Thiết kế hệ thống băng tải

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:... + sσ , sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, đợc tính theo công thức sau đây:... Bảng số liệu đờng kính cá

Đề Số 21:

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

F V

5 4

2 3 1

H

D

Mục lục

Phần 1 : Tính toán động học

1.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền……… Trang 2

Bảng số liệu của hộp giảm tốc ……… Trang 4

Phần 2 :Thiết kế và tính toán các bộ truyền

1.Tính toán bộ truyền xích……… Trang 5

2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc……… Trang 8

3.Tính bộ truyền bánh răng……… Trang 14

Phần 3 :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn

1 Tính toán thiết kế trục……….Trang 20

2 Chọn ổ lăn……… Trang 32

Phần 4 :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc……… Trang 39

Phần 5 : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai ……… Trang 43

F = 5 , 36

70 , 0 1000

75 , 0

i 2

1

i

t

t T

Pi : t¶i träng thø i cã c«ng suÊt Pi

P1 : c«ng suÊt lín nhÊt

tck : thêi gian lµm viÖc trong mét chu k×

ti : thêi gian lµm viÖc øng víi t¶i träng thø i

Tmm= 1,5T1 T2 = 0,8T1

ck 1 2

1

1 ck 2 2

1

2

t

t T

T t

4 8 ,

v 60000

75 , 0 60000

= 44,78 (vg/ph)

usb:tØ sè truyÒn s¬ bé cña toµn bé truyÒn

usb = uh un

un : tỉ số truyền ngoài (xích)

Tra bảng 2.4:

uh=40 un = 1,6( un nhỏ vì bài cho v = 0,75 m/s lớn quá , do đó nsb sẽ lớn và không có động cơ nàothỏa mãn Ta lấy uh là giá trị nhỏ nhất của tỉ số truyền trong bộ truyền trục vít bánhrăng , do đó tỉ số truyền của xích sẽ nhỏ un = 1,6)

31 , 64

.

KW v

P3= 3 , 93 ( )

97 , 0 98 , 0

75 , 3

P

t x

η η

P2= 4 , 08 ( )

992 , 0 97 , 0

93 , 3

P

ol br

=

= η η

P1= 5 , 27 ( )

992 , 0 78 , 0

08 , 4

P

ol tv

=

= η η

Pđc= 5 , 36 ( )

992 0 991 , 0

27 , 5

P

ol k

=

= η η

+/Số vòng quay trên các trục

) ( 10 55

,

f v n

kw

P (Nmm)

Ttg= 799386

78 , 44

75 , 3 10 55 ,

= (Nmm)

T3= 523452

7 , 71

93 , 3 10 55 ,

= (Nmm)

T2= 122374

4 , 318

08 , 4 10 55 ,

-kđc: hệ số xÐt đến khả năng điều chỉnh lực căng xÝch

kđc = 1,1 (dïng đĩa căng xÝch hoặc con lăn căng xÝch)

- kb : hệ số xÐt đến điều kiện b«i trơn

Chọn chất lượng b«i trơn 2 =>kb=1,3

5 ta chọn p = 31,75 mmthỏa m·n Pt = 4,90 (kW) < [P]=5,83(kW)

Ta chọn lại với bước xÝch nhỏ hơn , 2 d·y xÝch Khi đã bước xÝch được chọn phảithỏa m·n điều kiện:

9 ,

Theo bảng

81

5

2

) (

.

2

z z z z

4 π 2

1016 14 , 3 4

4 , 25 )

25 40 ( 2

40 25 4 ,

+ +

Chọn số mắt xÝch x = 112(mắt xÝch)

− + +

−

=

2 1 2 2

2 1 2

1

) (

2 ) (

5 , 0 )

( 5 , 0

z x

z z x

− +

+

−

=

2 2

14 , 3

) 25 40 ( 2 ) 40 25 ( 5 , 0 112 )

40 25 ( 5 , 0 112 4 , 25

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:

d

vd d t r

k A

E F K F k

.

).

.(

.

47

,

-[σH] :ứng suất tiếp xúc cho phép

-kr=0,42 :hệ số ảnh hởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng trang 87)

-E=2,1.105 MPa :môđun đàn hồi của thộp

-A=306 mm2 :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1])

-v 0 , 759

60000

7 , 71 5 , 25 25 60000

93 , 3 1000

10 1 , 2 ).

05 , 3 1 5178 (

42 , 0 47

Đĩa 2: σH2< σH1< 550 (MPa) => cũng thoả mãn

6 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta cú:

s =

v t

K

Q

+ + 0

.

