Đồ án chi tiết máy của khoa cơ khí

CHỌN LOẠI XÍCH Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích ống con lăn. Px = P3 = 20,3 (kW) ux = 2, T3= 854030,8 (Nmm) nx = n3 = 227 (vòngphút), làm việc 3 ca, thời gian làm việc 16000h. 2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN  Theo bảng 5.4 trang 80 1, với u = 2, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 27, do đó số răng z2 = uz1 = 2.27 = 54 < zmax = 120.  Theo công thức (5.3) trang 81 1, công suất tính toán Pt = Px.k.kzkn Trong đó: với z1 = 27, kz = 25z1 = 2527 = 0,93 ; với n01 = 400 vgph, kn = n01n1 = 400227 = 1,76 theo công thức (5.4) trang 81 1 và bảng 5.6 trang 82 1: k = k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1,35.1,45.1,3 = 2,545 với k0 = 1 (đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc < 60o) ka = 1 (chọn a 30p) kđc = 1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ = 1,35 (tải trọng va đập) kc = 1,45 (bộ truyền làm việc 3 ca) kbt = 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7 trang 82 1) Như vậy: Pt = Px.k.kz.kn = 20,3.2,545.0,93.1,76 = 84,5 (kW)

ĐỒ ÁN ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠITRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Cán bộ hướng dẫn 1: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)

Đồ án được bảo vệ tại HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT

NGHIỆP, TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM

Ngày tháng năm

LỜI CẢM ƠN

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động

ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũngnhư trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì cóthể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiếnthức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật,

Vẽ Cơ khí, Sức bền vật liệu,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan vềviệc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹhơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chitiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiệncác sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công

cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy ĐẶNG VĂN HẢI đã hướng dẫn và

giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp,do đó thiếu xót là điều không thể tránhkhỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này đượchoàn thiện hơn

Sinh viên thực hiện :

NGUYỄN VĂN TIẾN DŨNG

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

………

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 8

1.1 TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ 8

1.1.1 Tính công suất cần thiết 8

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 8

1.1.3 Chọn động cơ điện 8

1.2 PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN 9

1.3 BẢNG THÔNG SỐ KĨ THUẬT 9

1.3.1 Phân phối công suất trên các trục 9

1.3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục 9

1.3.3 Tính toán Momen xoắn trên các trục 9

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH) 11

2.1 CHỌN LOẠI XÍCH 11

2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN 11

2.3 TÍNH KIỂM NGHIỆM XÍCH VỀ ĐỘ BỀN 12

2.4 THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH 13

2.5 XÁC ĐỊNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC 14

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 16

3.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM 16

3.1.1 Chọn vật liệu 16

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép 16

3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 18

3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp 19

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 19

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 21

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 23

3.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH 24

3.2.1 Chọn vật liệu 24

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép 24

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 26

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp 26

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 26

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 28

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 30

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY 32

4.1 TÍNH TOÁN TRỤC 32

4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: 32

4.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 33

4.1.3 Bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1]) 34

4.1.4 Lực tác dụng do bộ truyền ngoài: 34

4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 35

4.2 TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN MỎI CỦA THEN 44

4.3 TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC 45

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN Ổ LĂN 48

5.1 TRỤC I: 48

5.2 TRỤC II: 50

5.3 TRỤC III: 52

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 54

6.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP 54

6.2 CÁC PHỤ KIỆN KHÁC 56

6.2.1 Nút thông hơi 56

6.2.2 Que thăm dầu 56

6.2.3 Vòng móc 57

6.2.4 Chốt định vị: 57

6.2.5 Cửa thăm 57

6.2.6 Nút tháo dầu 58

6.2.7 Vòng phớt 58

6.2.8 Vòng chắn dầu 59

6.3 DUNG SAI VÀ CÁC YÊU CẦU KỸ THUẬT 59

6.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục: 59

6.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: 59

6.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục: 60

6.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp 60

6.3.5 Dung sai lắp ghép then lên trục: 60

TÀI LIỆU THAM KHẢO 63

Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp

Hình 1: HGT đồng trục 2 cấp Hình 2: Sơ đồ tải trọng

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

1.1.1 Tính công suất cần thiết

 Công suất tính toán (công thức 2.14, trang 20, [1])

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Số vòng quay trên trục công tác n ct=86(vòng/phút)

 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21, [1])

