(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo(Bản thuyết minh đồ án Chi tiết máy) Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

Phần III: Truyền động bánh răng

I Bộ truyền bánh răng thẳng cấp nhanh 9

II Bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm 19

Phần IV: Tính toán thiết kế trục 28

Công suất trên trục công tác Pct

P

β: Hệ số tải trọng tương đương

 : Hiệu suất bộ truyền

1

n i i



3 2 1

k dn

T T

dc chung

ct

n u

b Phân phối tỷ số truyền:

3, 01480,1

ct

n Vg p n

u n

u n

II Tính toán bộ truyền ngoài

1 Chọn tiết diện đai

Theo bảng 13-5/23[TL3] ,từ mômen xoắn trên trục động cơ ta chọn

Đai thang thường tiết diện A

Theo bảng 4-13/59[TL1] và bảng 13-5/23[TL3] ta tra được các thông số đai:

2 Xác định đường kính bánh đai:

Đường kính bánh đai nhỏ:

d1  1,2 d1min = 1,2 90 = 108 mmChọn theo tiêu chuẩn 4.26/67[TL1] d1 = 140Đường kính bánh đai lớn:

Theo công thức 4-2/53[TL1] với hệ số trượt đai ε = 0,01

 

1 2

Như vậy, tỉ số truyền thực tế:

2 1

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15/60[TL1] 10,59 6,6 /  10 / 

P C C C C



Trong đó:

dài đai l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19[TL1])

d

u z

PK z

P C C C C

Lấy z = 3 đaiChiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TL1] và bảng 4.21/63[TL1]

(Với đai thang tiết diện A có t = 15, e = 10, h0 = 3,3)

B = (z – 1).t + 2.e = (3 – 1).15 + 2.10 =50 (mm)Đường kính ngoài của bánh đai:

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

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TL1]

1 0

780

d v

Fv Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực

căng Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng thì Fv = qm.v2 (qm : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng13.3/22[TL3]) Fv = 0,105 10,592 = 11,8 (N)

 

1 0

11,8 149,6

d v

137,9

o r

III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230

A Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u1=4,2

lim F

với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốnChọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230Vậy:

0 HL

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

6-3 HE

i i

T

n t T

NHE1> NHE2 >NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 1/91[TL1] và 2/91[TL1]

o H

H

Z Z K K S



o F

F

Y Y K K K S

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sởKhi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1Vậy ta có

  Hlim

H

K S



  Flim

FL FC F

σH Ứng suất tiếp xúc cho phépσH 481,8MPa

w w

b Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 1,753,5

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3

94

4, 2722

m

Z u Z

y

t

y k

Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh xt

xt= y+ y = 0,33 + 0,007= 0,337Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

2 1 1

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

thời ăn khớp Bánh răng thẳng => K =1 Hα

T K K

m

w 0

H H

u

a.v.g.δ

m

a d

u

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

73

; 006 , 0

T K K

Vậy K H K Hβ.K Hα.K Hv 1,05.1.1,09 1,14Thay số:

d Kiểm nghiệm độ bền uốn

ν

F F 1

1 w w F

K.K.F2

d.b

với

m

w 0

F F

u

aV.g.δ

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay )

YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do da<400

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5

σHmax σH K qt 401, 44 1,5 491,66 σHmax  1260 MPa

σF1max σ F1 K qt 67,8.1,5 101,7 σF1 max 464 MPa

σF2max σ F2 K qt 62, 4.1,5 93,6 σF2 max 360(Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền

d2=m.z2/cosβ

66282

mmmm

dw2= dw1.u

66,4283,5

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1- y ).m

da2=d2+2(1+x2- y ).m

72,3289,6

mmmm

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

58,9276,1

mmmm

db2=d2cosα

62,02264,99

mmmm

RăngRăng

mmmmmm

Hệ số trùng khớp ngang   z tg1 a1z tg2 a2(z2z tg1) tw/(2 ) 1,7

B Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng nghiêng

Tỉ số truyền 2

1

14,7

3,524,18

hop

u u u

lim F

với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốnChọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 260

