<span class="text_page_counter">Trang 1</span><div class="page_container" data-page="1">

<b> LỜI NÓI ĐẦU</b>

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và ngành cơng nghiệp nói chung. Trong mơi trường cơng nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.

Được sự phân công hướng dẫn của Thầy, chúng em đã thực hiện thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp để ôn lại kiến thức và tổng hợp kiến thức đã học vào một hệ thống cơ khí hồn chỉnh. Tuy nhiên, vì trình độ và khả năng có hạn nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét và góp ý của thầy để bài thuyết minh của chúng em được hoàn thiện hơn.

Chúng em xin chân thành cảm ơn Thầy và các Thầy trong Bộ môn cơ sở thiết kế máy và robot đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này.

<b>1.1. Chọn động cơ điện 1.1.1. Công suất làm việc </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 2</span><div class="page_container" data-page="2">

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (che kín) : ηbr = 0,97  Hiệu suất bộ truyền đai (để hở): ηđ = 0,95

 Hiệu suất một cặp ổ lăn (che kín): ηol = 0,99  Hiệu suất khớp nối( để hở ): ηkn = 1

Thay vào công thức ta được:

 Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 2,8

 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ: ubr = 4,6

</div><span class="text_page_counter">Trang 3</span><div class="page_container" data-page="3">

ubr: Tỷ số bộ truyền bánh răng. uđ: Tỷ số bộ truyền đai.

 Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 2,8

 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 4,6

<b>1.3. Tính các thơng số trên trục1.3.1. Cơng suất </b>

Cơng suất trên các trục được tính từ công suất trên trục công tác Công suất trên trục cơng tác

</div><span class="text_page_counter">Trang 4</span><div class="page_container" data-page="4">

Số vịng quay trên các trục được tính từ trục của động cơ Số vòng quay trên trục động cơ

với Pi và ni là cơng suất và số vịng quay trên trục i Momen xoắn trên trục động cơ

</div><span class="text_page_counter">Trang 5</span><div class="page_container" data-page="5">

<b>Phần 2: Tính tốn thiết kế các bộ truyền </b>

<b>2.1. Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi (bộ truyền đai)</b>

Thơng số u cầu của bộ truyền đai:  Điều kiện làm việc

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

 n1 = 1420(v/ph)  u = 2,8

 Hệ số tải trọng động Kđ

<b>2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai</b>

Chọn loại đai thang

Tra đồ thị 4.1[1] (trang 59) với các thông số P1 = 2,19 (kW) và n1 = 1420(v/ph), chọn được tiết diện đai: A

<b>2.1.2. Chọn đường kính hai bánh đai d<small>1</small> và d<small>2</small></b>

Tra bảng 4.13[1] (trang 59) ta được thông số bánh đai nhỏ trong bảng sau:

</div><span class="text_page_counter">Trang 8</span><div class="page_container" data-page="8">

 P1 – Công suất trên trục bánh chủ động, P1 = 2,19 (kW)  [P0] – Công suất cho phép

 Kđ – Hệ số tải trọng động, số ca làm việc 2, tra bảng 4.7[1] (trang 55) ta được: Kđ = 1,2

</div><span class="text_page_counter">Trang 9</span><div class="page_container" data-page="9">

 Cα – Hệ số ảnh hưởng của góc ơm  CL – Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai  Cu – hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

 Cz – hế số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

Tra bảng 4.15[1] (trang 61) với α = 139,33°, được Cα = 0,89 Tra bảng 4.16[1] (trang 61) với tỉ số <i>_L^L</i>

<small>1700</small> = 0,82 , được CL = 0,96 Tra bảng 4.17[1] (trang 61) với ut = 2,87 được Cu = 1,14

Tra bảng 4.18[1] (trang 61) với tỉ số _[<i>_{P 0}^P</i> _]<small>=</small><i><small>2 ,19</small></i>

Chiều rộng bánh đai B= (Z-1).t+2e

Tra bảng 4.21 trang 63 với tiết diện đai A ta có : t=15, e =10

</div><span class="text_page_counter">Trang 10</span><div class="page_container" data-page="10">

<b> Thông số của bộ truyền đai thang</b>

Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu 3% Góc nghiêng đường nối hai tâm bánh đai 120

Lực căng ban đầu đối với 1 nhánh đai (N) Fo=145,54

</div><span class="text_page_counter">Trang 12</span><div class="page_container" data-page="12">

