Đồ án cơ học máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHẦN 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Thông số đầu vào: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Lực kéo băng tải : F = 3000 ( N ) Vận tốc băng tải: v = 1,5 ( ms ) Đường kính tang: D = 400 ( mm ) Bộ truyền đai: dẹt Thời gian phục vụ: Lh = 16800 ( giờ ) Góc nghiêng đường lối tâm bộ truyền ngoài: β° = 45° Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ Công suất làm việc : Plv = = 3000.1,51000= 4,5 ( kW ) =Pct Hiệu suất hệ dẫn động : η = (ηbr)n. (ηol )m . ( ηđ(x) )k .( ηkn )h Trong đó : Số cặp bánh răng ăn khớp : n = 2 Số cặp ổ lăn : m = 5 Số bộ truyền đai : k = 1 Số khớp nối : h = 2 Tra bảng B ta được : Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr =0,96 Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,95 Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,99 Hiệu suất khớp nối : ηkn = 1

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

Thông số đầu vào:

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

- Lực kéo băng tải : F = 3000 ( N )

- Vận tốc băng tải: v = 1,5 ( m/s )

- Đường kính tang: D = 400 ( mm )

- Bộ truyền đai: dẹt

- Thời gian phục vụ: Lh = 16800 ( giờ )

- Góc nghiêng đường lối tâm bộ truyền ngoài: β° = 45°

19 ta được :

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr =0,96

- Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,95

- Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,99

- Hiệu suất khớp nối : ηkn = 1

η = (0,96)2.(0,99)5 0,95.12= 0,83

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

4 Số vòng quay trên trục công tác :

145571,66 = 20,3 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: Uh =10

Tỷ số truyền bộ truyền ngoài: Uđ(x) = h

43 ta có uh = 10 => u1 = 3,83 , u2 = 2,61Tất cả các tỷ số truyền trên phải phù hợp với các giá trị trong bảng B  

2.4 1 21

Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 4,5 ( kw )

Công suất trên các trục khác:

PIII = ηolol ηolkn Pct =0,99.14,5 = 4,55 ( kw )

PII = ηolol ηolbr PIII =0,99.0,964,55 = 4,79 ( kw )

PI =ηolol ηolbr PII = 0,99.0,964,79 = 5,04 ( kw )

Công suất trên trục động cơ:

n

u =

727,53,83= 190 ( v/ph )

Số vòng quay trên trục III: n3 =

2 2

n

1902,61= 72,8 ( v/ph )

Số vòng quay trên trục công tác: nct = n3

Mômen xoắn trên trục I: MI = 9,55.106

I I

Mômen xoắn trên trục công tác: Mct = 9,55.106

ct ct

P

n = 9,55.106

4,572,8 = 590315.9 ( N.mm)

11.Lập bảng thông số :

63 , ta được d1 = 200 ( mm )Kiểm tra vận tốc đai

.100%= 1,5%< 4% => thỏa mãn

3 Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục:

Khoảng cách trục: a = ( 1,5  2,0 )( d1 + d2 ) = ( 9001200 ) ( mm ), chọn a =1100 (mm)

Chiều dài đai:

3,551 = 4,3 ( 1/s ) < imax = ( 35 )( 1/s ) => thỏa mãn điều kiện

4 Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ α1:

5 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:

Tiết diện đai:

55 với loại đai cao su ta

4.1 1

51 ,ta dùng loại đai vải cao su ,không có lớp lót, chiều dày đai δ = 5 ( mm ), dmin = 200 ( mm )

Kiểm tra: d1 ≥ dmin => thỏa mãn

56 với σ0 = 1,8 Mpa, ta được k1 = 2,5 , k2= 10 => F0 = 2,5 -

10.5

200 = 2,25

Cα – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1:

Cα = 1- 0,003180 1

= 1- 0,003(180°- 169,6°) = 0,9688

Cv- Hệ số ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai :

Cv = 1- kv(0,01 v2 -1), do sử dụng đai vải cao su nên kv = 0,04

6 Xác định sức căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Sức căng ban đầu : F0 =  = 1,8.5.50 = 450 ( N )0 b

Lực tác dụng lên trục : Fr = 2F0

1

sin2

u = uđ = 2

β = 45°

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

III Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng

Thông số đầu vào:

Bánh răng bị động: {σ0H lim 2=2 H B2+70=2.230+70=530 (MPa)

NHE1 > NHO1 => lấy NHE1 = NHO1 => KHL1 = 1

NHE2 > NHO2 => lấy NHE2 = NHO2 => KHL2 = 1

NFE1 > NFO1 => lấy NFE1 = NFO1 => KFL1 = 1

NFE2 > NFO2 => lấy NFE2 = NFO2 => KFL2 = 1

Do là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng => σ H = min(σ H 1;σ H 2 ) = 481,8 ( MPa )

b Ứng suất cho phép khi quá tải:

[σ H]max = 2,8.min(σ ch1;σ ch2 ) = 2,8.450 = 1620 ( MPa )

[σ H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:[σ H] = 481,8 ( MPa )

4 Xác định các thông số ăn khớp:

a Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte; mtm:

Đường kính vòng chia ngoài: d el= 2 R e

Đường kính vòng trung bình và mô đun vòng trung bình:

Mô đun vòng trung bình: mtm = ( 1 - 0,5Kbe )mte = ( 1 -0,5.0,27).3 = 2,6 ( mm )

e Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài:

Tra bảng B6.899 [1] chọn m theo tiêu chuẩn m = 2 (mm )

Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 - 0,0695.ln2 = 1,03 ( mm )

Hệ số tập trung tải trọng: K Hβ = 1,03 K Fβ = 1,08

K Hα , K Fα –Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếpxúc , uốn : Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng =>K Hα=1 , K Fα = 1

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

σ H = ZMZHZε√2 M1K H√u t2+1

0,85 b w u t d m 12 ≤[σ H] [σ H]- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] = 481,8

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: tra bảng B6.596 [1]

Z ε = √4−ε ∝

3 = √4−1,793 = 0,86

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = K Hα K Hβ K Hv = 1.1,03.1,1 = 1,133

b - Chiều rộng vành răng: b = KbeRe = 0,27.138,9 = 37,5 ( mm ) => b = 38 (mm)Thay vào ta được: σ H = ZM.ZH.Zє.√2 M1K H√u t2+1

Ta được: YF1 = 3,54 YF2 = 3,55

Thay vào đó ta được:

σ F 1 = 2 M 0,85 b d1K F Y ε Y β Y F 1

m 1 m tm = 2.66160,82.1,5 0,56 0,87 3,540,85.37,5 65 2,4 = 68,8 ( MPa ) ¿[σ F 1] = 252 (MPa)

σ F 2 = σ F 1 Y Y F 2

F 1 = 68,8.3,553,54 = 69 ( MPa )¿[σ F 2] = 236,6 (MPa) => thỏa mãn

c Kiểm nghiệm về quá tải:

σ Hmax = σ H√K qt = 481,8.√1,8 = 646,4 ( MPa ) ≤[σ H]max = 1620 ( MPa )

σ Fmax 1 = K qt σ F 1 = 1,8.62,62 = 112,7 ( MPa ) ≤[σ F 1]max = 464 ( MPa )

σ Fmax 2 = K qt σ F 2 = 1,8.67,5 = 121,5 ( MPa ) ≤[σ F 2]max = 360 ( MPa )

Chiều cao răng ngoài: he = 2,2mte = 2,2.3 = 6,6 ( mm )

Chiều cao đầu răng ngoài: hte = cosβ = cos 0°=¿1

hae1 = ( hte + x1 )mte = ( 1 + 0,38 ).3 = 4,14 ( mm )

hae2 = ( hte + x2 )mte = ( 1- 0,38 ).3 = 1,86 ( mm )

Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = he – hae1= 6,6 – 4,14 = 2,46 ( mm )

hfe2 = he – hae2= 6,6 – 1,86 = 4,74 ( mm )Đường kính đỉnh răng ngoài:

dae1 = de1 +2hae1cosδ1 = 75 + 2.4,14.cos14,57° = 83,01 ( mm )

dae2 = de2 +2hae2cosδ2 = 288 + 2.1,86.cos75,43° = 288,94 ( mm )