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 245Vậy:

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

6-3 HE

i i

T

n t T

NHE3> NHE4 >NHo3

NFE3> NFE4 > NFo3

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 1/91[TL1] và 2/91[TL1]

o H

H

Z Z K K S



o F

F

Y Y K K K S

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1Vậy ta có

  Hlim

H

K S



  Flim

FL FC F

σH Ứng suất tiếp xúc cho phépσH 495, 4MPa

u2 Tỉ số truyền u2 = 3,52

w w

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 2,34,6

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3

m

z u z

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

2.cos12,81

1, 723sin 2.20,53

a

u     mmTheo 6.40, vận tốc vòng

v =π.60000d n w3. 2 3,14.101,77.114,360000 0,609 m/s

Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9

d Kiểm nghiệm về độ bền uốn

F

u

a v

g

.δ

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

Ys = 1,08- 0,0695 ln (m) Với m =3 mm

Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay )

YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do da<400

4 4

''

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5

σHmax σH K qt 453,5 1,5 555, 4 σHmax  1260 MPa

σF3max σ F3 K qt 113, 4.1,5 170,1 σF3 max 464 MPa

σF4max σ F4 K qt 108,9.1,5 163, 4 σF4 max 360(Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền

d4=m.z4/cosβ

101,87358,11

mmmm

dw4= dw1.u

101,8358,2

mmmmĐường kính đỉnh răng da da3=d3+2(1+x3- y ).m

da4=d4+2(1+x4- y ).m

107,87364,11

mmmm

df4=d4 - ( 2,5 - 2x4).m

94,37350,61

mmmm

db4=d4cosα

95,73336,51

mmmm

RăngRăng

mmmmmm

w w

d C d

IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu:

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22 = lm23 = ( 1,2 1,5 ) 50 = 60 75 (mm) Chọn l m22 = l m23 = 70 mm

Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

lm34 = lm3k = ( 1,2 1,5 ) 70 = 84 105 (mm) Chọn l m34 = l m3k = 85 mm

Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k 4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quay

Xác định chiều dài giữa các ổ:

4 Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Theo công thức 10-1/184[TL1] ta có:

Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y

2650,5 542 03192,5

5 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

217 148,5

86727,8

340,8

5 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

21768,5

148,5

2650,5

1072,45531,4

471,53958,8

6877,91670,3

1106,6

2565,9

350083,1

73459158536

32298

378901

271178

5 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

C TRỤC III Biểu đồ mômen Trục III

Mx

My T

217

2000

1937,2 3192,5

2650,5

542

2940,7

1670,3 6877,9

M d

Lấy theo tiêu chuẩn d 11 = 32

Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp ổ lăn 11

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 12 = 25

Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp ổ lăn bánh đai:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 13 = 24

Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 10

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11

d 10 = d 12 = 25

TRỤC II:

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng và tiết diện 2-2 lắp bánh răng thẳng là tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết diện 2-1 đủ bền thì tiết diện 2-2 cũng đủ bền

Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 3:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 21 = 48

Tại tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 22 = 48 để cân đối với mặt cắt tiết diện 21

Tại tiết diện 2-0 và 23chỗ lắp ổ lăn:

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 20 và 21

d 20 = d 23 =45 TRỤC III:

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 30, 31 và tiết diện 32 là các tiết diện nguy hiểm

Tại tiết diện 3-0 lắp khớp nối:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 30 =55

Tại tiết diện 3-1 lắp ổ lăn 30:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 31 = 60

Tại tiết diện 3-2 lắp bánh răng 4:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 32 = 63

Tại tiết diện 3-3 lắp ổ lăn 31:

Lấy đồng bộ d 30 = d 33 = 60

Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 63 mm, ta có then:

7 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TL1]

