THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

rong 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 dân dụng và sản xuất công nghiệp. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể tách rời. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ khí… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng sử dụng công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiệrong 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 dân dụng và sản xuất công nghiệp. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể tách rời. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ khí… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng sử dụng công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiệ

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

TP Hồ Chí Minh, ngày 07 tháng 12 năm 2018

Sinh viên thực hiện: NGUYỄN MINH KHÁNH 1611549

Tên đề tài: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:

………

………

………

………

………

…………

………

………

………

………

………

…………

………

………

………

………

………

…………

Giảng viên hướng dẫn

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2

1.1 Xác định công suất động cơ: 2

1.2 Phân phối tỉ số truyền: 3

PHẦN 2: TÍNH TOÁN CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG NGOÀI 6

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang : 6

PHẦN 3: TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 10

3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn: 10

3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: 17

3.3 Tính toán thiết kế trục: 25

3.4 Tính toán và lựa chọn ổ lăn: 35

3.5 Tính toán lựa chọn khớp nối: 41

PHẦN 4: LỰA CHỌN THEO TIÊU CHUẨN CÁC THÔNG SỐ CỦA VỎ HỘP GIẢM TỐC 43

4.1 Thiết kế vỏ hộp 43

4.2 Các chi tiết phụ 45

PHẦN 5: TÍNH TOÁN DUNG SAI 48

5.1 Dung sai lắp ghép 48

TƯ LIỆU THAM KHẢO 49

LỜI NÓI ĐẦU

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 dân dụng và sản xuất công nghiệp Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể tách rời

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ khí… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng sử dụng công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc và các bạn trong khoa cơ khí đã

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

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

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

1.1 Xác định công suất động cơ:

Công suất của động cơ được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc của động cơ

Với η kn - hiệu suất khớp nối

ηol - hiếu suất một cặp ổ lăn

ηbrc - hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

ηbrn - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ηđ - hiệu suất bộ truyền đai

Trị số của các hiệu suất trên tra theo bảng 2.3 [1]

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 3000 v/ph

Theo bảng P1.2 [1] với Pcần thiết = 10,57 kW và nđb = 3000 v/ph dùng động cơ 4A132M2Y3 với Pđc = 11 kW ; nđc = 2907 v/ph

1.2 Phân phối tỉ số truyền:

 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

u = u1.u2.uđ = uh.uđ = đc

ct

n 122.23 = 23,78 Trong đó:

u1 - tỉ số truyền bộ truyền bộ truyền bánh răng côn ;

u2 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ ;

uđ - tỉ số truyền bộ truyền bộ truyền đai ;

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc thường được chọn theo tiêu chuẩn

 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc là uh = u1.u2 = 10

Kích thước và khối lượng hộp giảm tốc côn - trụ sẽ đạt giá trị nhỏ nhất nếu với các trị số hợp lí của các thông số là hệ số chiều rộng răng bd = b

dw1 và hệ số chiều rộng vành răng Kbe = b

Re = 0,25 .0,3, thì tải trọng tác dụng trên hai cấp bánh răng tương ứng đối với độ bền tiếp xúc cho phép của các mặt răng làm việc

2,25 1,2 1,1(1 − 0,3) 0,3= 12,86 Suy ra λK cK3 = 12,86 1,13 = 14,146

 Theo hình 3.21[1], chọn được u1 = 3,3

Với u1 – tí số truyền của cặp bánh răng côn cấp nhanh

Suy ra tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm là:

u2 = uh

u1 =

103,3= 3,03

 Tỉ số truyền của bộ truyền xích (bộ truyền ngoài):

 Bảng 1: Đặc tính kỹ thuật của bộ truyền:

PHẦN 2: TÍNH TOÁN CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG NGOÀI

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang :

Công suất bộ truyền: P = 11,65 kW

Tỷ số truyền u = 2,38

Số vòng quay trục dẫn n = 2904 (vòng/phút)

2.1.1 Chọn loại đai thang:

Chọn loại đai dựa vào công suất và số vòng quay theo đồ thị sau:

