Đồ án chi tiết máy hay

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Mục lục

Trang

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền...........2

1.Chọn động cơ điện:.......................................2
2. Phân phối tỷ số truyền.................................2
3. Lập bảng số liệu...........................................3

Phần II: Thiết kê các bộ truyền..................................3
1. Bộ truyền bánh đai...................................3
2.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh.................5
3.Bộ truyền bánh răng cấp chậm..................8
Phần III: Thiết kế trục và then...................................10
1.Thiết kế trục.............................................10
2. Thiết kế then...........................................15
Phần IV: Cấu tạo vỏ hộp và chi tiết khác...................17
Phần V: Phương pháp bôi trơn..................................18

1.

GVHD: Nguyễn Xuân Long

1


I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện:

a. Công suất phụ tải:
b. Hiệu suất chung:

Pt 

F .v 11,3.0,51

 5,763(kW )
1000
1000

Ƞ=ƞnt.ƞđ.ƞbrn.ƞbrt.ƞ3ol = 1.0,95 . 0,96 . 0,96 . 0,993 = 0,85
c. Công suất cần thiết:

Pct 

Pt
.K td


2

Ktd 

t1  t2

Ta có:

Pct 

2

�T1 � �T2 �
� �.t 1  � �.t2
�Tmax � �Tmax �

10  0,82.40

 0,84
10  40

Pt
1,875
.K td 
.0,84  1,86(kW )

0,85

d. Xác định sơ bộ số vòng quay sơ bộ của động cơ
Ta có:

ihgt  12
id  4

( theo bảng 2-2)

(theo bảng 2-2)

ich  it .in  ihgt .id  4.12  48
Số vòng quay phụ tải:

nlv 

60000.v 60000.0,51

 29,09(vg / ph)
 .Dt
 .335

ich 
Số vòng quay của động cơ:

ndc
� ndc  nlv .nch  58.48  2784(vg / ph)
nlv

Ta cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất cần thiết. Theo
tính toán thì= 1.86 (KW); ;
Ta chọn động cơ điện Pct  2, 2(kW ) ; ndc  2860(vg / ph)
Kiểu động cơ A02 – 31 – 2
2. Phân phối tỉ số truyền

ich 

ndc
1460

 50,19
nlv 29, 09

ich  id .in .ic  49,3 � in .ic 

50,19
15, 44
3, 25

GVHD: Nguyễn Xuân Long

2


a. Điều kiện bôi trơn cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc ta chọn :

in  (1, 3 �
1, 5)ic
ic 

12, 3
 2,8
1, 5

in  1, 5.2,8  4, 3

i 
b. Kiểm nghiệm sai số tỷ số truyền:

itra  itt
12  12,3
.100% 
 2,5%

itra
12

Thõa điều kiện tính toán tỷ số truyền động cơ.
3.Lập bảng số liệu:
Trục
Thông
số
I
n(vg/ph)
P(kW)

Trục động
cơ
3,25
1460
6,7

I

II

4,3
449,2
5,5

III

3,6
104,5

5,2

29,02
4,9

II. TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN CỦA MÁY
A. BỘ TRUYỀN ĐAI

1. Chọn loại đai: vậntốc v=0,51>5m/s, Pdc  2, 2(kW ) có thể dung đai thang
loại A.
 Tiết diện đai: axh: 13x8 (theo bảng 5-11)
 Đường kính đai bánh đai nhỏ: D1=230mm. (theobảng 5-14)
 Kiểm nghiệm vận tốc đai:
 Đường kính bánh đai lớn:
D2  (1   ).

v

 .ndc .D1  .1460.230

 17,5(m / s )
60.1000
60.1000

ndc
.D1  (1  0,02).D1  3,18.D1mm  3,18.230  731, 4mm
nI

 LấyD2=800mm, (theobảng 5-15)

GVHD: Nguyễn Xuân Long

3


 Số vòng quay thực của trục bị dẫn:

n2  (1   ).