<b>2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền trong (bánh răng trụ răng nghiêng)</b>

Thơng số u cầu:

</div><span class="text_page_counter">Trang 13</span><div class="page_container" data-page="13">

• Giới hạn chảy σch1 = 580 (MPa)

• KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng • YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng • YS – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất • KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

• SH ,SF : hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra bảng 6.2[1] (trang 94) được:

<b>– Bánh chủ động SH1 = 1,1; SF1 = 1,75– Bánh bị động SH2 = 1,1; SF2 = 1,75</b>

• <i><small>σ</small>_Hlim</i>⁰ <small> : </small><i><small>σ</small>_Flim</i>⁰ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2[1] (trang 94)

<i><small>σ</small>_Hlim</i><small>0</small> = 2HB + 70; <i><small>σ</small>_Flim</i><small>0</small> = 1,8HB

<b>– Bánh chủ động: </b><i><small>σ</small>_Hlim1</i>⁰ = 2HB1 + 70 = 2.255+70 = 580 MPa <i><small>σ</small>_Flim1</i>⁰ = 1.8HB1 = 1,8.255 = 459 MPa

</div><span class="text_page_counter">Trang 14</span><div class="page_container" data-page="14">

<b>– Bánh bị động: </b><i><small>σ</small>_Hlim2</i>⁰ = 2HB2 + 70 = 2.240+70 = 550 MPa <i><small>σ</small>_Flim2</i>⁰ <small> = 1.8HB2 = 1,8.240 = 432 MPa</small>

• KHL ,KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức : Thay số vào ta tính được :

NHE = NHE1 = NFE1 = 60cntΣ = 60.1.507,1.12000 = 365112000

</div><span class="text_page_counter">Trang 15</span><div class="page_container" data-page="15">

<b>– NHE1 > NH01 lấy NHE1 = NH01 = 17898543,34</b>

<b>– NFE2 > NF02 lấy NFE2 = NF02 = 4.10</b><small>6 </small>. Vậy KFL2 =1 Thay số vào cơng thức ta được :

</div><span class="text_page_counter">Trang 16</span><div class="page_container" data-page="16">

• [σH]sb: ứng suất tiếp xúc cho phép. [σH]sb = 513,64 (MPa) • u: tỷ số truyền. u = 4,6

• ψba ,ψbd: hệ số chiều rộng vành răng : ψba = 0,3 ÷ 0,5. Chọn : ψba = 0,3 ψbd = 0.5ψba (u + 1) = 0,5.0,3.(4,6+1) = 0,84

• KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.7[1] (trang 98) với ψbd = 0,84, sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB < 350, được: KHβ = 1,03. Thay số vào ta được :

</div><span class="text_page_counter">Trang 17</span><div class="page_container" data-page="17">

Góc nghiêng trên hình trục cơ sở:

βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan[cos(20,31<small>ο</small>).tan(10,48<small>ο</small>)] = 9,84<small>ο</small>

<b>2.2.5 Xác định các thông số động học và thông số cho phép</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 18</span><div class="page_container" data-page="18">

• ZR là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc : với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,vcần gia cơng t nhỏm Ra < 2,5.1,25 àm thỡ ZR =0,95

ã Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, v = 1,13< 5 m/s ⇒ Zv =1 • KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. KxH = 1

• YR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Chọn YR = 1 • Ys: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

</div><span class="text_page_counter">Trang 19</span><div class="page_container" data-page="19">

<b>2.2.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng2.2.6.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 20</span><div class="page_container" data-page="20">

<small>−¿</small> KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14[1](trang 107) với v = 1,13 (m/s), cấp chính xác mức làm việc êm của bộ truyền: CCX = 9. Ta tra được KHα =1.13

<b>– KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.</b>

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh trụ răng nghiêng và v = 1,13 (m/s), được cấp chính xác của bộ truyền: CCX = 9

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với

</div><span class="text_page_counter">Trang 21</span><div class="page_container" data-page="21">

<b>2.2.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn</b>

• [σF1] và [σF2] là ứng suất uốn cho phép đã tính ở trên • KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn

• KF = KFα . KFβ . KFv

-KFβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψbd = 0,84 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 vad HB < 350 , được: KFβ = 1,07

<b>– KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng </b>

đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14[1](trang 107) với cấp chính xác mức làm việc êm là 9, v = 1,13 m/s tra được KFα = 1,37

<b>– KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tra phụ </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 22</span><div class="page_container" data-page="22">

• Yϵ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

được: YF1 = 3,90 và YF2 = 3,60 Thay số vào ta được ⇒ Bánh răng thỏa mãn độ bền uốn.

<b>2.2.7. Một số thông số khác của cặp bánh răng </b>

Đường kính vịng chia:

</div><span class="text_page_counter">Trang 24</span><div class="page_container" data-page="24">

Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 1817,09.tan10,48 = 336,12N

<b>2.2.8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng </b>

<b> Thông số của bộ truyền bánh răng trụ</b>

Chiều rộng vành răng (mm) bw=36

Đường kính đỉnh răng (mm) da1 = 46,71 da2 = 201,29 Đường kính đáy rang (mm) df1 = 37,71 df2 = 192,29

</div><span class="text_page_counter">Trang 25</span><div class="page_container" data-page="25">

<b>Phần 3: Thiết kế trục, chọn ổ lăn và các chi tiết khác3.1. Lập sơ đồ đặt lực và các giá trị ban đầu</b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 26</span><div class="page_container" data-page="26">

<b>+Chọn vật liệu trục: là thép 45 – tơi cải thiện, có σb = 750 MPa </b>

-Gia công rãnh then bằng dao pháy ngón -Phương pháp gia cơng cơ: tiện tinh

[ τ ] - ứng suất xoắn cho phép, với thép 45 [ τ ] = 15…30 MPa lấy trị số nhỏ đối với trục vào, trị số lớn với trục ra của hộp giảm tốc.

<b>3.3. Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực </b>

Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2/189 <small>[1]</small>

{

<i>^d</i><small>1=30 mm</small>

<i><small>d</small></i>₂<small>=3 5 mm</small> →

{

<i>^b</i><small>01=19 mm</small>

<i><small>b</small></i>₀₂<small>=21 mm</small>

Theo bảng 10.3[1] (trang 189)

</div><span class="text_page_counter">Trang 27</span><div class="page_container" data-page="27">

- Khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 8…15 chọn k1 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 5…15 chọn k2 = 10

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 =15 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20

</div><span class="text_page_counter">Trang 28</span><div class="page_container" data-page="28">

<b>3.4 .Tính trục I</b>

Ta giả sử sơ đồ đặt lực lên trục một như sau:

</div><span class="text_page_counter">Trang 30</span><div class="page_container" data-page="30">

<b>3.4.2. Vẽ biểu đồ momen </b>

</div><span class="text_page_counter">Trang 31</span><div class="page_container" data-page="31">

<b>3.4.3. Tính momen tương đương </b>

<b>3.4.4. Tính đường kính các đoạn trục tương ứng </b>

- Đường kính d = 30mm ⇒ tra bảng 10.5 : [σ] = 63MPa

</div><span class="text_page_counter">Trang 32</span><div class="page_container" data-page="32">

<b>3.4.5. Chọn và kiểm nghiệm then </b>

Tính tốn mối ghép then thỏa mãn điều kiện:

- σd, τt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính tốn

- <small>[</small><i><small>σ</small>_d</i><small>]</small> là ứng suất dập cho phép, MPa, tra bảng 9.5 với dạng thép cố định , vật liệu may ơ là thép làm việc va đập nhẹ: <small>[</small><i><small>σ</small>_d</i><small>]</small> = 100MPa

- <small>[</small><i><small>τ</small>_c</i><small>]</small> là ứng suất cắt cho phép, MPa ; với then bằng thép 45 chịu tải trọng

<small>[</small><i><small>τ</small>_c</i><small>]</small> =40…60MPa

- d: đường kính trục tại tiết diện lắp then - T: momen xoắn trên trục, Nmm

- lt, b, h, t: kích thước then bằng, mm tra bảng 9.1

</div><span class="text_page_counter">Trang 33</span><div class="page_container" data-page="33">

 Kiểm tra điều kiện liền trục, ta có khoảng cách từ chân răng đến rãnh then:

X = <i>^d^{f 1}</i>^−d⁷

<small>2</small> – t2 = <i>^{37 ,71−25}</i>₂ – 2.8 = 3,56< 2.5m = 5 Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục.