Theo hình phụ thuộc vào công suất P = 11,65 kW và số vòng quay n = 2904 v/ph

ta chọn đai thang loại B Theo bảng 4.3 với đai loại B: bp = 14mm; b0 = 17mm; h

Chọn đường kính tiêu chuẩn, chọn d2 = 315 mm

2.1.5 Kiểm tra lại tỉ số truyền:

Tỷ số truyền thực tế:

utt = d2

d1(1 − ξ)=

315140(1 − 0.015)= 2,284 Sai lệch so với giá trị ban đầu:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a  1,2d2 = 378 mm khi u=2,38

Chiều dài sơ bộ của đai:

 k = L- d2 d1

π2

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 0,85

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai (Bảng 4.16[1])

2.1.10 Số dây đai:

z ≥ P1 Kđ

[P0]CαCuClCz=

11,65.1,253,75.0,97.1,13.1.0,85= 3,48

PHẦN 3: TÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG TRONG HỘP

GIẢM TỐC 3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn:

3.1.1 Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau: (theo bảng 6.1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285

σb = 850 MPa ; σch = 580 Mpa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285

σb = 850 MPa ; σch = 580 Mpa

3.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

a Theo bảng 6.2 [1], thép 45 tôi cải thiện HB 241 … 285 ta tra được:

m H

HE

HO HL

N

N

Tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi theo bậc nên:

c – số lần ăn khớp của răng trên mỗi vòng quay, c = 1

Lh – thời gian làm việc tính bằng giờ

H

s

K K Z

S

K

0 lim



 

Suy ra:

[σH]1 =σHlim1

0 KHL1

630.11,1 = 572,7 MPa [σH]2 =σHlim2

0 KHL2

590.11,1 = 554,5 MPa Vậy ứng suất cho phép dùng để tính toán bánh răng côn răng thẳng là:

3.1.3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

a Xác định chiều dài côn ngoài:

2 3

KFβ = 1,225 Suy ra:

2 3

85,60.1,118

0,85 1 0,5.0, 285 0, 285.3,3.554,53,3

Với HB < 350 ta có số răng côn nhỏ z1 = 1,6z1p = 1,6.16 = 25,6

Chọn theo tiêu chuẩn: me = 3 mm ( bảng 6.8[1] )

 Xác định lại module trung bình:

 Góc côn chia:  1= arctg(

Fr1 = Fa2 = Ft1 tan(20o) cos 16,820= 891,3411 N + Lực dọc trục:

 Theo bảng 6.5[1]: ZM=274MPa1/3 – hệ số xét đến cơ tính vật liệu bánh răng;

,

2 1

1 1 2

+ KHβ= 1,12- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng vành răng;

+ KHα= 1 (bánh răng côn răng thẳng ) - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp;

+ Bảng 6.17[2], KHv = 1,1

Suy ra KH = 1,12.1 1,1 = 1,23

Vậy H =

2 2

+ Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm suy ra ZR = 0,95

+ da < 700mm suy ra KxH = 1

Do đó: [σ]H= 554,5.0,95.1.1 = 526,775 MPa

Vậy σH < [σH] : đảm bảo độ e tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

F1 =

1

1 1

85 0

2

m m

F F

d bm ,

Y Y Y K

F2 = F1

1 2 F

F

Y Y

 Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Zv2 = Z2

cosδ2 =

86cos (73,18)= 297,20 răng

F2 = σF1.YF2

YF1 = 98,723 MPa [F]1 = 288 MPa

[F]2 = 277,7 MPa

Vậy F < [F]

 thoả điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Kqt = 1.8

Hmax = H√Kqt = 508,09.√1,8 = 681,67 MPa < [H]max = 1624 MPa

F1max = F1max Kqt = 171,52 Mpa < [H]max

F2max = F2max Kqt = 177,7 MPa < [H]max

Đảm bảo điều kiện quá tải

f Tóm tắt các thông số bánh răng côn:

Chiều dài côn ngoài Re = 134,77 mm

Chiều cao răng ngoài he =5,5 mm

Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 83,75 mm, dae2 = 259,75 mm

3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

3.2.1 Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính:



Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau: (theo bảng 6.1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285

σb = 850 MPa ; σch = 580 Mpa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285

σb = 850 MPa ; σch = 580 Mpa

3.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

a Theo bảng 6.2 [1], thép 45 tôi cải thiện HB 241 … 285 ta tra được:

HO HL

N N

c – số lần ăn khớp của răng trên mỗi vòng quay, c = 1

Lh – thời gian làm việc tính bằng giờ

0 KHL2

590 × 11,1 = 554,5 MPa Vậy ứng suất tiếp cho phép dùng để tính toán bánh răng trụ răng nghiêng là:

 

H

HL XH V R H

H

s

K K Z

S

K

0 lim



 

1 [ ]

+Bảng 6.5, Ka= 43 MPa1/3 – hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng

+Bảng 6.6,ba=0,4 (theo tiêu chuẩn)

b Xác định các thông số ăn khớp:

 Môđun pháp tuyến: m= (0,01 ÷ 0,02).aw = 1,6 ÷ 3,2

Theo tiêu chuẩn chọn m = 2

 Điều kiện góc nghiêng răng: 8o ≤ β ≤ 20o

=> Số răng trên bánh dẫn:

2 × aw × cos200[m(u2 + 1)] ≤ z1 ≤

2 × aw × cos80[m(u2+ 1)]

d2 = mz2cosβ = 270,5 mm

 Đường kính vòng đỉnh:

da1 = d1 + 2m = 93,5 mm

da2 = d2 + 2m = 255,231 mm

 Đường kính vòng đáy:

Fr1 = Fr2 = Ft1 tan(α nw)

cosβ = 2197,425 N + Lực dọc trục:

Fa1 = Fa2 = Ft1 tanβ = 1097,634 N Với  = 200 – góc ăn khớp ;

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Công thức kiểm nghiệm:

H = ZMZHZ 2  

2 1

+ Bảng 6.5[1]: ZM = 274MPa1/3 - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ;

H < [H ]= 535,4 MPa : đảm bảo độ bền tiếp xúc

e Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

Công thức kiểm nghiệm: F1= 1 1

Hệ số dịch chỉnh x1x2 0

Số răng tương đương:

dZ

+ Hệ số phân bố tải trọng vành răng bảng 6.7 : KF = 1,12

+ Hệ số phân bố tải trọng các đôi răng bánh răng nghiêng: KF = 1,37

+ Vận tốc vòng bánh răng: 1 1

4

π.d n

v 1,73 m / s6.10

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Kqt = 1.8

Hmax = H Kqt = 563,6 1,8 = 575 MPa < [H]max = 1624 MPa

F1max = F1 Kqt = 217 Mpa < [F1]max = 464 MPa

F2max = F2 Kqt = 214 MPa < [F2]max = 464 MPa

Đảm bảo điều kiện quá tải

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn bằng cách ngâm dầu:

Các bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm dầu Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chiều cao răng bánh côn lớn, nhưng phải đạt mức h2 ≥ 10 mm và mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng bánh răng trụ lớn

Dựa vào quá trình tính toán và bản vẽ phác thảo sơ bộ ta có được các kết quả bên

* k1 = 10 mm - khoảng cách mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp

* k2 = mm - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp

* với lm31 = 2.55 = 110 mm - chiều dài mayơ của nối trục

* k3=10 mm

* hn=20 mm

 l31 = l21 = 206 mm

3.3.4 Trị số các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục:

91,50

R A2y

 Xác định chính xác đường kính tại các tiết diện trục:

Đường kính các đoạn trục được xác định theo công thức:

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

d10 = 28 mm d20 = 40 mm d30 = 55 mm

d11 = 35 mm d21 = 45 mm d31 = 60 mm

d12 = 35 mm d22 = 45 mm d32 = 55 mm

d13 = 25 mm d23 = 40 mm d33 = 50 mm

3.3.6 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

 Với thép 45 ta có : b = 600 MPa, ch = 340 MPa,

s s

s s

≥ [s] = 1,5 ÷ 2.5

 Ta tiến hành kiểm nghiệm trục tại các tiết diện nguy hiểm, đây là các tiết diện cần phải kiểm tra độ bền mỏi:

- Trên trục 1 đó là tiết diện 1-1 (lắp ổ lăn)

- Trên trục 2 đó là tiết diện 2-1 (lắp bánh răng nghiêng);

- Trên trục 3 đó là tiết diện 3-1 (lắp bánh răng nghiêng bị dẫn);

 Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước then, trị số moment cản uốn, moment cản xoắn ứng với các tiết diện trục như trong bảng sau:

j

b.t d t.d

j

b.t d t.d

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

=2.5 .0,63 m Do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Kx = 1,06

Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky = 1

Theo bảng 10.12 , khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại các rãnh then ứng với vật liệu có b = 600MPa là K = 1,54 ; K  = 1,76

Tiết diện Đường kính

 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với tiết diện 3 trục cho bởi 2 bảng sau:

Kết quả trong bảng trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo

độ an toàn về mỏi

3.3.7 Tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục:

Điều kiện bền dập và điều kiện cắt:

Kết quả tính kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục được thể hiện qua bảng sau:

Tiết diện d(mm) lt bxh t1 d ( MPa) c ( MPa)

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

3.4 Tính toán và lựa chọn ổ lăn:

- Chọn thời gian các ổ làm việc trên các trục là như nhau và thời gian làm việc là 6 năm

- Do đó thời gian làm việc tính bằng giờ là:

b Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung 7307 với  = 120; C = 48,10 kN ; C0 = 35,30 kN

c Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Tính toán các ổ như tải tĩnh với điều kiện xấu nhất

- Lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fs = 0,83eFr

- Chọn tính toán theo ổ lăn 0

d.Các hệ số: K = 1,5, Kt = 1, vòng trong quay nên V = 1

e Tải trọng động quy ước:

Q = (XVFr + YFa)KKt = (0,4.1.4087,61 + 1,88.1541,40).1,5.1= 6803,60 N

f Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

b Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung 7308 với  = 10,50 ; C = 61 kN ; C0 = 46 kN

c Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Tính toán các ổ như tải tĩnh với điều kiện xấu nhất

- Lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fs = 0,83eFr

e Tải trọng động quy ước:

F  2154,63  > 0,7 do đó ta lựa chọn ổ đũa côn

Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung 7311 với  = 12,50; C = 102 kN ; C0 = 81,50 kN

- Sơ đồ bố trí tải trọng:

c Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Tính toán các ổ như tải tĩnh với điều kiện xấu nhất

- Lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fs = 0,83eFr

- Chọn tính toán theo ổ lăn 1

d.Các hệ số: K = 1,5, Kt = 1, vòng trong quay nên V = 1

Ta có: a1

r1

F0,69

VF  > e = 0,33 Suy ra X = 0,4 ; Y = 0,4cotg = 1.80 ( bảng 11.4[1] )

e Tải trọng động quy ước:

Do đó cặp ổ lăn thỏa điều kiện tải tĩnh

3.5 Tính toán lựa chọn khớp nối:

Sử dụng phương pháp nối trục đàn hồi Hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi, sử dụng bộ phần đàn hồi là cao su Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục

Momen xoắn danh nghĩa cần truyền là: T = 773,093 Nm

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

Ta có điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi là:

Ta có

3 d

2.1,5.773,093.10σ

0,1.18 160.8

Vậy nối trục đàn hồi đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền và dập của vòng đàn hồi

và chốt

PHẦN 4: LỰA CHỌN THEO TIÊU CHUẨN CÁC THÔNG SỐ CỦA VỎ

HỘP GIẢM TỐC 4.1 Thiết kế vỏ hộp

 Ta thiết kế hộp giảm tốc đúc với các thông số cơ bản sau:

Khoảng cách từ mặt ngoài thân hộp

4.2.3 Nút thông hơi:

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong hộp người ta dùng nút thông hơi, thường lắp ở đỉnh hộp, có các kích thước sau: