u=|u t−u

u |.100 %=|2,01−22 |.100 %=0,5 %<4 %(thỏa mãn)

2.3 Xác định khoảng cách trục a

Ta có:

Số vòng chạy của đai trong 1(𝑠):

Chương 3 : Thiết kế bộ truyền bánh răng

Thông số yêu cầu:

{Z R Z V K xH=1

Y R Y S K xF=1

• S H, S F : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

Tra bảng 6.2[1](trang 94) ượcđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

– Bánh chủ ộng độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện S H 1= 1,1; S F 1 = 1,75

– Bánh bị ộng độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện S H 2= 1,1; S F 2 = 1,75

• K HL, K FL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền :

Trong ó : độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

– m H, m F : bậc của ường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnBánh răng có HB < 350, mH = mF = 6

– N Ho, N Fo : số chu kỳ thay ổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnxúc và ứng suất uốn:

{N H 0=30 H2,4HB

N F 0=4 106 do đối với tất cả loại thép thì N F 0= 4 106 , do vậy :

* Bánh chủ ộngđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện :

* n : vận tốc vòng của bánh răng

* t Σ : tổng số giờ làm việc của răng t Σ = L h

Bánh chủ ộngđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

6

Bánh chủ ộng :độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

◦ Vì N HE 1 > N Ho 1 lấy N HE 1 = N Ho 1 do ó độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K HL1 = 1

◦ Vì N FE 1> N Fo1 lấy N FE 1 = N Fo1 do ó độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K FL1 = 1

Bánh bị ộng :độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

◦ Vì N HE 2> N Ho 2 lấy N HE 2 = N Ho 2 do ó độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K HL2 = 1

◦ Vì N FE 2 > N Fo2 lấy N FE 2 = N Fo2 do ó độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K FL2 = 1

Thay số vào công thức ược :độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

- Bánh chủ ộngđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

Do bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

• K a : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng: Đối với bộ truyền

bánh răng thẳng răng nghiêng làm bằng thép ⇒ Ka = 43 MPa1/3

• T1 : momen xoắn trên trục chủ ộng.độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện T1 = 60516,84 (Nmm)

• [σ¿¿H ] sb¿ : ứng suất tiếp xúc cho phép [σ¿¿H ] sb¿ = 481,82(MPa)

sơ ồ 6 và HB < 350, ược : độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K Hβ = 1,06

Thay số ượcđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

a w=43 (4,09+1) 3

√481,8260516,84.1,062.4,09 0,4=120,98Chọn aw = 120 (mm)

β b= arctan (cos α t.tan β)=11,97 o

3.5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép

Tỷ số truyền thực tế

u t= 4,09

Đường kính vòng lăn

{ d w1=2 a w

u t+1=

2.120 4,09+1=47,15(mm)

[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] sb Z r Z v K xH¿ ¿

[σ¿¿F ]=[σ¿¿F] sb Y r Y s K xF¿¿

Trong ó:độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• [σ¿¿H ] sb¿ và [σ¿¿F ] sb¿ là ứng suất cho phép sơ bộ ã tính ở mục 2.độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Z R: hệ số xét ến ộ nhám của mặt răng làm việc Từ dữ liệu trong trang độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện91và 92 chọn:

Ra = 1,25… 0,63 ⇒ ZR= 1

• Z V: hệ số xét ến ảnh hưởng của vận tốc vòng.độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

– Vì v ≤ 5 (m/s), Z v = 1

• K xH: hệ số xét ến ảnh hưởng của kích thước bánh răng độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K xH = 1

• Y R: hệ số ảnh hưởng của ộ nhám mặt lượn chân răng.độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Chọn Y R = 1

• Y S: hệ số xét ến ộ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suấtđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

σ H=Z M Z H Z ε√2.T1 K H .(u t+1)

b ω u t d w 12 <[σ¿¿H ]¿

• Z M : hệ số kể ến cơ tính vật liệu của bánh răng độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Z M = 274

• Z H: hệ số kể ến hình dạng của bề mặt tiếp xúcđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với

* CCX = 9

* HB < 350

* Răng nghiêng

* v = 1,173 (m/s)

Nội suy tuyến tính ược độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K Hv = 1,01

Thay số ược:độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

K H = K Hβ K Hα K Hv=1,06.1,12 1,01=1,2

• bw: chiều rộng vành răng

b ω= ψ ba a w = 0,4 120 = 48 (mm)

• dw1: ường kính vòng lăn ( ã tính ở mục 5) dw1= 47độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện ,17 (mm)

Thay số ượcđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

σ H=274.1,69 0,775√2.60516,84 1,2 (4,09+1) 48.4,09 47,172 =466,86◦ Thỏa mãn iều kiệnđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện σ H <[σ¿¿H ]¿

– Kiểm tra:

• [σ F 1]và [σ F 2]là ứng suất uốn cho phép ã tính ở mục 5.độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F= K Fα K Fβ K Fv

K Fβ: hệ số kể ến sự phân bố không ều của tải trọng trên chiều rộng vành độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnrăng Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψ bd = 1,018 và sơ ồ bố trí là sơ ồ 6, độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnược:

độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K Fβ = 1,11

K Fα: hệ số kể ến sự phân bố không ều của tải trọng trên các cặp răng độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiệnồng thời ăn khớp

độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K Fα = 1,37 theo bảng 6.14[1](trang 107).