<b>3.4.6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi</b>

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

<i><small>s</small>_j</i><small>=</small> <i><small>s</small>_σj<small>. s</small>_τj</i>

√

<i><small>s</small></i>²<i>_σj</i><small>+</small><i><small>s</small></i>²<i>_τj^{≥[ s]}</i>

Trong đó:

[s] – hệ số an tồn cho phép [s] = (2…4)

<i><small>s</small>_σj</i> và <i><small>s</small>_τj</i> – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

σaj, τaj, σmj, τmj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

𝜓σ và 𝜓τ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 𝜓σ = 0,1, 𝜓τ = 0.05

Các trục của hộp giảm tốc, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

</div><span class="text_page_counter">Trang 34</span><div class="page_container" data-page="34">

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ phân bố momen, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm về độ bền mỏi: tiết diện (5), tiết diện (6),

</div><span class="text_page_counter">Trang 35</span><div class="page_container" data-page="35">

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

Tiết diện Đường kính trục bxh t1 W (mm<small>3</small>) Wo (mm<small>3</small>)

</div><span class="text_page_counter">Trang 36</span><div class="page_container" data-page="36">

Hệ số Kσdj và Kτdj xác định theo công thức:

<i><small>K</small>_σdj</i><small>=¿ ¿</small>

Kx – hệ số tập trung ứng suất. Tra bảng 10.8 Kx = 1,12

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục. Ở đây không dùng phương pháp tăng bền bề mặt, Ky = 1

εσ và ετ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ và Kτ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.

tra bảng 10.12

khi cắt bằng dao phay ngón, σb = 750 MPa trục có rãnh then ⇒ Kσ = 1,95, Kτ =1,8 +Tiết diện tại vị trí ổn lăn: Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dơi ra. Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198) với σb = 750 (MPa) ta có:<i>^K_ε^σ</i>

</div><span class="text_page_counter">Trang 37</span><div class="page_container" data-page="37">

<i><small>⟹</small></i>_{Sj =} <i>^S^σj^{× S}^τj</i>

√

<i><small>S</small>_σj</i>²<small>+</small><i><small>S</small>_τj</i>² = <i>^{3,05 ×7,76}</i>

√

<i><small>3 , 05+7 ,76</small></i><small>2</small> = 2,84 +Tiết diện tại vị trí tại bánh đai:

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dơi. Tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta được:

o Ảnh hưởng của độ dôi:

<i><small>ε</small>_σ</i> ^{=2 , 35} <i><small>K</small>_τ</i>

<i><small>ε</small>_τ</i>^{=1, 81}

o Ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.10[1] (trang 198) o σ<small>b = 750 (MPa ) dao phay ngón nội suy ta có: </small>

{

<i>^ε<small>σ</small></i><small>=0.92</small>

+ tiết diện tại vị trí bánh răng:

Tiết diện này có bề mặt trục lắp có ộ dơi. Chọn kiểu lỗđộ dơi. Chọn kiểu lỗ k6, tra bảng 10.11[1] (trang 198), ta có:

o Ảnh hưởng của độ dơi:

</div><span class="text_page_counter">Trang 39</span><div class="page_container" data-page="39">

<b>3.4.7. Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn</b>

+ chọn cấp chính xác ổ lăn: 0, với độ đảo hướng tâm 20 µm

<b>3.4.7.1 Kiểm tra khả năng tải động</b>

Khả năng tải động Cd được tính theo cơng thức(trang214):

<i><small>C</small>_d</i><small>=Q .</small><i>^m</i>_√<i><small>L</small></i>

Trong đó:

m – là bậc của đường cong mỏi, với ổ bi m = 3 L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,

<i><small>L=60 n L</small>_h<small>.10</small></i><small>−6=60. 507 , 1.12000 . 10−6</small>

<small>=</small><i><small>365 ,11</small></i>

Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, Lh = (10…25)10<small>3</small> giờ chọn Lh = 12000 giờ

</div><span class="text_page_counter">Trang 40</span><div class="page_container" data-page="40">

Q – tải trọng động quy ước, kN được xác định bằng công thức:

</div><span class="text_page_counter">Trang 41</span><div class="page_container" data-page="41">

⇒ hai ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

<b>3.4.7.2. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ</b>

Tra bảng 11.6 cho ổ bi đỡ chặn 1 dãy, góc α = 12° ta được: ⇒ Xo = 0,5, Yo = 0,47

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

</div><span class="text_page_counter">Trang 42</span><div class="page_container" data-page="42">

Thông số đầu vào: - Momen xoắn trên trục 2: T2 = <small>171588</small> (Nmm) - Momen xoắn trên trục 1: T1 =38795(Nmm) - Sử dụng khớp nối trục đàn hồi để nối trục.