8 Bảng tổng hợp các thông số bộ truyền :

II Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

- Giới hạn chảy: σ ch1 = 580 ( Mpa )

Chú ý: Chọn vật liệu của hai bánh răng đều phải là vật liệu nhóm I : HB ≤ 350 và nên chọn HB1 = HB2 + 10 ÷ 15

M1 – Mômen xoắn trên trục chủ động: M1 = 240760,5 ( N.mm )

[σ H] – Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H] = [σ H 1]+[σ H 2]

=>α t =α tw = arctag(cosβ tgαα ) = arctag(tgα20 °0,99 ) = 20,18°

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

Chọn YR = 1 – Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 là hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất , với m – môđun, tính bằng mm

Do da2≈ dw2 = 206,84 ( mm )≤ 700 ( mm )=>KxF = 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:

σ H = ZMZHZε√2 M1K H(ut+1)

b w u t d w 12 ≤[σ H] [σ H]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp , tra bảng B6.596 [1]

ta có ZM = 274 Mpa1/3

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

ZH = √ 2COSβ b

sin ⁡(2 α tw) = √sin (2.20,18 °) 2 cos7,6 ° = 1,75

Zε – Hệ số sự trùng khớp của răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số trùng khớp dọc ε β:

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Z v 2 = 80 x2 = 0

Ta được: YF1 = 3,8

YF2 = 3,61

Thay vào đó ta được:

σ F 1 = 2 M1K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m = 2.240760,5.1,11.0,55 0,94 3,854,12.90,4 3 = 71,54 ( MPa ) ≤[σ F 1] = 252 (MPa)

σ F 2 = σ F 1 Y Y F 2

F 1 = 71,54.3,613,8 = 68 ( MPa )≤[σ F 2] = 236,57 (MPa)

=> thỏa mãn

c Kiểm nghiệm về quá tải:

σ Hmax = σ H√K qt = 461,56.√1,8 = 619,25 ( MPa ) ≤[σ H]max = 2,8.σ ch2 = 2,8.450 = 1260 ( MPa )

σ Fmax 1 = K qt σ F 1 = 1,8.71,54 = 128,77 ( MPa ) ≤[σ F 1]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 ( MPa )

σ Fmax 2 = K qt σ F 2 = 1,8.68 = 122,4 ( MPa ) ≤[σ F 2]max = 0,8.σ ch2 = 0,8.450 = 360 ( MPa )Nếu đúng => thỏa mãn nếu sai thì chọn lại vật liệu và tính lại

Ở đây Kqt là hệ số quá tải: Kqt = M max

da2 = d2 + 2m = 239,39 + 2.3 = 245,4 ( mm )

Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 90,9 - 2,5.3 = 83,4 ( mm )

df2 = d2 - 2,5m = 239,39 - 2,5.3 = 231,89 ( mm )

Đường kính vòng cơ sở: db1 = d1cosα = 90,9.cos20° = 85,42 ( mm )

PHẦN 4:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN KHỚP NỐI

I.Tính chọn khớp nối

1.Chọn khớp nối 1

Thường chọn nối trục đàn hồi

Chọn nối trục theo điều kiện:

cf

t kn cf

Mt – mô men xoắn tính toán, Mt=k.M

k – hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy, tra bảng 16.1 2

với điều kiện {M t=1,5 33408,6 10−3=50,11≤ Mkn cf

Tra bảng 16.10  2

69

b B

với M kn

cf

=63(N m)

, ta được {l1=20(mm)

l3=15(mm)

2.Kiểm tra độ an toàn của khớp nối

Khớp nối được kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

0 0 3  

2

0 0

.0,1.D

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

2.Chọn khớp nối 2

Thường chọn nối trục đàn hồi

Chọn nối trục theo điều kiện:

cf

t kn cf

Mt – mô men xoắn tính toán, Mt=k.M

k – hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy, tra bảng 16.1 2

với điều kiện {M t=1,5.596875 10−3=895,3≤ Mkn cf

D0=160 (mm)

Tra bảng 16.10  2

69

b B

với M kn

cf

, ta được {l1=42(mm)

l3=36(mm)

2.Kiểm tra độ an toàn của khớp nối

Khớp nối được kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

c Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

0 0 3  

2

.0,1.D

k M l

d Z

  - Ứng suất cho phép của chốt : u  u (60 80) MPa

¿>σ u= k M l1

0,1 D0 d03 Z=

1,5.596875 42

0,1.160 183.8=50,37 ≤[σ u]=(60 ÷ 80) MPa=¿ thỏa mãn.3.các thông số cơ bản của khớp nối trục đàn hồi

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

II.Thiết kế trục

1.Chọn vật liệu làm trục

Thường dung thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện để chế tạo trục

2.Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục

Fr1 Fa3

Dùng thép 45 tôi cải thiện để chế tạo trục

2.Xác định lực va sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục :

a.Sơ đồ phân bố lực :

b.Xác định giá trị của lực tác dụng lên trục , bánh răng :

- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fđ = 3000 (N)

- Lực tác dụng lên trục từ khớp nối 1 : Fkn1 = Mđc = 33408,6 (N)

- Lực tác dụng lên trục từ khớp nối 2 : Fkn2 = M3 = 596875 (N)

- Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng :

+ Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

b, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng B10.2189[1] chọn được chiều rộng ổ lăn trên các trục: {b o 1=19(mm)

b o 2=23 (mm)

b o 3=29(mm)

- Xác định khoảng cách:

+ Chiều dài mayơ bánh đai:

lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).30 = (36 ÷ 45) => chọn lm 12 = 40 (mm)

+ Chiều dài mayơ bánh răng côn:

Với bánh răng côn nhỏ:

l m 13 = (1,2 ÷ 1,4).d1 = (36 ÷ 42) => chọn l m13 = 40 (mm) Với bánh răng côn lớn:

l m 23 = (1,2 ÷ 1,4).d2 = (48 ÷ 56) => chọn l m23 = 50 (mm)+ Chiều dài bánh răng trụ nhỏ:

l m 22 = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (48 ÷ 60) => chọn l m22 = 55 (mm)+ chiều dài bánh răng trụ lớn:

l m 33 = (1,2 ÷ 1,5).d3 = (66 ÷ 82,5) => chọn l m33 = 70 (mm)+ Chiều dài may ơ nửa khớp nối đối với nối trục răng:

l m 32 = (1,2 ÷ 1,4).d3 = (66 ÷ 77) => chọn l m32 = 65 (mm)

- các khoảng cách: Tra bảng 10.3189[1]

+ khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 10+ khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10

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

+ chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 17

Xác định chiều dài các đoạn trục theo B10.4191[1]:

= 55 + 50 + 23 + 3.10 + 2.10 = 178 (mm)

l22 = 0,5(bo2 + lm22) + k1 + k2

= 0,5(23 + 55) + 10 + 10 = 59 (mm)

l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13.cosδ2) = 59 + 0,5.(55 + 37,5.cos75,43) = 91,2 (mm)+ đối với trục III:

Fa1 Fr1

Trên mp (xOz) ta có: Ft1, RAz, RBz

Rz = Ft1 - RAz + RBz + Fd.sinβ= 0 (3)

∑MB = Ft1.l13 - RAz.l11 - Fd.sinβ.l12 = 0 (4)(4) => RAz = −F d sin 45 l12+F t 1 l13

Fa1 Fr1

l

21 23

22

x

y

z o

BC

A D

l

21 23

22

x y z o

B C

23213,278

10492,19

25103,91 48412,806

C y

R

C z

R

A y

R

A z

z O

237.62

178 = -556,5 (N)Vậy RAy có chiều ngược lại với chiều giả thiết

(7) => RCy = RAy + Fr4 = -556,5 + 1977,5 = 1421 (N)

Trên mp (xOz) ta có: RIz, Rkz, Ft4

Rz = RCz- RAz + Ft4 = 0 (9)

∑MC = -Ft4.l32 + RAz.l31 = 0 (10)

(10) => Rkz = F t 4 l .l32

31 = 5326,6.67178 = 2004,96 (N)(9) => RCz = RAz – Ft4 = 2004,96 – 5326,6 = -3321,64 (N)

Vậy RCz có chiều ngược lại với chiều giả sử

l l

R

C y

R

C z

R

A y

R

A z

z O

B

95207 61771,5

Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do dập bề mặtlàm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt Khi thiết kế then thường dựa và đườngkính trục để chọn kích thước tiết diện then Chiều dai then thường lấy bằng (0,8 – 0,9)chiều dài may ơ sau đó tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bềncắt.

Tính bền mối ghép then: theo điều kiện bền dập và bền cắt sau đây:

d = 1

2[ (t )]

T

c =

2( t )

T

Trong đó: d , c : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa)

d: đường kính trục, xác định được khi tính toán (mm)

T: môm men xoắn trên trục (Nmm)

B, h, t1 : kích thước tiết diện then và chiều sâu rãnh then trên trục (mm)

lt : là chiều dài then (mm)

[]d: Là ứng suất dập cho phép, tra B 9.5[1] : []d=150(MPa)

[]c: Là ứng suất cắt cho phép: []c=60  90 (Mpa) đối với thép 45 hoặc CT6 chịu tải tĩnh

1.1 Tại tiết diện lắp bánh răng Z 1

- Từ đường kính đoạn trục lắp bánh răng dB  34 mm tra bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của

Chiều dài then: lt=(0,8 ÷ 0,9) lm11 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷40,5) Chọn lt = 40 (mm)

 Kiểm nghiệm then về sức bền dập

Theo công thức (1) ở trên ta có:  

 Kiểm nghiệm then về sức bền cắt

2.1 Tại tiết diện lắp bánh răng Z 2 :

Tại vị trí này có d =45(mm), tra bảng 9.1a[1] ta được kích thước cơ bản của then là: Bảng 5.3: Các thông số then bằng trục II – bánh 2

kính trục

d, mm

Kích thước tiếtdiện then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của

rãnh r

b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài may ơ lm22 = (1,21,5)d2= (1,2 1,5).45 = 54 81 Lm22= 70 mm

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9) lm22 = (0,8 ÷ 0,9).70 = 56 ÷63 Chọn lt = 60 (mm)

 Kiểm nghiệm then về sức bền dập

Theo công thức (1) ở trên ta có:  

 Kiểm nghiệm then về sức bền cắt

2.2 Tại tiết diện lắp bánh răng Z 3

Tại vị trí này có d = 60 (mm), tra bảng 9.1a[1] ta được kích thước cơ bản của then là: Bảng 5.4: Các thông số then bằng trục II – bánh 3

Đường

kính trục

d, mm

Kích thước tiếtdiện then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của

rãnh r

b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

Chiều dài may ơ lm23= (1,2 1,5) 60 = (72 90 )Lm23= 75(mm)

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9) lm23 = (0,8 ÷ 0,9).75 = (60 ÷ 67,5)

Chọn lt = 65 (mm)

 Kiểm nghiệm then về sức bền dập

Theo công thức (1) ở trên ta có:  

Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập

 Kiểm nghiệm then về sức bền cắt

Thay các giá trị vào ta được: τ C=2.596875

60.65.18=17(MPa)

Mà ta có [τc] - ứng suất cắt cho phép (MPa), với then làm bằng thép CT6 thì [τc]

=60 ÷ 90(MPa)

Do đó nên then thỏa mãn điều kiện bền cắt

3 Tính chọn then cho trục III.

3.1 Tại tiết diện lắp bánh răng số Z 4

Tại vị trí này có d = 68(mm), tra bảng 9.1a[1] ta được kích thước cơ bản của then là: Bảng 5.5: Các thông số then bằng trục III

Đường

kính trục

d, mm

Kích thước tiếtdiện then

Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của

Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau,song chúng đều có chung nhiệm

vụ :bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tải trọng do cácchi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn,bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Hộp giảm tốc bao gồm : thành hộp,nẹp hoặc gân,mặt bích,gối đỡ…

Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32(chỉ dùng thép khi chịu tải trọng lớn và đặc biệt khi chịu va đập)

5.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2])