] [ s

s

= s

2 2 j j

s

s

j j

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

1 j

=> σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPaτ] = 12 20 Mpa-1 = 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 157,728 Mpa

σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện jτ] = 12 20 Mpaaj, τ] = 12 20 Mpamj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: do đó aJ tính theo công thức 10-22/196[TL1]

σmj = 0 σaj = σmaxj =

j

j

W M

Đối với tiết diện tròn:

3

.W32

j J

j j

J

b t d t d

32

j j

J

b t d t d

3 3

.16

j oJ

d

W  mm

Đối với tiết diện có 1 rãnh then:  

 

2 3

0

j j

j

j

b t d t d

0

16

j j

j

j

b t d t d

Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp bánh răng, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-3 lắp bánh đai

TRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng nghiêng

TRỤC III: Mặt cắt 3-0 lắp khớp nối, mặt cắt 3-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 3-2 lắp bánh răng

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

2647153410919409153071530718276

58643068244820266365133651342825

81,646,6043,6010,926,7

7,414,117,78,616,116,113,7Các hệ số Kdj , Kdj đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1]

1

x dj

y

K K K

y

K K K

Các tiết diện nguy hiểm đạt Ra=2,5 0,63 μm, theo bảng 10-8/197[TL1] Kx=1,06

εσ, ετ] = 12 20 Mpa Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được εσ, ετ] = 12 20 Mpa

Kσ, Kτ] = 12 20 Mpa Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.Theo bảng 10-12/199[TL1]

khi dùng dao phay ngón với σb = 600 => Kσ = 1,76 Kτ] = 12 20 Mpa = 1,54

1,92-1,792,022,05-2,08

1,641,641,641,642,032,032,03

2,122,122,122,212,582,582,58

1,981,71,852,082,112,092,14

1,562,73-2,71-9,303,79

10,766,584,828,84,644,695,38

1,542,522,6

4,23,1Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ

đảo hướng tâm 20 m , giá thành tương đối 1

2 Chọn kích thước ổ lăn

-Ta biết đường kính ngõng trục: d10  d12  25( mm )

-Tra bảng phụ lục P2-11/256[TL1], với cỡ nhẹ ta chọn được ổ bi đỡ 1 dãy có kí hiệu 205 có:

Q là tải trọng quy ước,KN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3Tính L :

Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

Xác định tải trọng động quy ước QE

Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1-X là hệ số tải trọng hướng tâm

i

Q L Q

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

0, 423986,8

a r a r

F F F F

Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn.

Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ

đảo hướng tâm 20 m , giá thành tương đối 1

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d20 = d21 = 45 mm

0

1670,3

0,04437700

Q là tải trọng quy ước,KN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3Tính L :

Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

Trong đó:

-F rvà F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN-V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1-Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)-Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1-X là hệ số tải trọng hướng tâm

2000, 2

0,355

a r

3670,5

a r

F

e

=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X1 = 0,45 Y1 = 1,54

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

C Ổ LĂN CHO TRỤC III

' 1

1670,3

0, 453734,3

1670,3

0,56

2990, 21670,3

0, 21

8129, 41670,3

1,111502,6

a r a r a r a r

F F F F F F F F

Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn.

Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ

đảo hướng tâm 20 m , giá thành tương đối 1

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d30 = d33 = 60 mm

0

1670,3

0,0440100

Q là tải trọng quy ước,KN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3Tính L :

Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1-X là hệ số tải trọng hướng tâm

-Y là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm trên các ổ là : ( Tính với trường hợp có Fr lớn nhất)

0 0

2885,9

a r

1215,6

a r

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC

  ( 1 1,2). = (1 1,2)10 = 10 12 mmChọn  = 15mm

10

-Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

1 = (3…5)  = (3…5).10 = 30…50 mmChọn 1 = 30 [mm]

40

-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

200

250180

c Nút tháo dầu

Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầumới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 17-7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ

d Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ

e.Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp vàthân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ

28

159