- Ta chọn khớp theo điều kiện:

</div><span class="text_page_counter">Trang 43</span><div class="page_container" data-page="43">

 k: Hệ số chế độ làm việc. Tra bảng 16-1[2] (trang 58) ta được k=1.2<i><small>÷</small></i>1.5, chọn k =1.3

 T2: momen xoắn trên trục 2, T2 = <small>171588</small> (Nmm)

 <small>[</small><i><small>τ ]</small></i>: Ứng suất xoắn cho phép, ^{[τ ]} = 15<i><small>÷</small></i>30 MPa, chọn ^{[τ ]} =

Tra bảng 16.10b_[2]_trang 69, với Tt =<small>223064,4</small>ta được: Kích thước cơ bản của vịng đàn hồi

Kiểm tra vòng đàn hồi:

- Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi:

</div><span class="text_page_counter">Trang 44</span><div class="page_container" data-page="44">

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

Tại vị trí lắp khớp nối: <i>^d</i><small>23=28 mm</small>

Tại vị trí lắp ổ lăn: <i>^d</i><small>20=</small><i><small>d</small></i>₂₁<small>=30 mm</small>

Tại vị trí lắp bánh răng: <i>^d</i><small>22=34 mm</small>

<b>3.6.2 Chọn then</b>

 Xác định mối ghép then tại tiết diện lắp bánh răng.

<i><small>d</small></i>₂₂ = 34 (mm). Chọn mối ghép then bằng, tra bảng 9.1a[1] (trang 173), ta có:

</div><span class="text_page_counter">Trang 45</span><div class="page_container" data-page="45">

 Xác định mối ghép then tại tiết diện lắp khớp nối.

d22 = 28 (mm). Chọn mối ghép then bằng, tra bảng 9.1a[1] (trang

</div><span class="text_page_counter">Trang 46</span><div class="page_container" data-page="46">

<b>Phần 4: Tính thiết kế kết cấu4.1 Vỏ hộp</b>

<b>4.1.1 Tính kết cấu của vỏ hộp</b>

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.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.

4.1.2 Kết cấu vỏ hộp

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Chiều dày: Thân hộp, δ

</div><span class="text_page_counter">Trang 48</span><div class="page_container" data-page="48">

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên của các bánh răng với nhau

</div><span class="text_page_counter">Trang 49</span><div class="page_container" data-page="49">

Trục I 52 66 88 42 M8 4 7

5.2.2. Ch t đ nh vốt định vị ịnh vị ịnh vị

Tên chi tiết: Chốt định vị

 Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lơng khơng làm biến dạng vịng ngồi của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

 Chọn loại chốt định vị là chốt cơn

 Thơng số kích thước: B18.4aTr90[2] ta được:

<i><small>d=6 mm , c=1 mm , L=20÷ 160 mm</small></i>

Chọn <i><small>L=48 mm</small></i>

5.2.3. C a thămửa thăm

Tên chi tiết: cửa thăm

 Chức năng: để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đồ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thơng hơi.

 Thơng số kích thước: tra bảng 18.5Tr93[2] ta được

</div><span class="text_page_counter">Trang 50</span><div class="page_container" data-page="50">

Bảng 5.2.2: Các kích thước cửa thăm

Tên chi tiết: nút thông hơi

 Chức năng: khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hịa khơng khí bên trong và bên ngồi hộp người ta dung nút thông

</div><span class="text_page_counter">Trang 51</span><div class="page_container" data-page="51">

5.2.5. Nút tháo d uầu

Tên chi tiết: nút tháo dầu

 Chức năng: sau 1 thời gian làm việc dầu bơi trơn có chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bẩn hoặc hại mài…) hoặc dầu bị biến chất. Do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ này bị bít kín

5.2.6. Ki m tra m c d uểm tra mức dầu ức dầu ầu

Tên chi tiết: que thăm dầu.  Que thăm dầu:

Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bơi trơn trong hộp giảm tốc. Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngồi. Số lượng 1 chiếc

</div><span class="text_page_counter">Trang 52</span><div class="page_container" data-page="52">

5.2.7. Vòng ph t ,vòng ch n d uớt ,vòng chắn dầu ắn dầu ầu

Ổ lăn làm việc trung bình và bơi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp bằng vịng phớt.

Chi tiết vịng phớt:

 Chức năng: bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mịn và han gỉ.

 Thơng số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được

Bảng 5.2.5: Các thơng số lót ổ lăn

</div>