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

ux = 2, T3= 854030,8 (Nmm)

nx = n3 = 227 (vòng/phút), làm việc 3 ca, thời gian làm việc 16000h

2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA XÍCH VÀ BỘ TRUYỀN

 Theo bảng 5.4 trang 80 [1], với u = 2, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 27, do đó

ka = 1 (chọn a 30p)

kđc = 1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)

kđ = 1,35 (tải trọng va đập)

kc = 1,45 (bộ truyền làm việc 3 ca)

kbt = 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7 trang 82 [1])Như vậy:

Trong đó: Kđ = 2,5, hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,khi số dãy là 3

Theo bảng 5.5 trang 81[1], với n01 = 400vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

Pd < [P] = 57,7kWđồng thời theo bảng 5.8 trang 83 [1], p < pmax

2.4 THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH

 Đường kính xích: theo công thức (5.17), trang 86, [1]

 Kr hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích: z1 = 27 → Kr1 = 0,42;

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Các thông số kĩ thuật

Tổng thời gian làm việc L h=16 000 h, làm việc 3ca

Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)

Tỷ số truyền u1=3,6

Số vòng quay trục n1=2940¿)

Momen xoắn T trên trục dẫn T1=70033,3 Nmm

Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)

Tỷ số truyền u2=3,6

Số vòng quay trục n2=817¿)

Momen xoắn T trên trục dẫn T2=244536,1 Nmm

3.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM

3.1.1 Chọn vật liệu

 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trongthiết kế, ở đây chọn vật liệu 2cặp bánh răng như nhau

 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn

 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…

285 có σ b 1=850 Mpa, σ ch1=580 Mpa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1

= 280HB

 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240

(chu kì) đối với tất cả các loại thép

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi (6.7 tr 93)

T max)3n i t i

Ứng suất uốn cho phép

 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC=1 (do quay 1chiều); s F=1,75)

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộtruyền

β b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b=acrtg[cos(α t) tgβ]=acrtg[cos (20,79) tg16,6]=15,60

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

α t=α tw=acrtg(cosβ tgα )=acrtg(cos16,6tg20 o o)=20,79o

 Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp

 Với v = 3,28 (m/s) < 5 (m/s) thì Z v=1, với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám

K xH=1, KHL= 1 (NHO = NHE); do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91

và 93, [1]

 Như vậy σ H<[σ H] => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn σ F=2T2Y F1K F Y ε Y β

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

 Hệ số quá tải K qt=T max

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

Bảng 2.1 : Thông số và kích thước bộ truyền

3.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

3.2.1 Chọn vật liệu

 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trongthiết kế, ở đây chọn vật liệu 2cặp bánh răng như nhau

 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn

 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…

285 có σ b 1=850 Mpa, σ ch1=580 Mpa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1

= 280HB

 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240

Ứng suất uốn cho phép

 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC=1 (do quay 1chiều); s F=1,75)

[σ F]=σ Flim0 K FC

 Với bánh răng nghiêng β (80→ 200)

 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng của bộtruyền

σ H=Z M Z H Z ε

d w1 √2 T1K H(u m+1)

b w u m

 Trong đó

β b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b=acrtg[cos(α t) tgβ]=acrtg[cos (20,79) tg16,6]=15,60

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

α t=α tw=acrtg(cosβ tgα )=acrtg(cos16,6tg20 )=20,79

 Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp

 Như vậy σ H<[σ H] => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Điều kiện bền uốn σ F=2T1Y F1K F Y ε Y β

 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], K Fβ=1,16, theo bảng 6.14, trang 107, [1]với v = 12,05 m/s và cấp chính xác 7, K Fα=1,25

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

 Hệ số quá tải K qt=T max

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

 Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]

Bảng 2.2 : Thông số và kích thước bộ truyền

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY

 Qui ước các kí hiệu:

k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s : với s là số chi tiết quay

l k 1: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l ki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

l mki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

l cki: khoảng công-xôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

b ki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k

4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

 Thép C45 có σ b=600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ ]=(15 ÷ 30)MPa

4.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

khoảng cách giữa các chi tiết quay

 Tra bảng 10.2, trang 189, [1] chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng :

Hình 4.1 Sơ đồ phân bố lực trên các trục

4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục

4.1.5.1 Trục I

 Tìm phản lực tại các gối đỡ

Với: Ma1 = Fa1.d1/2 = 542,3.78,3/2 = 21231 (Nmm)

Hình 4.2 Biểu đồ nội lực của trục I

 Chọn đường kính tiêu chuẩn:

 Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 4A180S2Y3 chọn

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực của trục II

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực của trục III

4.2 TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN MỎI CỦA THEN

 Với các diện trục dùng mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về

Ta có bảng then như sau:

Bảng 4.1.6 Các thông số của then bằng:

Trục Mặt

cắt

T(Nmm)

d(mm)

lm

(mm)

lt

(mm)

b(mm)

H(mm)

t1

(mm)

σd

(MPa)

τc

(MPa)

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt

4.3 TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

 Với thép C45 tôi cải thiện б b = 600 MPa

 б-1 và τ-1 được tính theo công thức:

Với ψσ và ψτ tra trong bảng 10.7 trang 197 [1]

 Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: (công thức 10.25 và 10.26 trang 197 [1])

 Các trục được gia công bằng máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

độ nhám Ra = 2,5 ÷ 0,63μm Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung m Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06

 Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199 [1]

[σ]≈ 0,8 σ c h=0,8.450=360(MPa)

Với W và Wo được tính theo công thức trong bảng 10.6 trang 196 [1]

Tra các bảng 10.10 trang 198 [1] và tính toán các công thức trên ta được bảng sau

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN Ổ LĂN

Thời gian làm việc: Lh = 16000 (giờ)

Tra bảng P2.12 trang 263 [1] ta có bảng sau

Bảng 5.1 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra (công thứ 11.8

trang 217 [1])

F SA=e F RA=0,34.534,5=181,7 N

F SB=e F RB=0,34.1206,4=410,2 N

Vì FSA < FSB và Fa1 = 542,3 (N) > 410,2-181,7=228,5 (N) theo bảng 11.5 trang 218 [1] ta có:

Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ

Vì C d<C=32,3 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tãi tĩnh

Ổ đỡ - chặn theo bảng 11.6 trang 221 [1] với: α = 120 ta chọn X0 = 0,5; Y0 = 0,47(công thức 11.19 trang 221 [1])

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ trung hẹp,1 dãy

Tra bảng P2.12 trang 264 [1] ta có bảng sau

Bảng 5.2 Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra (công thứ 11.8

Vì C d<C=48,1kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tải tĩnh (bảng 11.6 trang 221 [1])

Với ổ đỡ chặn α = 120 ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47

Tra bảng P2.12 trang 264 [1] ta có bảng sau

Bảng 4.3 Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra (công thức 11.8

 Ta có: (từ bảng 11.4 trang 216 [1])

F ta 2

V F RB

 Tải trọng động qui ước: (công thức 11.3 trang 214 [1])

Vì C d<C=78,8 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

 Kiểm tra tải tĩnh (bảng 11.6 trang 221 [1])

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 6.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP

 Vỏ HGT có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phậnmáy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn vàbảo vệ các chi tiết tránh bụi

 Chỉ tiêu cơ bản của HGT là khối lượng nhỏ, độ cứng cao

 Mặt đáy HGT nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o

 Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bảng như sau:

Bảng 6.1 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên HGT (theo bảng 18-1 trang 85 [2])

Chiều dày

Độ dốc

e = (0,8 ÷1)δ = 8 mmKhoảng 20

Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4÷1,8)d3 = 18 mm

Chiều dày bích nắp hộp

Bề rộng bích nắp và thân

S4 = (0,9÷1)S3 = 17 mm

K3 = K2 - (3÷5) = 40 mmKích thước gối trục:

Giữa bánh răng với thành trong võ hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

6.2 CÁC PHỤ KIỆN KHÁC

6.2.1 Nút thông hơi

 Khi làm việc nhiệt độ hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khíbên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thườngđược lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp

Hình 6.2.1 Nút thông hơi Bảng 5.3 Kích thước nút thông hơi

M27x

6.2.2 Que thăm dầu

 Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu

Hình 6.2.2 Que thăm dầu 6.2.3 Vòng móc

 Để nâng hay vận chuyển HGT người ta dùng vòng móc

 Chiều dày S = (2 ÷ 3)δ = (2 ÷ 3).9 = 20 mm (công thức trang 90 [2])

 Đường kính d = (3 ÷ 4)δ = (3 ÷ 4).9 = 28 mm (công thức trang 90 [2])

6.2.4 Chốt định vị:

 Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Đểđảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khilắp ghép ta dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làmbiến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổchóng bị hỏng

 Ta chọn chốt định vị hình côn:

Hình 6.2.4 Chốt định vị 6.2.5 Cửa thăm

 Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầuvào, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có lắpthêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 trang 92 [2]

Hình 6.2.5 Cửa thăm

Bảng 5.4 Kích thước nắp quan sát