K Fv: hệ số kể ến tải trọng ộng xuất hiện trong vùng ăn khớp.độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với

* CCX = 9

* HB < 350

* Răng nghiêng

* v = 1,173 (m/s)

Nội suy tuyến tính ược độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K Fv = 1,04

Thay số ược: độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện K F= K Fα K Fβ K Fv=1,37.1,11.1,04=1,58

• Y ϵ : hệ số kể ến sự trùng khớp của rang: Y= độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện ε1

α = 0,6

• Y β: hệ số kể ến ộ nghiêng của rang: độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Y β=1-140β =0,91

•Y F 1 và Y F 2: hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương ương Zv1 và Zv2độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Y F 1 =3,9 và Y F 2 = 3,6

Thay số ược: độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện σ F 1= 2.60516,84 1,58 0,6 0,91.3,9

48.47,17 2 =90≤ [σ F 1]

σ F 2=90.3,63,9 =83 ≤[σ F 2] Thỏa mãn yêu cầu

3.7

Một số thông số khác của cặp bánh răng

Đường kính ỉnh rang: da1=d1+2m = 47độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện ,17 +2.2 =51,17 mm

da2=d2+2m = 192,83 +2.2 = 196,83 mmĐường kính áy rang: df1=d1-2.5m =47độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện ,17 -2.2,5 = 42,17 mm

df2=d2-2.5m = 160,71 – 2.2,5 = 187,83 mmLực vòng Ft1= Ft2= 2T 1 d

ω 1 =2.60516,8447,17 =2565,9 (N)Lực hướng tâm F r 1= F r 2= F t 1 tanα tw

2565,9 tan21,54 cos 12,84 = 1038,78Lực dọc trục F a 1= F a 2= F t 1tanβ =2565,9.tan 12,84°=584,84 (N)

răng

da1 51,17 (mm)

da2 196,83 (mm)Đường kính áy răngđộ nhiệt luyện: Tôi cải thiện df1 42,17 (mm)

df2 187,83 (mm)Lực ăn khớp

Chương 4: Tính toán thiết kế trục

4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục ( kèm sơ đồ đặt lực chung )

a Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

❖ Lực từ bánh đai tác dụng lên trục: 𝐹𝑟 = 845,61(𝑁)

❖ Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng: 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =2565,9 (N) 𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2

=1038,78 (𝑁) 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 584,84(𝑁)

❖ Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: 𝐹𝑘𝑛 = 736,26(𝑁)

❖ Momen xoắn lên trục I 𝑇1 =60516,84 (Nmm)

❖ Momen xoắn lên trục II 𝑇2 = 239284,48(𝑁𝑚𝑚)

❖ Momen uốn trên trục II M a 2=F a × d w 2

- h n: là chiều cao của nắp ổ và đầu bulong, chọn h n= 20 (mm)

- Chiều dài của bánh đai:

- h n: là chiều cao của nắp ổ và đầu bulong, chọn h n= 20 (mm)

- Chiều dài mayơ của khớp nối

Chương 5 Tính toán thiết kế cụm trục 1

Mômen uốn tổng và mômen tương đương trên các tiết diện:

Từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục:

 Đường kính tại vị trí lắp bánh răng: d3=25(mm)

 Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn : d0=d1=25(mm)

 Đường kính tại vị trí lắp bánh đai: d2=22(mm)

 Tính chiều dài then tại vị trí lắp bánh răng:

l t 3=0,8 ÷0,9 lm 13=28 ÷ 31,5Chọn l t 3=28 (mm)

Chiều sâu rãnhthen

Bán kính góc lượncủa rãnh r

Lớnnhất

Vậy then đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền dập.

Kiểm tra điều kiện bền cắt.

τ c3= 2 T

d3l t 3 b3=

2× 60516,84

25 × 28× 8 =21,61 ≤[τ c]

Vậy then đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền cắt

5.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh và độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏamãn điều kiện:

 

2 2 /

max max

  ,  :là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi Tra bảng 10.7 với thép C45 có σ b=750 MPa thì

ψ σ=0,1, ψτ=0,05

 Kdj,Kdj: là hệ số, xác định theo công thức:

1

x dj

y

K K K

y

K K K

x

K hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia

công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng 10.8 Trục được tiện R a 2,5 0,63 m,

 K K,  :Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp ổ lăn 1 (Tiết diện 0).