-kf: hệ sốphụ thuộc vào độ võng của xích và vị trí bộ truyền

kf=4 (bộ truyền nghiêng 1 góc dới 40 độ)

+ +

p

) 25 / 180 sin(

4 , 25 )

p

) 40 / 180 sin(

4 , 25 )

10 =0,669;

=>[σH] =261 0,669 = 175 (MPa);

+/øng suÊt uèn cho phÐp:

[ σF] = [σF0].KFL;

[σF0] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ do bộ truyền quay

170

q

K T Z

H

H 



 σ

2 , 1 122374

175 8

Chọn m = 8 , theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]);

+) Tính lại khoảng cách trục :

4.Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

øng suÊt tiÕp xóc trªn mÆt r¨ng b¸nh vÝt cña bé truyÒn ph¶i tho¶ m·n ®iÒu

kiÖn:

σH=

q

K T a

q Z Z

H W

.

60000.cos

.n d

.56.2866 14

, 3

Víi cÊp chÝnh x¸c7 vµ vs = 8,73 theo b¶ng 7.7

Ta tra theo néi suy KHv :

1 , 1

2 2

141 , 1 122374 100

3 , 6 18 18

5 KiÓm nghiÖm r¨ng b¸nh vÝt vÒ bÒn uèn:

øng suÊt uèn sinh ra t¹i ch©n b¸nh vÝt ph¶i tho¶ m·n ®iÒu kiÖn:

σF = 1,4 ≤

n

F F

m d b

K Y T

.

.

2 2

,

98 , 1 88 , 1

98 , 1

141 , 1 9605 , 1

§iÒu kiÖn bÒn uèn tháa m·n

7 KiÓm nghiÖm b¸nh vÝt vÒ qu¸ t¶i:

σHmax= σH K qt = 140,78 1 , 5 =172,42 <[σH]max =360(MPa);

σFmax= σF.Kqt = 7,94.1,5 =22,28 < [σF]max = 72(MPa);

3 , 0 ) 1 ( 7 , 0 [

).

1 (

to td Ktq Kt

P

− +

Ψ +

− β η

+) β :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian

+)Ktq: hệ số tỏa nhiệt của phần hộp đợc quạt

Với nq =2866 tra theo nội suy ta có:

=

−

−

1500 3000

1500 2866

29 40

+)Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu td = 90°

+)η: Hiệu suất của bộ truyền

Với vs = 8,73 m/s Theo bảng 7.4 => ϕ = 1,6

η = 0 , 95 0 , 85

) 6 , 1 9 , 15 (

9 ,

+

tg tg

+)P1:Công suất trên trục vít

85 , 0 9 10 55 , 9

2866 122374

10 55 ,

1 2

η

n T

Do đó:

A = [0 , 7 13 ( 1 0 27 ) 0 , 3 39] 1 , 11 ( 90 20 ) 0,4 2

8 , 4 ).

85 , 0 1 ( 1000

m

=

− +

+

−

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

t i i

i

t t

[ σH2] = 5301,1.1 = 481,8 MPa

Do đó ta có: [ σH] = ([ σH1] + [ σH2]).12 = (509 + 481,8) 12 = 495,4 MPa

+/ứng suất uốn cho phép:

T

max

6

= = 60.c.∑t i ∑  ∑

i

t

t n T

T

max

6

= 60 1

44 , 4

4 , 318

.

ba H

H

u

K T

Ψ σ

β (6.15a);

+)Ka= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và

loại răng ( theo bảng 6.5)

+)u=4,44 : tỷ số truyền của cặp bánh răng

+)T1=122374 (Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động

8 , 0 816 , 0

08 , 0 05 , 1 07 , 1

05 , 1

, 495

0516 , 1

Chọn aW = 175 mm

4.Xác định các thông số ăn khớp:

+) Theo (6.17) m =(0,01- 0,02) aW= ( 0,01 ữ 0,02 ) 175 = 1,75 – 3,5 ( mm) Chọn m =2,5 theo tiêu chuẩn

+)Chọn sơ bộ β=100 (00<β<200)

+)Theo 6.31 Số răng bánh nhỏ

Z1=

m u

a W

) 1 (

cos 2

+

β =

5 , 2 ).

44 , 4 1 (

10 cos 175

2

) ( 1+ 2

=

175 2

) 111 25 ( 5 ,

=0,971 => β= 13,729 0

5.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc :

Theo (6.63) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

1

1

.

) 1 (

2

W W

H

d u b

u K T

88 , 12 cos 2 2

sin

cos

dw1 =2 aw / (u+1) =2 175 / (4,44+1) =64,34 mm;

+)Theo 6.40 , v =

60000

.d w1n1

07 , 1 60000

4 , 318 34 , 64 14 ,

Với v = 1,07 (m/s) theo bảng 6.13 với cấp chính xác 9 và v <2,5(m/s)

KH α : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

175 07 , 1 73

.

1

1 =

α β

ν

H H

w w H

K K T

d b

Theo 6.39 =>KH = KH β.KHα .KHV = 1,0516 1,13 1,011 =1,2

Thay các giá trị vào 6.36 ta đợc

σH = 274 1,722 0,773 52 , 5 4 , 44 64 , 34 2

) 1 44 , 4 (

2 , 1 122374

Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn

6.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:

σF1 = T b K d Y Y m Y ≤

W W

F F

.

2

1

1

1 ε β

[σF1]

+)Theo bảng 6.7 Hệ số phân bố không đều tải trọng KFβ = 1,122

+)Theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s Cấp chính xác là 9 ta có KF α = 1,37

+)KFV : Hệ số tải trọng động

vF =

u

a v

g w o

F .

δ = 0,006 73 1,07

44 , 4

175 =2,94Với

Theo bảng 6.15 δFHệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp

K K T

d b V

2

.

1

37 , 1 122 , 1 122374

2

34 , 64 5 , 52 94 ,

0,902+)Số răng tơng đơng

111

=121Theo bảng 6.18 ta đợc :

Tra theo nội suy

,

3

9 , 3

+)KXF = 1 (da < 400 mm)

Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có

[σF1] = [σF1] YR YS KXF =252 1 1,016 1 =256 MPa

Vậy điều kiện bền uốn đợc thoả mãn

7.Kiểm nghiệm về quá tải

σF1max= σF1.Kqt = 95.1,5 =1425 < [σF1]max = 464(MPa);

σF2max= σF.Kqt = 89.1,5 =133,5 < [σF2]max = 360(MPa);

Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền

25 5 ,

72 , 13 cos

111 5 , 2

=285,6 mm-Đờng kính đỉnh răng

31 = 115,6 =

4 ,

Vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn

Phần 3 :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn

Tính toán thiết kế trục

1.Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb= 600 MPa

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 18 Mpa

T

≥ ,thay số : d1sb 3

18 2 , 0

17560,5

Trục 1 đợc lắp với trục động cơ qua khớp nối

Theo bảng P1.7 / 242) đờng kính trục động cơ dđc=28 mm

T

≥ d2sb 3

18 2 , 0

T

≥ d3sb 3

18 2 , 0

523452

≥ = 52,5 mm Quy chuẩn d3sb = 55 mm

2

2 = 1699 N

Fr1 = Fr2 = Fa1

) cos(

cos

ϕ γ

ϕ + = cos( 17 , 6 1 , 6 )

6 , 1 cos 1699

+ = 1798 N

Ft1 = Fa2 = Fa1 tg(γ + ϕ)= 1699 tg(17,6 + 1,6) = 592 N

+/Đối với bánh răng trụ răng nghiêng

Ft1 = Ft2 =

1 2

2

122374

.

.

1 tw

t tg F

=

729 , 13 cos

548 , 20

Fa1=Fa2 = Ft1 tgβ = 3806 tg13,729 =930 N

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

+/Từ đờng kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:

k1 =12 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay

k2 =12 :hoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp

k3 =15 :ảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

hn =18 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Từ đó ta có sơ đồ kết cấu động học trang sau

+/Trục 2 ( Lắp bánh răng cấp nhanh )

l m22 : Chiều dài mayơ lắp trên bánh vít lm22 = 50

lm23 : Chiều dài mayơ lắp trên bánh răng lm23 = 45

l22 = 0,5 ( lm22 + b02 ) + k1 + k2

= 0,5 ( 50 + 27 ) + 12 + 12 = 62,5 mm

l23 = l22 + 0,5 ( lm22 + lm23 ) + k1

= 55 + 0,5 ( 55 + 53 ) + 12=122 mm

Tra bảng 16.10a_trang 68 Q2 ta có với đờng kính trục động cơ dđcơ = 28 ,T =17560

=>Dtc = 50 mm

Vậy Fk = (0,2 ữ 0,3)