D1
D
.ndc  (1  0, 02). 1 .1460  411, 4(vg / ph)
D2
D2
i

n1
 3,36
n2

Kiểm nghiệm tỷ số truyền từ động cơ sang trục I:
Sai lệch ít với lý thuyết
2. Khoảng cách trục A:
Điều kiện khi tính khoảng cách trục: 0,55.( D1  D2 )  h �A �2( D1  D2 )
Ta chọn A=0,95D2=760mm (theo bảng 5-16)
3. Chiều dài dây đai:
 .( D1  D2 ) ( D 2  D1 ) 2
L  2A

2

4A
 .(800  230) (800  230) 2
 2.760 

 3243,9mm
2
4.760

Lấy L=3350, (theo bảng 5-12)
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh đai:
4. Xác định khoảng cách trục A:

u

v
17,5
�1 �
� u  
 5, 22 � �
L
3,35
�s �

1�
 ( D2  D1 )
�  ( D2  D1 ) �
2
A  �L 
 �
L

� 2( D2  D1 )
4�
2
2
�
�
�
2

�
�
�
�

1�
 (800  230)
 (800  230) �
�
 �
3350 
 �
3350 
 2(800  230) 2
�
4�
2
2
�
�
�

 816, 7(mm)
2

�
�
�
�

Khoảng cách nhỏ nhất để mác đai
Amin  A  0,015 L  816,7  0,015.3350  766,4( mm)

Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng
Amax  A  0,03L  816,7  0,03.3350  917,2(mm)
0

�
120
1
5. Xác định góc ôm: điều kiện
(D  D )
(800  230)
1  1800  570. 2 1  1800  570.
 1400
A
816,7
6. Xác định số đai cần thiết Z:
2
Ta lấy ứng suất ban đầu:  0  1, 2 N / mm

2

�
p�
0  1,84 N / mm
�
�
Ta có D1=230 mm nên lấy
(theo bảng 5-17)

�
 �

0 :ứng suất có ích cho phép
Với � p �

C  0,89

Ta lấy: Hệ số ảnh hưởng góc ôm:

(theo bảng 5-18)

Hệ số ảnh hưởng đến chế độ tải trọng: Ct  0,9 (theo bảng 5-6)
Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc:
Diện tích bánh đai:

GVHD: Nguyễn Xuân Long

4

Cv  0,85

(theo bảng 5-19)
F=138mm2(theo bảng 5-11)


Z

1000.Pdc
1000.6, 7

 2, 2
v. �
p�
.F .C .Cv .Ct 17,5.1,84.0,9.0,89.0,85.138
�
�
0

Lấy số đai Z=2.

7. Xác định kích thước cần thiết bánh đai:
Chiều rộng bánh đai: B  ( Z  1).t  2S  (2  1).20  2.12,5  45mm
Đường kính đai ngoài:
Dn1  D1  2h0  230  2.5  240( mm)

Dn 2  D 2  2h0  800  2.5  810( mm) (theo bảng 10-3)

8. Lực căng tác dụng ban đầu:

S0   0 .F  1, 2.138  165,6( N )

�1400 �
�1 �
R  3.S0 .Z .sin � � 3.165, 6.2.sin � � 933,7( N )
�2 �
�2 �
9. Lực tác dụng lên trục:

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
1.

Chọn vật liệu bánh răng nhỏ: thép 45, bánh răng lớn: thép 35, đều
thường hóa( theo bảng 3-6)
- Cơ tính hai loại thép. (tra bảng 3 – 8)
+ Thép 45: δbk = 560( N/mm2); ϭch=280 N/mm2
HB = 180) (giả thuyết dk phôi 300 ÷ 500 mm)
+ Thép 35: δbk =480 N/mm2; ϭch = 240 N/mm2
HB=160 (giả thuyết dk phôi 300 ÷ 500 mm)

2. Định ứng suất cho phép:
- Số chu kì làm việc của bánh lớn:
N2= 60.1.27000.104,5=17.107
- Số chu kì làm việc của bánh nhỏ:
N1=60.1.27000.449,2=73.107
Chọn chu kì cơ sở N0=107
- Ứng suất tiếp xúc của bánh lớn: (bảng 3-9)
[ϭ]tx2 = 2,6.160=416 N/mm2
- Ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ
[ϭ]tx1 = 2,6.180=468 N/mm2
- Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập
trung ứng suất K0 =2, giới hạn mỏi

+ Thép 45: ϭ-1 = 0,42.560=235,2 N/mm2
+ Thép 35: ϭ-1 = 0,42.480=201,6 N/mm2
- Vì bánh răng quay 1 chiều:

GVHD: Nguyễn Xuân Long

5


3.
4.
5.
6.
7.

