Đồ án chi tiết máy bánh răng trụ răng nghiêng

Mụn học chi tiết mỏy là mụn học rất quan trọng và cần thiết đối với cỏc sinh viờn ngành cơ khớ núi chung và ngành Chế Tạo Mỏy núi riờng .Đồ ỏn Chi Tiết Mỏy là một học phần khụng thể thiế

Lời cảm ơn.

Mụn học chi tiết mỏy là mụn học rất quan trọng và cần thiết đối với cỏc sinh viờn ngành cơ khớ núi chung và ngành Chế Tạo Mỏy núi riờng Đồ ỏn Chi Tiết Mỏy là một học phần khụng thể thiếu được vỡ nú cung cấp cỏc kiến thức cơ sở về kết cấu mỏy và cũng như cơ sở thực tế sau khi sinh viờn đó học qua lý thuyết Đồ ỏn mụn học này là đồ

ỏn tổng hợp tất cả cỏc kiến thức của cỏc mụn học khỏc như: cơ học, sức bền vật liệu , nguyờn lý mỏy, Chi tiết mỏy, Mỏy cắt kim loại, dung sai KTĐ và nhiều mụn học khỏc nữa Do vậy sau khi sinh viờn làm qua đồ ỏn chi tiết mỏy càng hiểu rừ cỏc mụn học cú liờn quan và mối quan hệ chặt chẽ với nhau Mỏy múc hầu hết dẫn động bằng cơ khớ màmụn học này cú tớnh toỏn và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khớ và nú là cơ sở để thiết kếcỏc mụn học khỏc, Việc làm đồ ỏn này giỳp cho sinh viờn cú tớnh cẩn thận và tỉ mỉ đú làcỏc yếu tố rất cần cho người làm cơ khớ

Trong quỏ trỡnh hoàn thành do kinh nghiệm và kiến thức thực tế cũn hạn chế nờn khụng trỏnh khỏi sai sút Em kớnh mong sự chỉ bảo của cỏc thầy cụ để em hoàn thành được tốt hơn

Để hoàn thành được đồ ỏn này em xin chõn thành cảm ơn sự giỳp đỡ tận tỡnh của thầy

giỏo Trần Văn Cỏch đó tận tỡnh chỉ dẩn giỳp em hoàn thành tốt đồ ỏn mụn học này.

Trong đồ án này có tham khảo tài liệu:

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL3] : Trịnh Chất - Lê Văn Uyển

- Thiết kế Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp/ Nguyễn Văn lõm :[tl 2]

- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn

TP,Vinh ngày 25 thỏng 4 năm 2015

SVTH: Trần Đỡnh Cụng Nguyờn

2І Chọn động cơ

1 Xác định công suất động cơ

- Công suất cần thiết được xác định (ct 2.8/19/[1])

lv ct

P P





(kw)Trong đó: Pct: công suất cần thiết của trục động cơ (kw)

Pt: công suất tính toán trên trục tang (kw)

η : hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động (bảng 2.1/19/[1])

η = ηm ol ηđ k br ηkn

Trong đó: m:số cặp ổ lăn

K:số cặp bánh răng

ηol: hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηđ: hiệu suất của bộ truyền đai ηbr: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ηkn: hiệu suất của nối trục đàn hồi

t ct

P P



(kw)

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Gọi số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb

Ct 2.18/21/[1]

nsb  n nlv. t

-số vòng quay trên trục công tác là:

d



Trong đó: -v là vận tốc băng tải

-d là đường kính tang quay-Theo truyền động bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc 1 cấp : Tra bảng 2.4/21/[1]

uh : tỷ số truyền của hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng ):

ud : tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (đai dẹt) u d 2

ІІ Phân phối tỷ số truyền

1 Phân phối tỷ số truyền u t của hệ dẫn động

- Xác định tỷ số truyền của hệ:

1458

10,90 133,75

đc t

lv

n u n

Trong đó: nlv

là số vòng quay của tag

ndc là số vòng quay đông bộ của động cơ

-với u u u  nh. h

Trong đó unh

là tỷ số truyền của bộ truyền ngoài

h

u là tỷ số truyền của bộ truyền trong

Chọn trước tỉ số của bộ truyền trong unh  ud  2

Ta có :

10,9

5, 45 2

2 Xác định mômen xoắn và số vòng quay trên các trục động cơ

+ Công suất trên trục P lv 6,79

+ tỷ số truyền động từ trục 1 qua đai là u d 2

- Trục ІІ:

2

6,79

6,86 0,99.1

lv

ol kn

P P

6,86

7,14 0,99.0,97

ol br

P P

dc

ol d

P P

 

(kw)+ Số vòng quay trên các trục:

- Trục động cơ: nđc=1458 (v/p)

- Trục Ι : 1

1458

7292

dc đ

n n u

n n u

ct k

n n u

(v/p)+Mômen xoắn trên các trục

267,5

P T

ct

P T

đc

P T

P[kw] 7,51 7,14 6,86 6,79

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt:

Thông số yêu cầu:

Công suất trên trục chủ động: P1  Pdc  7,51 (kw)

Mô men xoắn trên trục chủ động: T1  Tdc  49191 (N/mm)

Số vòng quay trên trục chủ động: n1  ndc  1458 (v/p)

Tỷ số truyền đai: u u  dc  2

2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai

Chọn loại đai vải cao su (vì có đặc tính bền dẻo,ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm,sự thay đổi của nhiệt độ)

2.2 xác định thông số của bộ truyền

a, Chọn đường kính hai đai

-bánh đai nhỏ được tính theo công thức 4.1/53/[1]

Chọn theo d2tiêu chuẩn bảng 5,1/85/[2] d 2 560

Chiều dài đai:

v i l

< imax  3 5 (TM)-xác định góc ôm của bánh đai nhỏ theo ct 4,7/54/[1]

> αmin =1500

c,Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Diện tích đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng khéo của đai

Ct 4.8/54/[1]

A = b δ =

t

F K [ ]

đ F

s

trong đó b là chiều rộng đai

δ là chiều dày đai [σF] là ứng suất có ích cho phép

Kđ là hệ số tải trọng động Tra [bảng 4.7] được Kđ = 1,1(do làm

việc 2 ca nên k  d 1,1 0,1 1, 2  )Lực vòng

1

351,6 21,36

t

p F

1

40

s d d

7[ ] 2,3 9 2,075

280

F

(Mpa)

- Cα: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm α1

C  1 0,003.(180 ) 1 0,003.(180 167, 7) 0,9631   

-Cv : hệ số xét đến ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ của đai

trên bánh đai

c v  1 k v.(0, 01v21) 1 0, 04.(0, 01.9,8  21) 1, 001

Sử dụng đai cao su nênkv =0,04

- C0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền tra bảng 4,12/57/[1] với góc nghiêng bộ truyền   600 ta

b

(mm)Theo bảng 4.1/51/[1], lấy trị số theo tiêu chuẩn b = 32mm

Chiều rộng bánh đai B chọn theo bảng 5.4/88/[2] B = 40 mm

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu

PHẦN III: TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

i TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC.

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Số liệu: P1 = 7,14 kW

n1 = 729 ( vg/ph)

u = 5,45Thời hạn làm việc: 10500 h

1.Chọn vật liệu: Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng nh sau:

Bánh nhỏ: thép C45 Tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 241->285HB ch ọn

HB  có σb=850

MPa, σch=580

MPa Bánh lớn: thép C45 độ rắn bề mặt 192->240HB chọn HB 2 240

- ứng suất cho tiếp xỳc cho phộp   h

và ứng suất uốn cho phộp  F

đượcxỏc định theo cụng thức 6.1_6.2/91/[1]



Chọn sơ bộ z z zR .V XH  1

HO

N N

,bd

_hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6,6/97/[1] với bộ truyền đối xứng

0,954 1

bd

bố trí sơ đồ 6 ta được

1,05 1,1

H F

K K

2 .cos 2.170.cos(14 )

17, 04(1 ) 3.(5, 45 1)

W a Z

92 5,1 18

TM U





  arccos(cos ) arccos(0.97) 13,9   

+Góc ăn khớp

0 w

d,kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

+ Theo (6.33/105/[1]) øng suÊt tiÕp xóc trªn mÆt r¨ng lµm viÖc:

b H

w w1

52,7

1 6, 45

a d

+)Theo 6.42 /107/[1] ν H=δ H go v √ aw

u

- δ H : Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 δ H =0,002

-go : Hệ số kể đến sai lệch các bước răng bánh 1 và 2

Theo bảng 6.16 /107/[1] => go = 73

1700,002.73.2,01 1,63

- Do đú: Zr = 0,95 với da < 700 (mm), KXH = 1 Theo 6.1 và 6.1a:

[бH] = [бH].Zv.ZR.KXH

Trong đú:

ZR: hệ số xột đến độ nhỏm của mặt răng làm việcZv: hệ số xột đến ảnh hưởng của vận tốc vũngKXH: hệ số xột đến ảnh hưởng của kớch thước bỏnh răng → [бH] = 513,6.1.0,95.1 = 487,92 (MPa)

бH = 473(MPa) < [бH] = 487 (MPa) (TM)

d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không đợc vợt quá giá trị cho phép:

V b d K

T K  K 

- Do đú:

KF = KFβb: KFα KFv = 1,1.1,37.1,048 = 1,58

Với εα = 1,61 →

0,62 1,61

v

v

z Z

z Z

[бF1] = [бF].YR.YS.KXF =262,2.1.1,003.1 = 262,9 (MPa)-Tính tương tự ta được:

[бF2] = 247,5(MPa)Thay giá trị vào công thức trên ta có

1

2.93534,9.1,58.0,62.0,9.4,08

70,1 51.62,7.3

бF1 =70,1 < [бF1] = 262,9 (MPa)

бF2 =61,89 < [бF2] = 247,5 (MPa)

e, Kiểm nghiệm răng quá tải

T

H1max   Kqt  527, 2 2, 2 781,9 

(MPa) бH1max < [бH]max = 1624 (MPa)

- Theo 6.49/110/[1]:

бF1max = бF1.Kqt = 70,1.2,2 = 154,22 (MPa)

бF2max = бF2.Kqt = 61,89.2,2 = 136,158 (MPa)

бF1max < [бF1]max = 464 (MPa)

бF2max < [бF2]max = 360(MPa) theo ct bảng 6.11/104/[1]

Đường kính vòng chia:

1 1

55, 6

m Z d

284,5cos 0,97

m Z d



(mm) Đường kính đỉnh răng : da1  d1 2 m  55,6 2.3 61,6   (mm)

da1 d2 2 m  284,5 2.3 290,5   (mm)Đường kính đáy rẳng df1  d1 2,5 m  55, 6 2,5.3 48,1  

ІV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu chế tạo

- Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δb = 600 (MPa)

- Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)

- Số liệu cho trước:

+ Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N= 7,14 kW



Trong đó: Tk: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm)

[τ]: [τ]= 12…20 MPa ứng suất xoắn cho phép (MPa) dk: đường kính trục thứ k (mm)

Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào trục nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

Theo bảng 10.2/189/[1] , với đường kính trục tương ứng, ta có chiều rộng ổ lăn:

khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

K3 = 15 (mm) Chiều cao nắp ổ và đầu bulông :

hn = 20 (mm)-Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng trụ , trên trục І(10.10/189/[1])

- chiều dài mayơ bánh đai, Mayơ bánh răng trên trục I:

lm12= lm13 = (1,21,5)dsb1 = (1,21,5).35 = 42…52,5 mm chọn lm12= lm13= 50 mm

-chiều dài mayơ bánh răng trên trục II

lm23=(1,2 1,5)dsb2= 60 75mm chọn lm23=70mm

-Chiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục II

lm22 = (1,4 2,5)dsb2 = (1,4 2,5).45 = 77 112,5

Chọn lm22 = 100 mm

-Xác định chiều dài giữa các ổ

Xét với trục I: công thức theo bảng 10.4/191/[1] và

h n : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

 l12 = - lc12 = 70 mm

l13 = 0,5( lm13 + b01) + k1 + k2

= 0,5 (50 + 21)+10+10 = 55,5 lấy l13=55

Trong đó k1: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

k2: Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp b0 : Chiều rộng của ổ lăn b0 = 21 mm

A_TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I

a_Các lực tác dụng lên trục

- Lực tác dụng lên bộ truyền đai: Fd=712,6 (N)

- Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh_bánh trụ răng thẳng lên trụcTheo ct 10.1/184/[1]:

.Lực vòng:

1 1

24, 2

t r

Sơ bộ sơ đò phân tích lực

- Xét trục I:

+ Fx  Fx11  Ft1  Fx10  0

2 141,1( )110

c_Tính chính xác đường kính trục.

- Momen uốn tổng tại vị trí lắp bánh răng 1(ct 10,15/194/[1]):

br

Chọn dbr1= 30 mm theo tiêu chuẩn(tra bảng 195/[1])

- Momen uốn tổng tại vị trí nắp ổ lăn:

chọn đương kính nắp ổ lăn theo tiêu chuẩn(tra bảng 195/[1]): dol= 25 mm

- Momen tại chỗ nắp bánh đai là:

chọn đường kính chỗ nắp bánh đai tiêu chuẩn(tra bảng 195/[1]): dbđ= 22(mm)

d_Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

- Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trụctheo k6, kết hợp lắp then

mm d

mm d

M

- Ứng suất xoắn:

s s s

- [ ] s - hệ số an toàn cho phép, thường lấy [ ] s = 1,5…2,5.

- Ta có s  [ ]s nên tại tiết diện lắp ổ bánh răng đảm bảo về độ bền mỏi

*) Xét tại tiết diện lắp ổ lăn:

mm d

M

- [ ] s - hệ số an toàn cho phép, thường lấy [ ] s = 1,5…2,5.

- Ta có s  [ ]s nên tại tiết diện lắp ổ lăn đẩm bảo độ bền mỏi.

e_chọn then

*) Tại vị trí lắp bánh răng 1:

- ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5/178/[1] ta có [ d]= 100 Mpa

- [ ] c - ứng suất cắt cho phép, [ ] = 20…30 Mpac

 Fx20  1774,85

Biểu đồ momem trục như hình vẽ

330730,4

37, 44( ) 0,1.63

br

Chọn dbr2= 40 mm theo tiêu chuẩn

- Momen tương đương tại vị trí nắp ổ lăn:

td ol

M



chọn đường kính chỗ nắp ổ lăn : dol= 35 (mm)

- Momen tại chỗ khớp nối là:

d_Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

- Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục

mm d

mm d

2 253766,7

47,3

W 5361,2

br u

s s s

- [ ] s - hệ số an toàn cho phép, thường lấy [ ] s = 1,5…2,5.

- Ta có s  [ ]s nên tại tiết diện lắp ổ bánh răng đảm bảo về độ bền mỏi

*) Xét tại tiết diện lắp ổ lăn:

mm d

- [ ] s - hệ số an toàn cho phép, thường lấy [ ] s = 1,5…2,5.

- Ta có s  [ ]s nên tại tiết diện lắp ổ lăn đẩm bảo độ bền mỏ

- ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5/178/[1] ta có [ d]= 100 Mpa

- [ ] c - ứng suất cắt cho phép, [ ] c = 20…30 Mpa

- Ta có d  [ d]; c  [ ] c nên then đảm bảo bền

- [ d]- ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5/178/[1] ta có [ d]= 100 Mpa

- [ ] c - ứng suất cắt cho phép, [ ] c = 20…30 Mpa

- Ta có d  [ d]; c  [ ] c nên then đảm bảo bền

l2l1

dcd1

Kích thước cơ bản Nối trục vòng đàn hồi( bảng 16,10b /68/[1])

0,1 .

u  78, 2 Mpa  [ ]  u đảm bảo đủ bền ứng suất cho phép của chốt [ ]  u=

6080 Mpa

CHƯƠNG IV: CHỌN Ổ LĂN

IV.1CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC VÀO CỦA HỘP GIẢM TỐC (TRỤCI)

1.878, 46

0,05814,9.10

Fs1= e.Fr1= 0,37.2073,4 =767,1

- Tổng hợp lực dọc trục tác dụng lên ổ 0 là(ct 11.10/218/[1]): F a0 F s1F at1 767,1 878, 46 1645,6  F s0

1645,6

0,92 1.1780, 4

a r

219,7

0,1 1.2073, 4

Fr 0

0

Fa t

Fr 1 1

Fs 1

Fs 0

kd: hệ số kể đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng kd= 1,3 tra bang 11.4/215/[1]Q0=(0,45.1780,4 + 1,46 878,46).1.1,3 = 2708,8 2,7

Q1= (1.2073,4 ).1,3= 2695,4 2,6

 Chỉ cần tính cho ổ O là ổ chịu tải lớn hơn

IV.1.2.3- Tải trọng động quy ước

C d Q L.m

Với Q= Q0= 3,1 kN

3 1

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

IV.1.2.4- khả năng tải tĩnh

Qt=X0.Fr+ Y0.Fa

Tra bảng 11.6 có X0= 0,5; Y0= 0,47

Qt=0,5.1780,4+ 0,47.878,46= 1303 N= 1,3 kN< C0= 14,9

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

IV.2CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC RA CỦA HỘP GIẢM TỐC (TRỤCII)

a r

0,37 1.2648,1

1858,36

1, 03 1.1803,8

kt: hệ số kể đến nảh hưởng của nhiệt độ kt=1

kd: hệ số kể đến ảnh hưởng cảu đặc tính tải trọng kd= 1,3Vậy: Q0= (1.2648,1 )1.1,3= 3442,5 3,4

Q1= (0,45.1803,8+2,3.878,46).1.1,3= 3681 3,6IV.1.3.3- Tải trọng động quy ước

C d Q L.m

Với Q= Q0= 3,4 kN

3 1

33,71 160,5 20,1

d

C

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động

IV.1.3.4- khả năng tải tĩnh

CHƯƠNG V: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI

TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP

5.1_Tính kết cấu vỏ hộp.

Công dụng: để gá chặt hầu hết các chi tiết trong hộp giảm tốc, định vị vị trí tương

đối của các chi tiết và bộ phận máy,trực tiếp tiếp nhận tải trọng do các chi tiết làm việctruyền đến, chứa dầu bôi trơn trong hộp , bảo vệ các chi tiết máy

-Chỉ tiêu cơ bản khi chế tạo hộp giảm tốc là: khối lượng nhỏ ,kích thước gọn để giacông đúc độ cứng cao và giá thành hạ

- Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

- Các kính thước cơ bản được trình bày trong bảng 18,2/84/[3]

Bảng 5_Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày: Thân hộp,

Nắp hộp, 1

 =0,03.a+3= 0,03.170+3= 8,1  chọn  = 10 mm

   = 0,9.8= 7,2 mm  chọn 9

Gân tăng cứng: Chiều dày ,e

Chiều cao ,h

Độ dốc

e= (0,81) = 6,48, chọn e=7 mmh< 58

khoảng 20

d2= (0,70,8).d1= (0,70,8).16= 11,212,8

 chọn d2=12 d3=(0,80,9)d2=(0,80,9).12 = 9,610,8 Chọn d3= 10 d4=(0,60,7)d2=7,28,4 Chọn d4= 8

d5= (0,50,6)d2= 67,2 Chọn d5= 6

= > chọn S4=15K3= K2- (35)= 46-3= 43 mmKích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ

E2= 1,6.d2= 1,6.12= 19,2 mm R2= 1,3.d2= 1,3.12= 15,6 mm

q= K1+ 2 = 48+2.8= 64 mm Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành

Giữa mặt bờn cỏc bỏnh răng

Số lượng bulong nền Z Z= (L+B)/(200300) 4

5.2_Bụi trơn trong hộp giảm tốc.

5.2.1_Bụi trơn bỏnh răng.

- Do vận tốc vũng của cấp nhanh v1< 12 m/s nờn ta dựng phương phỏp bụi trơnngõm dầu

- Lấy chiều sõu ngõm dầu lớn nhất khoảng 1/6 bỏn kớnh bỏnh răng lớn

Bụi trơn ngõm dầu,ngõm cỏch bỏnh răng và cỏc chi tiết phụ trong dầu

Tra bảng 18.11[2]: ta chọn loại dầu bôi trơn là : dầu máy bay MC-20 có khối lợng riêng ở

Theo bảng 15.15a[2], với ổ bi đỡ 1 dãy, nhiệt độ làm việc 60 -100 0 c ta chọn loại mỡ bôi

trơn ổ là : mỡ M, mỡ cho vào chứa 2/3 khoảng trống bộ phận ổ

- Lót kín bộ phận ổ:

Nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm , chất bận và phòng dầu chảy ra ngoài

ta dùng lót kín động gián tiếp với chi tiết trung gian đặt giữa 2 bề mặt cần lót kín là vòngphớt không điều chỉnh đợc khe hở (hình dáng và kích thớc của vòng phớt và rãnh lắp vòngphớt cho trong bảng15.17[2])

- Thờng dùng các vòng chắn mỡ (dầu) để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu bôi trơntrong hộp giảm tốc(kích thớc vòng chắn dầu cho trên Hình 15.22[2])

5.2.3_Dầu bụi trơn hộp giảm tốc.

- Chọn loại dầu ụtụ mỏy kộo AK15 để bụi trơn hộp giảm tốc

5.3_Lắp bỏnh răng lờn trục và điều chỉnh sự ăn khớp.

5.3.1_Lắp bỏnh răng lờn trục

- Để lắp bỏnh răng lờn trục ta dựng mối ghộp then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vỡ nú

chịu tải vừa và va đập vừa

5.3.2_Điều chỉnh sự ăn khớp.

sai số về chế tạo cỏc chi tiết theo kich thước chiều dài và sai số về lắp gộp làm cho

vị trớ bỏnh răng trờn trục khụng chớnh xỏc nờn Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốcbỏnh răng trụ này ta chọn chiều rộng bỏnh răng nhỏ tăng lờn 10% so với chiều rộng bỏnhrăng lớn

5.4_Kết cấu bỏnh răng, nắp ổ, cốc lút