50

17560

2 = 141ữ 211Lấy Fk = 176 N

1699 = 42815 Nmm Mômen theo trục x:

∑M B = -M – Fr 79 + FyD 158 = 0

=>FyD =

158

79

*/TÝnh chÝnh x¸c ® êng kÝnh trôc 1:

¸p dông c«ng thøc tinh m«men t¹i c¸c tiÕt diÖn

75 ,

1 ,

0 tdAσ

M = 3

63 1 , 0

Mt®B = 14960 2 + 0 , 75 17560 2 = 21332

dB = 3

] [

1 ,

0 tdBσ

M = 3

63 1 , 0

Mt®C = 92430 2 + 30889 2 + 0 , 75 17560 2 = 98634 Nmm

dC = 3

] [

1 ,

0 tdCσ

M = 3

63 1 , 0

3806 5

, 62

∑Y=FyA - FrB -FtC + FyD = 0

=>FyA = FrB + FtC -FyD = 1798 + 3806 – 3403 = 2204 N

M«men theo trôc y:

∑M A = -FtB 62,5 + MC - FrC 122 + FxD 182 = 0

=>FxD =

182

122 5

, 62

5 , 62

1 ,

0 tdBσ

M = 3

60 1 , 0

Mt®C = 204180 2 + 112579 2 + 0 , 75 122374 2 = 256115 Nmm

dC = 3

] [

1 ,

0 tdCσ

M = 3

60 1 , 0

285 = 132804 NmmM«men theo trôc x

∑M A =-FtB 122 +FyC 182 +Fy .257,5 = 0

=>FyC = F tB.122182−F y.257,5= 182

5 , 257 3416 122

122

1 ,

0 tdBσ

M = 3

50 1 , 0

MtđB = 257908 2 + 368289 2 + 0 , 75 523452 2 = 638478 Nmm

dB = 3

] [

1 ,

0 tdBσ

M = 3

50 1 , 0

MtđB = 0 , 75 523452 2 = 453323 Nmm

dB = 3

] [

1 ,

0 tdBσ

M = 3

50 1 , 0

Dựa theo tiêu chẩn kết hợp với phần tính toán cùng với đảm bảo độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đờng kính trục nh sau:

dB = 55 mm dC = dA = 50 mm dD = 45 mm

6.Kiểm ngiệm hệ số an toàn

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

[ ]s

s s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

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

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3

+) sσ , sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, đợc tính theo công thức sau đây:

s k σa ψ σm

σ

σ σ

Mi : Mômen uốn tổng tại điểm i

+/Do trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1,6 (Tôi bằng dòng điện tần số cao)

Kσ : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kτ: hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Nh vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn đợc tính

WC = ( )

C

C C

d

t d bt d

2 32

2 1 1

3 − −

40 2

5 40 5 12 32

40 14 ,

3

2

t d bt

d C − C −

40 2

5 40 5 12 16

40 14 ,

a d

s s

+

= +

158 95 , 12

158 95 , 12

2 2 2

2

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5)

+/Xét tại ổ trục B:

dB`=35 mm Khi đó có

s s

+

= +

46 , 68 5 , 29

46 , 68 5 , 29

2 2

2 2

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5)

Với kết quả tính toán nh trên thì trục thoả mãn độ bền

+)Trục 2:

Với số liệu nh sau :

dA = dD = 35 mm

dB = 38 mm ; dC = 40 mmKết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

[ ]s

s s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

Kσ : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kτ: hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Bảng(10-12):dùng dao phay ngón,hệ số tập trung ứng suất tải rãnh ứng suất vật liệu: Kσ =1,46 ; Kτ =1,54

d

t d bt d

2 32

2 1 1

3 − −

38 2

5 38 5 10 32

38 14 ,

d

t d bt d

2 16

2 1 1

3 − −

38 2

5 38 5 10 16

38 14 ,

τa2=T2/(2.W0)=122374/ (2.10052) = 6,08 (N/mm2)

Vậy có sσ = . +−1Ψ =1,105261.45,6,17=

m a

s s

+

= +

8 , 19 24 , 5

8 , 19 24 , 5

2 2

2 2

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5) +/Xét tại bánh răng C: dC = 40 mm

Chọn then bằng với số liệu nh sau :

b=12mm, h=8mm ,t1=5mm

WC = ( )

C

C C

d

t d bt d

2 32

2 1 1

3 − −

40 2

5 40 5 12 32

40 14 ,

3

2

t d bt

d C − C −

40 2

5 40 5 12 16

40 14 ,

s s

+

= +

9 , 22 2 , 5

9 , 22 2 , 5

2 2

2 2

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5)Với kết quả tính toán nh trên thì trục thoả mãn độ bền !

+) Trục 3:

Với số liệu nh sau :

dB = 55 mm dC = dA = 50 mm dD = 45 mm Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

[ ]s

s s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại bánh răng B:

Có dB=55 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chän then b»ng víi sè liÖu nh sau :

d

t d bt d

2 32

2 1 1

3 − −

55 2

5 55 6 16 32

55 14 ,

d

t d bt d

2 16

2 1 1

3 − −

55 2

5 55 5 10 16

55 14 ,

s s

+

= +

5 , 16 4 , 7

5 , 16 4 , 7

2 2

2 2

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5) +/XÐt t¹i æ trôc C: dC = 50 mm

d

σ

σ σ

sτ = . −+1 Ψ =1,30625152.9,164=

m a

s s

+

= +

7 , 12 43 , 4

7 , 12 43 , 4

2 2

2 1

2 1

1 1 1

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5)Với kết quả tính toán nh trên thì trục thoả mãn độ bền

7 Bảng số liệu đờng kính các trục:

Trục 1 Trục 2 Trục3

Đờng kính ngõng trục d =30 mm

Vì trên đầu vào của hộp giảm tốc có nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều Ftk (lực tác dụng trên khớp) cùng chiều với Ft1(lực vòng tác dụng trên trục vít ) khi đó tính lại phản lực trên các gối đỡ

Tính phản lực trên gối trong mặt phẳng oxy

Vậy trờng hợp xấu nhất xảy ra là FxD = 391 N

Do lực dọc trục lớn ,tại gối “0”đặt 2 ổ đũa côn đối nhau kiểu v để hạn

chế sự di chuyển dọc trục về 2 phía

Mặt khác cũng do vtrựot lớn

Còn trên gối “1” dùng ổ tuỳ động , ở đây chọn ổ bi đỡ

- Tại gối “1” với đờng kính ngõng trục : d =30 mm có số liệu của ổ 306 cỡ trung

1699 = 2,0 > 1,5 nên tại gối “0”dùng ổ đũa côn cỡ trung

Ký hiệu 7306 (bảng p2.11) số liệu nh sau

hay Qtd = Q1

10 3 2 3 10

1

2 1 3 10

h

L

L Q

Q L

L Q Q

1

2 1 3

h

L

L Q

Q L

L Q Q

(æ bi)

1 1 3 / 10

h

L

L Q

Q L

L Q

Q

Qtd =5249 (110/3 0,5 + (0,8)10/3.0,5 )0.3 = 0,9127 5249 = 4791 N

( Qmax=Q0 )

Do 2 cùng loại nên chỉ cần xét ổ chịu tải trọng lớn hơn, xét ổ “0”

Theo(11.1) khả năng tải động của ổ Cd=Qtd.L0,3

1 1 3 / 10

h

L

L Q

Q L

L Q

Vậy khả năng tải tĩnh thoả mãn.

Phần 4 : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và bôi trơn

1/Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lợng nhỏ, do vậy chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục

2/Bôi trơn trong hộp giảm tốc:

Vì vận tốc bộ truyền không lớn trục vít đặt dới nếu lấy tâm con lăn thấp nhất

để giới hạn mức dầu thì dầu ngập hết đợc ren phía dới của trục vít, do đó dùng

ph-ơng pháp bôi trơn ngâm dầu trong khi bộ truyền làm việc ren trục vít cuốn dầu lên bôi trơn vùng ăn khớp khi đó hộp giảm tốc sẽ đợc bôi trơn đầy đủ

3/Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :

Chọn dầu bôi trơn với vận tốc trợt của bộ truyền trục vít có vận tốc

v=11,81 m/s theo bảng 18.12 chọn loại dầu có độ nhớt là 116 ,độ nhớt Engle là 16 theo bảng 18.13 chọn loại dầu bôi trơn là dầu ô tô máy kéo AK-20

4/Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì

nó chịu tải vừa

Bảng 4: Các kích thớc của các chi tiết cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày: Thân hộp, δ

Nắp hộp, δ1

δ = 0,03 a+3 = 0,03 175+3= 8,25 chọn δ =8 > 6 mm

δ1 = 0,9 8 = 7,2 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ữ 1)δ = 6,4 ữ 8, chọn e = 7 mm

h < 5.δ = 40 chọn h=38 mmKhoảng 2o