+ Ứng suất uốn bánh nhỏ: [ϭ]u1=
+ Ứng suất uốn bánh lớn: [ϭ]u2=
Chọn hệ số tải trọng K=1,5
Sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng: Ψ=0,4;
Tính khoảng cách trục:
A= (i+1).
Tính vận tốc và chọn cấp chính xác của bánh răng:
Vận tốc: v=
Vậy chọn cấp chính xác của bánh răng là 9 (bảng 3-10)
Hệ số tải trọng K:
+vì bánh rang có độ cứng HB<350 và tải trọng không đổi nên có ktt =1
+với vận tốc 1,4m/s và cấp chính xác 9
+ta chọn kd=1,45
+do đó k= ktt.kd =1.1,45=1,45
Hệ số tải trọng k=1,45 không khác nhiều sao voi ksb =1,5 nên ta không

tinh lại khoảng cach trục A=216mm

8. Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng:
+ Môđun pháp: mn=(0.01÷0,02).A=(0,01÷0,02).80=(1,3÷2,6)
Lấy mn=3
+ Số răng bánh nhỏ: Z1=27,2
Lấy Z1=27
+ Trị số Z1 lớn hơn trị số giới hạn trong (bảng 3-15)
Số răng bánh lớn: Z2=Z1.i=27,2.4,3=116,8
Lấy Z2=117
+ Chiều rộng bánh răng
b= ΨA .A=0,4.216=86,4mm
lấy b=86
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Số răng tương đương:
bánh nhỏ: Ztđ1 = Z1=27
bánhlớn: Ztd2 = Z2=117
- Hệ số dạng răng: (bảng 3-15)
Bánh răng nhỏ: y1=0,429
Bánh răng lớn:y2= 0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn với bánh rang nhỏ:
Ϭu1=
Ϭu1<[ϭ]u1=143 N/mm2
Ϭu2=ϭu1.
Ϭu2<[ϭ]u2=116 N/mm2
10 . Kiểm nghiệm ứng suất bền của răng khi chịu quá tải:
+ Ứng suất tiếp súc cho phép:
- Bánh nhỏ: [σ]txqt1=2,5.2,6.180= 1170 N/mm2
- Bánh lớn: [ σ]txqt2=2,5.2,6.160=1040 N/mm2

GVHD: Nguyễn Xuân Long

6


+ Ứng suất cho phép:
- Bánh nhỏ: [σ]txqt1= 0,8.280=224 N/mm2
- Bánh lớn: [σ]txqt2=0,8.240=192 N/mm2
+ Kiểm nghiệm sức bền tiếp súc: Hệ số quá tải Kqt=1,8
σtxqt= =198,9N/mm2
Nhỏ hơn ứng suất cho phép của bánh nhỏ, bánh lớn
+ Kiểm nghiệm ứng suất uống:
- Bánh nhỏ: σuqt1=37,8< [σ]uqt1
- Bánh lớn: σuqt2=31,4<[σ]
+ Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng:
-

Modul pháp tuyến: mn=3 (mm)
Số răng: Z1=27,Z2=117
Góc ăn khớp: αn=20o
Chiều rộng bánh rang b= 86
Đường kính vòng chia: dc1=m.Z1=3.27=81 mm
dc2=m.Z2 =3.117=351mm
Khoảng cách trục: A=216 mm
Chiều cao rang: h=2,25.m=2,25.3=6,75
Độ hở hướng tâm : c=0,25.m=0,25.3=0,75mm
Đường kính vòng đỉnh rang: d e1 =87mm
d e2 =357mm
Đường kính chân rang: Di1=73,5
Di2=343,5

11 . Lực tác dụng lên trục:
- Lực vòng: PI=
- Lực hướng tâm: Pr=
- Lực dọc trục: Pa=0

C.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
- Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa: σbk=560 N/mm2
;σch=280 N/mm2, HB=210 (giả thuyết đk 300÷500)
- Bánh lớn: thép 35 thường hóa: σbk=480 N/mm2
;σch=240 N/mm2, HB=180 (giả thuyết đk 300÷500)
2. Định ứng suất cho phép:
- Số chu kì bánh lớn làm việc:
N2= 60.27000.29,02=4,7.107
- Số chu kì làm việc của bánh nhỏ:
N1 =60.27000.104,5=17.107
+ Vì N1, N2 lớn hơn N0 ( số chu kỳ cơ sở) nên lấy:
K’N, K”N = 1

GVHD: Nguyễn Xuân Long

7


- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]tx1=2,6.210=546 (N/mm2)

-

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]tx2= 2,6.180=468 (N/mm2)

- Để định nên ứng suất cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5,
hệ số tập trung ứng suất: K0=2.
Giới hạn mỏi của thép:
- Thép 45: σ-1=0,44.560=246,4 (N/mm2)
- Thép 35: σ-1=0,44.480=211,2 (Nmm2)
Vì bánh răng quay 1 chiều:
 [σ]u1= =123,2 (N/mm2)
 ứng suất uống cho phép của bánh lớn:
[σ]n2=
3.Chọn sơ bộ
 hệ số tải trọng K=1,5
 hệ số chiều rộng bánh răng:
4. Khoảng cách trục A:



=0,4

A ≥( 3,6+1).
5. Vận tốc và chọn cấp chính xác của bánh răng:
V=
Với vận tốc trên ta chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9
6. hệ số tải trọng K:
Do đó K=Ktt.Kđ=1.1,1=1,1
Hệ số tải trọng k=1,1 khác nhiều so voi ksb =1,5 nen ta

tính lại khoảng cách trục A
A= Asb. =191,8. . = 173mm
7. Xác định modul, số răng, chiều rộng bánh răng:
+ Modul: m=(0,01÷0,02).A=0,02.173=3,46; Lấy m=4mm
+ Số răng bánh nhỏ: Z1=
Lấy Z1=19 răng
+ Số răng bánh lớn: Z2=Z1.i=19.3,6= 68,4 răng
Lấy Z2=68 răng
+ Chiều rộng bánh răng: b=ΨA.A=0,4.173=69,2(mm)
Lấy b = 69

GVHD: Nguyễn Xuân Long

8


8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Hệ số dạng răng: y1=0,392
- Hệ số dạng răng:y2= 0,511
(bảng 3-18)
+ Kiểm nghiệm ứng suất uống của bánh răng nhỏ:
1,91.106.K .N
1,91.106.1,1.5, 2
 u1 

 127, 2 �   u1
2
2
y
.

m
.
b
.
n
0.392.4
.19.104,5.69
1
n
-

- σu2= σu1.
9. Các thông số chủ yếu hình học của bộ truyền
- Modul: m=4 (mm)
- Số răng: Z1=19, Z2=68 (răng)
- Góc ăn khớp: α=20o
- Chiều rộng răng : b = 69
- Đường kính vòng lăn (vòng chia): d1=4.19=76 mm
d2 =4.68=272mm

10.

- Đường kính đỉnh răng: De1=76+2.4=84 mm
De2=272+2.4=280 mm
- Đường kính chân răng: Di1=76-2.4-2.1=66mm
Di2=272-2.4-2.1=262mm
Lực tác dụng lên trục:
+ Lực vòng: P=
+ Lực hướng trên: Pσ= P.tgα=12506.tg20o= 4551,7(N)

THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I. THIẾT KẾ TRỤC
1. Tính đường kính sơ bộ của các trục: d ≥ C
- Ta lấy: C=120 (hệ số phụ thuộc vào ứng suất cho phép:
+ dI=120
+ dII=120
+ dIII= 120
- Để chuẩn bị bước tính gần đúng, ta có thể chọn dII=44 mm. Để
chọn loại ổ lăn cở trung bình (bảng14P) chiều rộng ổ lăn :
B=25mm.
2. Tính gần đúng trục:
- Ta chọn kích thước sau:
+ Khe hở giữa các bánh răng: 10mm
+ Khe hở giữa các bánh răng với thành trong vỏ: 10mm
+ Khoảng cách từ thành trong hộp đến mặt bên ổ lăn: 12mm
+ Khe hở từ mặt bên bánh đai đến đỉnh bulong: 15mm
+ Khoảng cách từ đỉnh bulong đến mặt bên ổ lăn: 17mm
- Chiều rộng bánh đai: 45mm
- Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 86mm
- Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 69mm

GVHD: Nguyễn Xuân Long

9


- Từ các kích thước trên ta tìm được các trục cần thiết và khoảng
cách giữa các gối đở: a=69mm; b=83,25mm; c=77,5mm; l=77mm

 Tính tiết diện tại trục I:

Ta có: môment uốn MI= FaI .
- Các lực có trong trục I ( trong tọa độ Oyz).
+ Rđ= 933,7 N; L=77 mm
+ FaI= 0 N;
+ Fv1= 2887,2N; c=77,5 mm
+ Fr1= 1050,8 N; (a+b)= 152,25 mm
- ∑mRAy = -Rđ.L + M.I - Fr1.c + RBy.(a+b+c)=0
 RBy=
- ∑ F(x)=0  Rđ – RAy – Fr1 + RBy = 0
- Mômen uốn ở tiết diện m – m trên trục
+ Mn(m-m)=
+ Mtđ = = = 124190(N.mm)
- + dm-m ≥ Lấy d=28mm
- Mômen uốn ở tiết diện n – n trên trục
+
+ Mtđ=
= 206323 (N.mm)
+
Lấy d=32mm , phù hợp với ổ lăn.
 Tính tiết diện trục II:

GVHD: Nguyễn Xuân Long

10


- Các lực có trên trục II
+ Fa2 = Fa1 = 0 (N); a = 69 (mm)
+ Fr2 = Fr1 = 1050,8 (N); b= 83,25 (mm)
+ Frb= 4551,7 (N) ; c= 77,5 (mm)

+ Fv2=Fv1 = 2887,2 (N) ; (a+b+c)=229,75 (mm)
+ Fv3 = 12506 (N);
- Lực tác dụng lên trục II theotọa đọ Oyz:
+
 RDy = =2830 (N)
+ ∑ F(x)=0  RDy + RCy + Fr2 – Fr3 =0
 RCy= Fr3 – (Fr3 + RDy)= 4551,7 – 744= 3807,7 (N)
- Lực tác dụng lên trục II theo tọa độ Oxz:
+
 RDx = (N)
+ ∑F(y) = 0  Fv2 + Fv3 – RDx – Rcx = 0
 Rcx = Fv2 + Fv3 – RDx
=2887,2+12506-2830=12563,2 (N)
- Mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:
+ (N.mm)
+ Mtđ =
= 811578 (N.mm)
+ di-i ≥
+[σ]=50 N/mm (bảng 7-2)
+ Lấy d=58mm
- Mômen uốn ở tiết diện e-e
+ (N.mm)
+ Mtđ=

GVHD: Nguyễn Xuân Long

11


= 777256 (N.mm2)

+ d(e-e)≥ (mm)
Lấy d=55mm
 Tính tiết diện trục III:

- Các lực tác dụng có trong trục III
+ Fv4=Fv3=12506 N; a=69
+ Fr3 = Fr4=4551,7 N; b+c=160,75
- Lực tác dụng lên trục III theo tọa độ Oxz
+
 Rnx=
+
 REx= Fv4 – RHx=12506– 8750 = 3756 (N)
- Lực tác dụng lên trục III theo tọa độ Oyz
+∑mRey =0  Fr4.(c+b)-RHy.(a+b+c)=0
 RHy =
+ ∑F(y)=0  REy+ RHy – Fr4=0
 RRy= Fr4 – RHy = 4551,7-3184,7= 1367 (N)
- Mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm
+ (N.mm)
+ Mtđ=
+ d k-k ≥
+ [σ] = 48 N/mm (bảng 7-2)
- Lấy d=68mm vì trên trục có then nên lấy lớn hơn tính toán
- Đường kính ngõng trục Ø40 và đường kính đầu trục Ø35mm.
 Tính chính xác trục: Công thức (7-5)
n=
Hệ số an toàn cho phép : [n]=1,5÷2,5

GVHD: Nguyễn Xuân Long

12


- Vì trục quay nên ứng suất uốn biến đổi theo chu kỳ đối xứng
σa=σmax = σmin= σm=0.
Vậy nσ =
 Bộ truyền một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch
động
τa= τm=
- Giới hạn uốn và xoắn (tiết diện i-i)
σ-1 = 0,4σb = 0,4.600 = 240 (N/mm2)
τ-1 = 0,2σb = 0,2.600 = 120 (N/mm2)
( trục bằng thép 45 có σb = 600 N/mm2)
W= 14510 mm3
Mu=658619 (N.mm)
σa = = = 45,4 (N/mm2)
τa = τm =
+ W0 = 30800 mm3
+ Mx = 476583 N.mm
- Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu đối với thép cacbon trung bình ψσ ≈ 0,1
và ψτ≈ 0,05
- Hệ số tăng bền β = 1
- Chọn các hệ số kσ, kτ, εσ, và ετ
- Theo bảng 7-4 lấy εσ = 0,78; ετ = 0,67
Theo bảng 7-8, tập trung ứng suất do răng theo kσ = 1,63; kτ= 1,5
- Tỷ số: =
- Tập trung ứng suất do lắp cảng, với kiểu chọn T3 áp suất sinh ra trên bề
mặt ghép ≥ 30 N/mm2, tra bảng 7-10 ta có:
- Thay các trị số tìm được vào công thức nσ và nτ :
+ nσ =

+ nτ =
- Hệ số an toàn : n=

II. THIẾT KẾ THEN
- Theo đường kính trục để lắp then với đường kính trục là 25mm, tra bảng
7-22 ta chọn then b=10, h=8, t=4,5, t1=3,6, k=4,2, chiều dài then
l1 =32mm. Kiểm nghiệm sức bền lập theo công thức (7-11):

GVHD: Nguyễn Xuân Long

13


[σd]= 150 N/mm2(bảng 7-20 ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tỉnh, vật
liệu thép CT6)

=150 N/mm2
- Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (7-12)
[τ]c = 120 N/mm2 (bảng 7-21), tải trọng tỉnh, vật liệu thép CT6

τc1 = = 120 N/mm2
- Đối với trục II có thể chọn hai then cùng kích thước, b=18mm, h=11mm,
t=5,5mm;t1=5,6, k=6,8, chiều dài then bánh bị dẫn l2= 34mm, bánh dẫn
l3=60mm. d2=55mm; d3=58mm
- Kiểm nghiệm sức bền lập theo công thức (7-11)
+ N/mm2
- Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (7-12)
N/mm2
- Kiểm nghiệm sức bền lập theo công thức (7-11)
N/mm2

- Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (7-12)
N/mm2
- Đối với trục III ta chọn then với đường kính d=68mm; b=20mm;
h=12mm; t=6; t1=6,1; k=7,4;chiều dào then l4=80mm.
+ N/mm2
+ N/mm2

CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
- Bảng 10-9 cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp
sau đây:
+ Chiều dày thành thân hộp:

GVHD: Nguyễn Xuân Long

14


δ= 0,025A + 3mm= 0,025.174+3 ≈7,35mm
+lấy δ=8mm
+ Chiều dày thành nắp hộp: δ1=0,02.174+3= 6,48 mm
+ lấy δ1=8mm
+ Chiều dày mặt bích trên của nắp:
b1 = 1,5.δ1=1,5.7=11 (mm)
+ Chiều dày mặt bích dưới của thân:
b= 1,5.δ= 1,5.8=12 (mm)
+ Chiều dày đế hộp có phần lồi:
p=2,35.δ=2,35.8=19 (mm)
p1= 2,6. δ = 2,6.8= 21 (mm)
+ Chiều dày gân ở thân hộp:
m=0,9.δ=0,9.8= 8mm

+ Chiều dày gân ở nắp hộp:
m1=0,9.δ1=0,9.7=7 mm
+ Đường kính bulông nền:
dn= 0,036A+12 = 0,036.174+12= 18 mm
+ Đường kính các bulông khác:
- ở cạnh ổ d1= 0,7dn , lấy d1=13mm
- ghép mặt bích nắp vào thân d2 = 0,5.dn= 9(mm)
- ghép nắp ổ d2 = 0,5 .dn = 9 (mm)
- ghép nắp cửa thăm: d4 =0,4.dn= 8 (mm)
+ Đường kính bulông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc với
khoảng cách trục A của 2 cấp : 174x216 (bảng 10-11a và 10-11b). Ta chọn
bulông M16
- Số lượng bulông nền: n=
+ Chọn sơ bộ chiều dài hộp:L= 555mm
+ Chọn sơ bộ chiều rộng hộp:B= 227mm
n= = 4. Lấy n=6

PHƯƠNG PHÁP BÔI TRƠN
1. Bôi trơn ổ lăn.
Bộ phận ổ bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp, không
thể dung phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận
ổ. Có thế dung mỡ loại T ứng với nhiệt đọ làm việc từ 60÷100oC và vận

tốc dưới 1500vg/ph (bảng 8-28).
Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Để mỡ không chảy ra
ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn
dầu. Ngoài ra để che kín ổ lăn ta có dùng vòng phớt (bảng 8-29).

GVHD: Nguyễn Xuân Long

15


2. Bôi trơn hộp giẳm tốc.
Do vận tốc nhỏ nên chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong dầu. Sự
chênh lệch về bán kính giữa bánh răng bị dẫn thứ hai và thứ tư là 42mm.
vì mức dầu thấp phải ngập chiều cao răng của bánh thứ hai, cho nên đối
với bánh răng thứ tư chiều sâu ngâm dầu khá lớn ít nhất là 50mm, song vì
vận tốc thấp v=0,77m/s nên công suất tổn hao để khuấy dầu không đáng
kể, theo bảng 10-17, chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 50oC là
160 centistốc hoặc 24 độ Engle và theo bảng 10-20 chọn loại dầu AK15.

GVHD: Nguyễn Xuân Long

16