ĐỒ án CHI TIẾT máy THIẾT kế bộ TRUYỀN CHO máy KHUẤY

Thực tiễn nền sản xuất công nghiệp nước ta chủ yếu là vừa và nhỏ, thiết kế chưa đóng vai trò quan trọng, nhưng với xu thế phát triển hiện nay của nền kinh tế khu vực và trên thế giới, ngày càng đòi hỏi sự hội nhập giao lưu hợp tác giữa các nước. Vai trò của thiết kế đã tìm được chỗ đứng quan trọng trong nền sản xuất công nghiệp hoá hiện đại hoá. Đồ án Thiết kế Hệ thống Truyền động Cơ khí là môn học nhằm giúp cho sinh viên, những chủ nhân tương lai của đất nước, có những kiến thức cơ bản trong việc nắm bắt các giải pháp thiết kế tối ưu nhất. Đồ án “ Chi Tiết Máy ” nhằm giúp cho sinh viên hiểu rõ hơn về những gì mình học và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình hoàn thành bài tập, chúng em đã được sự hướng dẫn tận tình của Thầy Diệp Bảo Trí. Chúng em đã cố gắng hết mình nhưng cũng không tránh được những thiếu sót, rất mong nhận được sự góp ý và chỉ bảo thêm của Thầy. Chúng em xin chân thành cảm ơn Thực hiện. Nhóm 5 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Đề tài: Tính toán hệ truyền động trong hộp giảm tốc của máy khuấy kiểu phân đôi cấp chậm sau: Công suất máy khuấy:P = 7,5 (kw) Số vòng quay của trục máy khuấy: n = 65 (vòngphút) Tuổi thọ: t = 7000 (giờ) CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.CHỌN ĐỘNG CƠ: Chọn: Nđm là công suất định mức của động cơ.(kw) Hiệu suất của đai :d = 0.95 Hiệu suất của ổ lăn : ol = 0.99 Hiệu suất của bánh răng : brt= brn.=0.96 Hiệu suất khớp nối : kn = 1  : Hiệu suất truyền động ; =đ.Brt.Brn.3 cặp ổ lăn Nlv : công suất làm việc của động cơ  Nđm = = =9,2( kw) Dựa vào công suất của động cơ.Tra bảng P1.2 chọn loại động cơ có số hiệu DK 624 thông số kỹ thuật nằm trong bảng sau: Kiểu động cơ Công Suất (KW) Vận Tốc quay (Vgph) DK 624 10 1460 2. Phân phối tỷ số truyền: Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc: nđc :số vòng quay của động cơ. ntrk:số vòng quay của trục khuấy. i=iđ .ibrt.ibrn (2_2) iđ :tỉ số truyền của bộ truyền đai.(2 5) chọn iđ=2 ibrt:tỉ số truyền bánh răng thẳng. ibrn :tỉ số truyền của bánh răng nghiêng .(1,2 1,3).ibrt i=iđ .ibrt.ibrn i=1,2.iđ.(ibrt)2 22,46=2.1,2.(ibrt)2 ibrt = =3,06 ibrn=1,2.3,06=3,67 Công suất trục 3: P3=P¬máy khuấy=7,5 (kw) n3=65 (vòngphút) Công suất trục 1: P1=P2Brt. ổ lăn=8,220,99.0,96=8,65 kw n1=nđciđ=14602=730 (vòngphút) Công suất trục 2: P2=P3Brt.Brn. ổ lăn=7,50,99.0,96 2= 8,22 kw

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH

 Thành phố Hồ Chí Minh, tháng 06/2009 

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

Thực tiễn nền sản xuất công nghiệp nước ta chủ yếu là vừa và nhỏ, thiết kế chưa đóng vai trò quan trọng, nhưng với xu thế phát triển hiện nay của nền kinh tế khu vực và trên thế giới, ngày càng đòi hỏi sự hội nhập giao lưu hợp tác giữa các nước Vai trò của thiết kế đã tìm được chỗ đứng quan trọng trong nền sản xuất công nghiệp hoá - hiện đại hoá.

Đồ án Thiết kế Hệ thống Truyền động Cơ khí là môn học nhằm giúp cho sinh viên, những chủ nhân tương lai của đất nước, có những kiến thức cơ bản trong việc nắm bắt các giải pháp thiết kế tối ưu nhất

Đồ án “ Chi Tiết Máy ” nhằm giúp cho sinh viên hiểu rõ hơn về những gì mình học và phát huy khả năng làm việc theo nhóm

Trong quá trình hoàn thành bài tập, chúng em đã được sự hướng dẫn tận

tình của Thầy Diệp Bảo Trí Chúng em đã cố gắng hết mình nhưng cũng

không tránh được những thiếu sót, rất mong nhận được sự góp ý và chỉ bảo thêm của Thầy

Chúng em xin chân thành cảm ơn !

Thực hiện

Nhóm 5

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề tài: Tính toán hệ truyền động trong hộp giảm tốc của máy khuấy kiểu phân

đôi cấp chậm sau:

Công suất máy khuấy:P = 7,5 (kw)

Số vòng quay của trục máy khuấy: n = 65 (vòng/phút)

Tuổi thọ: t = 7000 (giờ)

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.CHỌN ĐỘNG CƠ:

Chọn:

- Nđm là công suất định mức của động cơ.(kw)

- Hiệu suất của đai :ηd = 0.95

- Hiệu suất của ổ lăn : ηol = 0.99

- Hiệu suất của bánh răng : ηbrt= ηbrn.=0.96

- Hiệu suất khớp nối : ηkn = 1

- η : Hiệu suất truyền động ; η=ηđ.ηBrt.ηBrn.η3 cặp ổ lăn

- Nlv : công suất làm việc của động cơ

⇒ Nđm = lv 3 3

N

br ol

dη η

η = 0.95.(0.99)3.(0.96)3

5,7

=9,2( kw)

Dựa vào công suất của động cơ.Tra bảng P1.2 chọn loại động cơ có số hiệu

DK 62-4 thông số kỹ thuật nằm trong bảng sau:

Kiểu động cơ Công Suất

(KW)

Vận Tốc quay(Vg/ph)

2 Phân phối tỷ số truyền:

Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc:

46,2265

nđc :số vòng quay của động cơ

ntrk:số vòng quay của trục khuấy

46,22

2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

1.Chọn đai:

Dựa vào bảng (5.13) sách thiết kế máy.Giả sử vận tốc đai V=(5÷10) m/s

Chọn đai thang kí hiệu B;bp=14;bo=17;h=10,5;yo=4,0;A=138 mm2;chiều dài đai=800÷6300 ;T1=40÷190;d1=140÷280

Xác định thơng số bộ truyền:

Đường kính bánh đai nhỏ d1= 1,2dmin = 140.1.2=168 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1=160 mm

Vận tốc đai

1000 60

1460 160 14 3 1000 60

Nhỏ hơn vận tốc cho phép Vmax(30 35¸ ) (m s/ )

Ta cĩ: i đai =2, hệ số trượt đai ξ =0.02

Đường kính bánh đai lớn: d2 =d1×i đai ×(1−ξ)=160×2×(1−0.02)=313

Chọn: d2 =320( )mm

Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền:

04,2)02.01(160

320)

%2

%1002

204,2

i

i i

) ( 65 , 1535 384

4

) 160 230 ( 2

) 320 160 ( 14 3 384

2

4 2

2

2

2 1 2 2 1

mm A

d d d d A

L

sb sb

=

×

− +

+

× +

×

=

− +

+ +

8)320160(55.0)

320160

≥

≥+

(vậy Asb thỏa điều kiện)

Kiểm nghiệm số vòng chạy của i trong 1s:

ĐK:i=V/L=12,23.1000/1600=7,64(v/s)≤10(v/s) thõa điều kiện

Khoảng cách trục chính xác:

d d d

d L d

d L

A

5,415160

22

4801600

2

4801600

4

1

22

24

1

2 2

2 1 2

2 2 1 2

ππ

Thuộc khoảng :272mm≤A≤960mm vậy A thõa điều kiện

α

Vậy chiều dài đai đã chọn là thích hợp với điều kiện góc ôm α ≥120o

3 Xác định số đai cần thiết:

Số đai cần thiết: [ ] t v

đc

C C C F

V

N z

Với P là công suất động cơ, N=7,5kW

Ct : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải trọng lấy Ct=0,9 (bảng 5-6 sách

TKCTM)

α

C hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm (bảng 5-18 sách TKCTM)

94 , 0 ) 1

( 24 , 1 ) 1

5,7

F o = ×σ0 =138×1,2=165,6

Lực vòng :Ft=1000.N/V=1000.7,5/12,23=613,2N

Fr lực tác dụng lên trục

2sin

3.THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG THẲNG

 Bánh nhỏ : C45 thường hóa, δb = 580 N/mm2, δch = 290 N/mm2 , HB = 190 (đường kính phôi 100-300mm)

Bánh lớn : C35 thường hóa, δb = 480 N/mm2, δch = 240 N/mm2 , HB =

160 (đường kính phôi 300-500mm)



(ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc)

a Ứng suất tiếp xúc:

N 0

tđ

06,3

10.6,306i

n.K

K1,6)δ(1,4

⇒ [ ] 2

1,81,5

1249,41,5

1206,41,5

2 tx

6

.n

K.N.].i[δ

1,05.101)

=

238,50,3

8,651,5.06,3416

1,05.101)

(3,06 3

2 6

1000(3,0660

7302003,1421)1000(i60

.A.n2

Ktt = + =

Theo bảng (3-14) [1], Kđ = 1,55

→ K = 1,015× 1,55 = 1,57 sai số so với dự đoán K=1,5

Vậy khoảng cách trục A chính là A=200 203mm

1,5

1,57.3  =

* Số răng bánh nhỏ:

33,31)

3(3,06

20321)m(i

01133,06iZ

Z2 = 1 = × = → chọn Z2 = 101 (răng)

Chiều rộng của bánh răng: b = φA x A = 0,3 x 203 = 60,9 mm chọn b=61mm

răng:

Theo CT ( ? ),

.Z.n.b Y.m

.K.N 19,1.10

δu = 2 6 , với Y là hệ số dạng răng

Y1 = 0,435 và Y2 = 0,511 tra bảng (3-18) [1]

2 u

2 2

6

5,6730330,451

65,81,519,1.10

2 2

6

6238,5101

30,517

22,81,519,1.10

10.kiểm nghiệm quá tải:

a Ứng suất cho phép khi quá tải:

10.05,

)1(

n b

N K

i+

=

06,3.200

10.05,

60.5,238

65,8.5,1.)06,4( 3

= 422,6N/mm2

σtxqt = σtx K qt = 422,6 1,8 = 566,9 N/mm2 < [σ]txqt2

Kiểm nghiêm quá tải về độ bền uốn:

ứng suất quá tải cho phép:

Do HB ≤ 350

cosβ = α = ;độ hở hướng tâm C=0,25mn=0,75 ;chiều cao

răng :h=2,25.mn=6,75

m = 3 Z1 = 33, Z2 = 101

mm303/cos

Z

dc 2

2 =m n β =99mm

cos/

dc1 =m n Z1 β = (đường kính vòng chia)

mm3092.33032m

D 2 =d c2 + n = + =105mm

2.3992m

Dc 1 n

1 =dc + = + = (đường kính đỉnh)

mm C

m

d c 2 n 2 99 2.3-2.0,75 91,5

Di1 = 1 − − = − =

mm295,52.0,75

2.33032

8,659,55.10

2d

2.MF

1

1

c =

b Bánh lớn : C35 thường hóa, δb = 480 N/mm2, δch = 240 N/mm2 , HB = 160

phôi ren

2 Định ứng suất cho phép:

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ làm việc bánh răng nhỏ:

∑ 

m max

i

tđ n T

M

M60u

N

1

= 60×1×238,5×7000(0,53×0,4+0,753×0,3+13×0,3)=4773.106

6 6

tđ

3,67

47,73.10i

[ ]

δ

'' N 1 u

n.K

K 1,6)δ (1,4

1249,41,5

14,0621,5

, 2 A

2

tx

6

1,35650,3

8,221,5.67,3416

1,05.101)

(3,67.θ

.n

K.N iδ

1,05.101)

≥

ϕ247,1mm

A≥

⇔ → chọn A = 250 mm

6 Vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng:

m/s1,331)

1000(3,6760

238,5250

3,1421)1000(i

60

.A.n2

25021).(i

=

107

75d

Ktt = + =

Theo bảng (3-14) [1], Kđ = 1,45

→ K = 1,025× 1,45 = 1,48 sai số không nhiều so với dự đoán K=1,5

Vậy khoảng cách trục A chính là A=250 248mm

1,5

1,48.3  =

2m

2AcosβZ

Z

Z

n 2

1

t = + = = × × = (răng) chọn Zt=163 răng

Số răng bánh nhỏ:

=+

=+

=

13,67

1631

Z2 = 1 = × = răng

Tính chính xác β :

' 0 n

2482

31632A

.mZ

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Theo CT (3-37), số vòng tương đương :

36,60,986

35β

128β

n

6

.Z.n.b.θ Y.m

.KN 19,1.10

[ ]1

2 2

6

1,575238,535

30,476

8,221,519,1.10

8,221,519,1.10

10.kiểm nghiệm quá tải:

a Ứng suất cho phép khi quá tải:

[σ]txqt = 2,5[σ]Notx (HB ≤ 350)

[σ]txqt1 = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5 426 = 1062 N/mm2

[σ]txqt2 = 2,5.[σ]Notx2 = 2,5 494 = 1235 N/mm2

Chọn kiểm nghiệm cho bánh răng lớn

[σ]txqt2 = 1235 N/mm2

Công thức 3.13 sách tkctm:chọn kqt=1,8

σtx =

i A.

10.05,

)1(

n b

N K i

θ

+

=

67,3.250

10.05,

75.65.35,1

22,8.5,1.)67,4( 3

= 500N/mm2

σtxqt = σtx K qt = 500 1,8 = 670,8 N/mm2 < [σ]txqt2

Kiểm nghiêm quá tải về độ bền uốn:

ứng suất quá tải cho phép:

353cosβ

3Z

mm3900,986

1283cosβ

3Z

Khoảng cách trục A = 248 mm, chiều rộng răng b = 75 mm

mm112321062m

106

1 = + = + × =

mm396323902m

390

2 = + = + × =

mm98,52,5m

106

1 = − =

382,5mm2,5m

106

8,229,55.10

2d.n

.N2.9,55.10d

6152.tg20cosβ

.tgα

F

F

0 a

De1 = Dc1 =98,5mm

mm396D

8,22120

d2 = 3 = chọn =40mm

Trục 3 : N = 7,5 Kw

n = 65 v/ph

58,4mm65

7,5120

Chọn trước các thông số sau theo sách thiêt kế máy bảng 7-1

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay k1=8÷15 mm chọn k1=12mm

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp k2=5÷15 chọn k2=10mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10÷20mm chọn

k3=15mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn=15÷20mm chọn hn=15mm

Khoảng côngxôn lcki=0,5(lmki+b0)+ k3+ hn

F F

l l

A r

đ 1463 832 2240 55Y

N22402.120,5

832.120,51463.300,5

Y

0lFY

2F

1 B

A

13 r1 13 A 11

đ

=

−+

=

−+

2286X

-N11432l

.FX

0.lFl

X

2

1 B

13

13 a1 A

13 a1 13

A

=

=+

Tính mômen uốn tại những tiết diện nguy hiểm:

Tra bảng 7-3 sách tkctm : [ ]δ =63N/mm2

Tại n-n:

2 2

2 uy

2 ux u

2 ux

2 12

đ

uy

N/mm87048,55

,87048M

,59.1463.l

F

M

=

=+

2 2

2 2

uy

2 ux u

2 13

ux

2 13

B

uy

mm137890,8N/

137731,56627,5

MM

M

N/mm137731,5120,5

1143.l

X

M

N/mm6627,55

,120.55.lY

M

=+

=+

Tính đường kính trục: 3 [ ]tđ

δ0,1

M

d≥ =3

6,3

3,691681

=29,9mm chọn dm-m=32mm (do có lắp then)

-7295N241

5,120.2286)

5,1825,58.(

6152X

0.lX.lF.lF

-F

3 2 1 A

B

21 B 24 a3 23 a2 22

a1

=+

=

−++

=

⇔

=

−+

a F F X F

832-2.2275Y

-N-1859241

5,120.832)5,1825,58.(

2275Y

0.lY.lF.lF

-F

3 2 1 A

B

21 B 24 r3 23 r2 22

r1

=

=

−+

−

=

⇔

=+

−+

⇔

B r r

r F F Y F

2 2

uy

2 ux u

2 22

A ux

2 1

22 A

uy

mm455327,9N/

426757,5171412,7

MM

M

mm426757,5N/

7295.5,58.l

M

N/mm7,1714122

,626615

,58.1859.l

Y

M

x

=+

=+

=+

M

d≥ , với

2 6

2

2 2

2

u x 2 tđ

/6,3291445

,238/22,8.10.55

,

9

0,75.MM

M

mm N M

M uy

=

=

++

2 2

2 2

uy

2 ux u

2 22

23 r1 1 uy

2 22

23 1 ux

N/mm389395,778388,8

381424M

M

M

N/mm78388,82275.62

-62661,2)

(FM

N/mm38142462

.6152)

.(lFa

M

x

=+

=+

=

=+

=

−+

l

Tính đường kính trục: 3 tđ[ ]

δ0,1

M

d≥ , với

2 2

2 2

u x tđ

N/mm329144,6M

0,75.MM

M

=

++

5,182.61525

,58.6152X

0.lX.lF

F

2 1 A

B

31 B 33 a2 32

a1

=

−+

+

⇔

B a

a F X F

2.2275Y

2275N241

5,182.22755

,58.2275Y

0.lY.lF

F

2 1 A

B

31 B 33 r2 32

r1

=

=

−+

=

⇔

=+

−

=

⇔

=+

+

⇔

B r

r F Y F

2 2

uy

2 ux u

2 32

A ux

2 2

32 A

uy

mm505546,8N/

359892355042,7

MM

M

359892N/mm6152

.5,58.l

M

N/mm7,3550422

,2219555

,58.2275.l

Y

M

x

=+

=+

=+

M

d≥ , với

2 6

3

2 3 u

tđ

N/mm1101923.7,5/65

10.55

,

9

M

0,75.MM

d D

D KM

4 4

Chốt được kiểm nghiệm về ứng suất cắt tại hai tiết diện:

2 (0,2 0,4) 68 //

x c

d d

M K

τπ

l k d

M

σ

σ = ≤

2 2

2

=2.9,55.106.8,22./(238,5.4,4.50.40)=74,8 N/mm2

b l d

T

τ

τ = ≤

b l d

T

τ

τ = ≤

T

σ

σ = ≤

Hệ số an toàn được tính theo công thức [ ] S

S S

S S

τ σ

Với

m a

dK

S

δ ψ σ

δδ σ

σ = ⋅ +−1 ⋅ và S K d τa ψ τm

τ

τ τ

Dựa theo bảng 5.1 sách thiết kế chi tiết máy:ta chọn với β = 1

05 , 0

1 ,

5 , 1

; 63 , 1

63 , 1

=

=σ

σε

K

51 , 1 ) 1 85 , 1 ( 6 , 0

2

9 , 113160

/ 9 , 46 1855

5 , 87048

mm N

mm N

m a

Thay các giá trị tìm được vào công thức ta được

62 , 5 1 , 14 05 , 0 1 , 14 84 , 1

150

39 , 2 9 , 46 4 , 2 270

= +

Vậy S = ≥ [ ] S

+

39 , 2 62 , 5

39 , 2 62 , 5

2 2

9 , 113160

/ 5 , 50 2730

8 , 137890

mm N

mm N

m a

M x=9,55.106.N/n=113160,9Nmm

Thay các giá trị tìm được vào công thức ta được

29 , 8 57 , 9 05 , 0 57 , 9 84 , 1

150

23 , 2 5 , 50 4 , 2 270

= +

Vậy S = ≥ [ ] S

+

29 , 8 23 , 2

29 , 8 23 , 2

2 2

63 , 1

=

=σ

σε

K

576 , 1 ) 1 96 , 1 ( 6 , 0

Dựa vào bảng 7.10 trị số

σ

σε

2

6 , 329144

/ 55 8280

9 , 455327

mm N

mm N

m a

Thay các giá trị tìm được vào công thức ta được

90 , 7 17 , 9 05 , 0 17 , 9 02 , 2

150

8 , 1 55 7 , 2 270

= +

Vậy S = ≥ [ ] S

+

8 , 1 90 , 7

8 , 1 90 , 7

2 2

Xét tiết diện b-b:d=48mm;W=9620mm;W0=20500mm 

2

2

/ 02 , 8 20500

2

6 , 329144

/ 4 , 40 9620

7 , 389395

mm N

mm N

5 , 7 57 , 9 05 , 0 57 , 9 02 , 2

150

47 , 2 4 , 40 7 , 2 270

= +

Vậy S = ≥ [ ] S

+

5 , 7 47 , 2

5 , 7 47 , 2

2 2

63 , 1

=

=σ

σε

K

684 , 1 ) 1 14 , 2 ( 6 , 0

K

đối với trục lắp cĩ độ dơi với các chi tiết khác p>=30N/mm2

5 , 3

K

Xét tiết diện tại d-d:d=62mm;W=20900mm:W0=44300mm

M x=9,55.106.N/n=1101923Nmm

2

2

/ 4 , 12 44300

2 1101923

/ 1 , 24 20900

8 , 505546

mm N

mm N

m a

150

2 , 3 1 , 24 5 , 3 270

= +

Vậy S = ≥ [ ] S

+

7 , 4 2 , 3

7 , 4 2 , 3

2 2

2 Kiểm tra độ bền tĩnh

1 , 0

8 , 137890 1

2 , 0

9 , 113160 2

d= 40mm

d o

M

14 , 71 40

1 , 0

9 , 455327 1

2 , 0

6 , 329144 2

M

4 , 23 60

1 , 0

8 , 505546 1

2 , 0

1101923 2

R

Ay

2 Ax

6152R

R

By

2 Bx

Tra bảng 17P, với d3=60mm chọn ổ bi đỡ chặn TOCT 831-62 kí hiệu quy ước

36212 có Cbảng=76000, ổ bi cỡ nhẹ , đường kính bi 15,88mm,đường kính ngoài D=110mm

1859R

R

Ay

2 Ax

N75287295

1859R

R

By

2 Bx

SA = 1,3RA.tgβ = 2806 N

SB = 1,3RB.tgβ = 2806 N

Q=752,8daN

vậy C=752,8(238,5.7000)0,3=55393,08≤ Cbảng

Tra bảng 17P, với d2=40mm chọn ổ bi đỡ chặn TOCT 831-62 kí hiệu quy ước

36308 có Cbảng=60000, ổ bi cỡ trung , đường kính bi 15,8mm,đường kính

Tra bảng 14P, với d1=30mm chọn ổ bi đỡ TOCT 8338-57 kí hiệu quy ước 306

có Cbảng=33000, ổ bi cỡ trung , đường kính bi 12,30mm,đường kính ngoài

D=59,4mm

Tra bảng (10-9), chọn các kích thước của võ hộp như sau:

Chiều dày thành thân hộp: δ = 0,025A + 3 = 0,025 x 250 + 3 = 9,25 mm

Chiều dày thành nắp hộp: δ 1 = 0,02A + 3 = 0,02 x250 + 3 = 8 mm

- Chiều dày mặt bích dưới thân: b = 1,5δ = 1,5 x 9,25= 13,875 mm

- Chiều dày mặt bích trên của nắp: b1 = 1,5δ 1 = 1,5 x 8 = 12 mm

- Chiều dày đế hộp không có phần lồi = 2,35δ = 2,35 x 9,25 = 21,73 mm

- Chiều dày gân = (0,85÷1)δ ≈8mm

- Chiều dày gân nắp hộp = 7 mm

- Đường kính bulông nền: dn = 0,036A + 12 = 21 mm

- Đường kính bulông khác:

 Ở cạnh ổ: d1 = 0,7dn = 14,7 , lấy d1 = 16 mm.

 Ghép nắp vào thân: d2 = (0,5÷0,6)dn = 11 mm

 Ghép nắp ổ: d3 = (0,4÷0,5)dn = 9mm

 Ghép nắp cửa thăm: d4 = (0,3÷0,4)dn = 7 mm

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Trịnh Chất-Lê Văn Uyển – Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Cơ Khí _ Nhà Xuất Bản Giáo Dục.

2 Nguyễn Hữu Lộc-Nguyễn Tuấn Kiệt-Phan Tấn Tùng-Nguyễn Thanh Nam – Cơ Sở Thiết Kế Máy _ Trường ĐH Bách Khoa TP Hồ Chi Minh.

3 Trần Hữu Quế-Đặng Văn Cừ-Nguyễn Văn Tuấn – Vẽ Kỹ Thuật

Cơ Khí _ Nhà Xuất Bản Giáo Dục.

4 Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm – Thiết Kế Chi Tiết Máy _ Nhà Xuất Bản Giáo Dục