 Theo bảng 10.11 với đường kính trục 25mm, σ b=750 MPa và kiểu lắp

 σ a 3=M3

W3=

59321,58 2785,72 =21,29(MPa)τm 3=τ a 3= T I

Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục tại vị trí lắp nối trục đàn hồi (Vị trí 2).

F a 0=max(Σ F a0 ; F s 0)=984,6 (N )

F a 1=max(Σ F a 1 ;F s 1)=399,8 (N )

Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Vì n=475 ( v / p h) nên chỉ chọn ổ theo khả năng tải động

Tải trọng động quy ước:

Q XVF YF k k

Trong đó:

- F và r F : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục a

- V: Hệ số kể đến vòng nào quay Vòng trong quay => V=1

- kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Chọn kt =1

V F r 1=1>e tra được X=0.43, Y=1

Thay vào công thức:

Q0=(X0V F r 0+Y0F a 0)k t k đ=1376,9 ( N )

Q1=(X1V F r 1+Y1F a 1) k t k đ=571,7 ( N )Khả năng tải động của ổ:

m d

C Q L

Vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động.

Chương 6:Tính toán thiết kế trục 2

Từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục:

 Đường kính tại vị trí lắp bánh răng: d3=48(mm)

 Đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn : d0 =d1 =45 (mm)

 Đường kính tại vị trí lắp bánh đai : d2=42(mm)

Chiều sâu rãnhthen

Bán kính góc lượncủa rãnh r

Lớnnhất

Kiểm tra điều kiện bền cắt.

Ta tính được:

τ c2= 2 T

d2l t 2 b2=

2 × 469956 42× 45 ×12=41,44 ≤[τ c]

τ c3= 2 T

d3l t 3 b3=

2 ×469956

48 × 45× 14=35,52 ≤[τ c]

Vậy then đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền

6.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh và độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏamãn điều kiện:

σ mj=0 ;σaj=σ j jmax τ mj=τ aj=τj(2 W oj)max

Với W W j, oj tra bảng 10.6

  ,  :là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi Tra bảng 10.7 với thép C45 có σ b=750 MPa thì

ψ σ=0.1, ψτ=0,05

 Kdj,Kdj: là hệ số, xác định theo công thức:

1

x dj

y

K K K

y

K K K

K hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng 10.8 Trục được tiện R a 2,5 0,63 m,σ b=800⇒ K x=1,1

 K K,  :Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

2W o 0=

469956

2 ×17892.35=13,13(MPa)

 Theo bảng 10.11 với đường kính trục 45mm, σ b=750 MPa và kiểu lắp

3

3

1 3 1 3

3

3

14 5.5 48 5.548

14 5.5 48 5.548

o

bt d t d

Nmm

bt d t d

 Theo bảng 10.11 với đường kính trục 48mm, σ b=750 MPa và kiểu lắp

 Vậy: s τ 2=6,17>[s ]=2  (Thỏa mãn)

21

m d

C Q L

Với:

- L: Tuổi thọ Tra bảng 11.2 có L   h 13 103(giờ) thì

bi, mm

C, kN C0, kN

Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

Vì n=134,52( v / p h ) nên chỉ chọn ổ theo khả năng tải động

Tiến hành cho ổ 0 vì ổ này chịu tải lớn hơn

Tải trọng động quy ước:

Q XVF YF k k

Trong đó:

- F r=2431,43 ( N ) và F a=680,74 ( N ): Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

- V: Hệ số kể đến vòng nào quay Vòng trong quay => V=1

- kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Chọn kt =1

- kđ: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 ta có kđ = 1

- X: Hệ số tải trọng hướng tâm và Y: Hệ số tải trọng dọc trục

Tra bảng 11.4 với i F a/C o=1 ×680,74 /18100=0.037 được e=0,3<F a/V F r=0,7

 X=0.45; Y=1,81

Thay vào công thức:

Q=(XV F r+Y F a) k t k đ=1664,67 ( N )Khả năng tải động của ổ:

m d

C Q L

- L: Tuổi thọ Tra bảng 11.2 có L   h 13 103(giờ) thì

Chương 7: THIẾT KẾ KẾT CẤU Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

- Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau, song chúng đều có chung nhiệm vụ: bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo

vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm

- Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…

- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ nên chọn bề mặt ghép nắp với thân là bề mặt đi qua đường tâm các trục để việc nắp ghép các chi tiết thuận tiện hơn Chọn bền mặt lắp ghép song song với mặt đế