ĐỒ án CHI TIẾT máy ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỷ số TRUYỀN

TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG BĂNG TẢI

Động cơ điện

Động cơ điện là thiết bị cung cấp momen cho hệ thống dẫn động, và việc chọn lựa động cơ phù hợp là bước quan trọng trong thiết kế máy Để chọn đúng động cơ, cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời xem xét các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị được dẫn động.

Phân loại động cơ điện: a Động cơ điện một chiều

Ưu điểm của thiết bị này là khả năng thay đổi trị số mô men và vận tốc góc trong phạm vi rộng, giúp khởi động êm ái và hãm dễ dàng Điều này khiến nó trở thành lựa chọn phổ biến trong các thiết bị vận chuyển.

- Nhược điểm: giá thành đắt, khó tìm kiếm trên thị trường, phải tăng thêm vống đầu tư để đặt các thiết bị chính lưu. b Động cơ điện xoay chiều

Bao gồm hai loại: một pha và ba pha

- Động cơ một pha: có công suất tương đối nhỏ nên thuận tiện cho các dụng cụ gia đình.

- Động cơ ba pha đồng bộ:

+ Ưu điểm: hiệu suất và cosφ cao, hệ số quá tải lớn.

+ Nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thanh tương đối cao.

- Động cơ điện ba pha không đồng bộ:

Động cơ không đồng bộ roto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc trong phạm vi nhỏ khoảng 5% Tuy nhiên, nó có hệ số công suất thấp, chi phí cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp.

Động cơ không đồng bộ roto ngắn mạch có kết cấu đơn giản và giá thành tương đối rẻ, dễ bảo quản và làm việc tin cậy Đặc biệt, loại động cơ này có khả năng kết nối trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.

Nhược điểm: Hiệu suất và hệ số công suất thấp, không điều chỉnh được vận tốc.

Khi chọn loại động cơ, động cơ điện ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch là lựa chọn phổ biến trong các ngành công nghiệp nhờ vào ưu điểm dễ dàng tìm kiếm trên thị trường.

Nối trục đàn hồi

Khớp nối đàn hồi là thiết bị quan trọng giúp truyền chuyển động giữa hai trục, kết nối các trục ngắn thành một trục dài Ngoài ra, khớp nối còn có chức năng đóng mở các cơ cấu (ly hợp), ngăn ngừa quá tải và giảm tải trọng động, đồng thời bù đắp sai lệch giữa các trục Tỷ số truyền qua khớp nối luôn bằng 1.

Hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc là hệ thống truyền động trực tiếp, bao gồm các bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm, được lắp đặt trên các trục Trong hộp kín, tỷ số truyền không đổi giúp giảm tốc độ và tăng mô men xoắn đến trục công tác.

- Đặc điểm của hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:

+ Ưu điểm: kích thước chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó kích thước nhỏ gọn hơn so với các hộp giảm tốc khác.

Khả năng tải cấp nhanh chưa được khai thác tối đa do tải trọng tác động vào cấp chậm lớn hơn nhiều so với cấp nhanh, mặc dù khoảng cách trục giữa hai cấp vẫn bằng nhau.

- Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí vì chỉ có một trục đầu vào và một trục đầu ra.

- Khó bôi trơn bộ phận ổ trục ở giữa hộp.

- Kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong hộp.

- Trục trung gian lớn do khoảng cách các ổ đỡ lớn, do đó muốn đảm bảo trục đủ bền và cứng cần phải tăng đường kính trục.

- Kích thước chiều rộng lớn.

I.4 Bộ truyền xích ống con lăn

- Khái niệm: Tải trọng động được truyền từ trục dẫn động sang trục bị dẫn nhờ vào sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích.

+ Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải đột ngột.

+ Không đòi hỏi phải căng xích,lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn.

+ Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai,nếu truyền cùng công suất và số vòng quay.

Bộ truyền xích truyền công suất thông qua sự ăn khớp giữa các xích và bánh xích, vì vậy góc ôm không quan trọng như trong bộ truyền đai.

+ Sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích khôn theo đường tròn mà theo hình đa giác, do vậy cần phải có bộ điều chỉnh xích.

+ Bố trí sau hộp giảm tốc nên vận tốc tối đa trên các trụ nhỏ v < 15m/s

Bộ công tác của băng tải (5) dùng để vận chuyển vật liệu dạng rời, dạng kiện theo một tuyến xác định.

Băng tải

Bộ công tác của băng tải (5) dùng để vận chuyển vật liệu dạng rời, dạng kiện theo một tuyến xác định.

ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

a, Chọn hiệu suất của hệ thống: ɳ= ɳ k × ɳ br 2 × ɳ x ×ɳ ol 4

Trong đó: ɳ k =0,99 hiệu suất khớp nối với đàn hồi ɳ br =0,97 hiệu suất bộ truyền bánh tải răng trụ ɳ x =0,93 hiệu suất bộ truyền xích ɳ ol =0,99 hiệu suất 1 cặp ổ lăn

Vậy: ɳ= ɳ k × ɳ br 2 × ɳ x ×ɳ ol 4 =0,99 × 0,97 2 × 0,93× 0,99 4 =0,8321 b, Tính công suất tính toán:

0,8321 =5,87 ( kW ) c, Xác định số vòng quay sơ bộ:

- Số vòng quay sơ bộ của trục công tác (băng tải) v bt = π × n bt × D

- Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

Tỉ số truyền hộp giảm tốc là u h, trong khi tỉ số truyền của bộ xích là u x = 4 Tỉ số truyền của hệ được tính bằng công thức u sb = u h × u x × 4, cho kết quả là 40 Do đó, số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định qua n sb = n bt × u sb, với giá trị là 5,828 × 4033,12 (vòng/phút) Những thông số sơ bộ này sẽ giúp trong việc chọn động cơ phù hợp.

P ct =5,87 kW n sb 33,12 vòng/ phút d, Chọn động cơ: Dùng tài liệu [1] và tra bảng

P đc =7,5 kW n đc 55 ( vòng / phút) ɳ= 87.5%

II.2 Phân phối tỉ số truyền:

- Tỉ số truyền của hệ dẫn động là: u ch = n đc n bt = 1455

+ n đc 55 (vòng / phút) số vòng quay của động cơ + n bt 5,828 ( vòng/ phút ) số vòng quay trục công tác

- Phân bố tỉ số truyền như sau:

+ Tỉ số truyền của bộ truyền xích là: u x =4 + Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: u h = u ch u x = 40,61

4 ,15 Gọi: un là tỉ số truyền bánh răng cấp nhanh uc là tỉ số truyền bánh răng cấp chậm u h =u n × u c

Tra bảng tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ tài liệu [1]:

II.3 Tổng kết đặc tính của hệ:

- Công suất trên các trục:

1000 =5,1(kW ) + Trục ra hộp giảm tốc (T3):

0,93 ×0,99 =5,54 (kW )+ Trục vào hộp giảm tốc (T2):

0,97 × 0,99 =5,77 (kW ) + Trục vào hộp giảm tốc (T1):

- Tốc độ quay trên các trục:

+ Tốc độ quay trên trục I là: n 1 =n đc 55( vòng/ phút ) + Tốc độ quay trên trục II là: n 2 = n 1 u n = 1455

+ Tốc độ quay trên trục III là: n 3 = n 2 u c = 379,9

2,61 5,56( vòng / phút ) + Tốc độ quay trên trục IV là: n 4 = n 3 u x = 145,56

- Momen xoắn trên các trục:

+ Công thức tính momen trên các trục:

P: công suất (kW) n: số vòng quay (vòng/phút) + Momen xoắn trên trục động cơ:

1455 = 49226,8( N mm ) + Momen xoắn trên trục I là:

+ Momen xoắn trên trục II là:

+ Momen xoắn trên trục III là:

+ Momen xoắn trên trục IV là:

Thông số Động cơ I II III Công tác

CHƯƠNG III: BỘ TRUYỀN XÍCH

Tính toán bộ truyền xích với các số liệu sau:

- Số vòng quay bánh dẫn: n3 = 145,56 vòng/phút

- Hệ số truyền xích: ux = 4

- Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt

III.1 Chọn loại xích ống con lăn

III.2 Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức: z 1 )−2× u x = 29−2 × 4= 21(răng) Chọn bánh răng nhỏ là 21 răng

III.3 Tính số răng của đĩa xích lớn (bị dẫn): z 2 =u x × z 1 =4 × 21 (răng) Chọn bánh răng lớn 84 răng

III.4 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích, hệ số K theo công thức (5.22) – Tài liệu [3]:

+ Kr là hệ số tải trọng động (tải có va đập thì K r =1,2÷ 1,5)

+ Ka là hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích (Ka = 1)

+ Ko là hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (Ko = 1)

+ Kdc là hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (Kdc = 1)

+ Kb là hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn nhỏ giọt Kb = 1) + Klv là hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 2 ca Klv = 1,12)

Hệ số vòng quay Kn:

Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích Kz:

III.5 Tính công suất tính toán P t :

Theo bảng (5.4) – Tài liệu [3] tra theo cột n01 = 200 vòng/phút ta chọn bước xích pc = 31,75 mm

III.6 Theo bảng (5.2) – Tài liệu [3] số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích p c = 31,75 mm là 630 vòng/phút nên điều kiện n = 145,56 vòng/phút < n th = 630 vòng/phút thỏa điều kiện

III.7 Xác định vận tốc trung bình v (m/s) của xích theo công thức (5.10) – Tài liệu [3]: v = π × d× n

Lực vòng có ích là:

III.8 Tính toán kiểm nghiệm bước xích p c theo công thức (5.26) – Tài liệu [3] với [p o ] chọn theo bảng (5.3); [p o ] = 29 Mpa p c ≥ 600 × √ 3 z 1 ×n 3 P × K × [ p o ] × K x `0 × √ 3 21× 5,54 145,56 × 1,344 × 29× 1 &,277(mm) Vậy điều kiện pc = 31,75 mm > 26,277 mm thỏa

III.9 Chọn khoảng cách trục sơ bộ a= ( 30 ÷50 ) × p c @ ×31.75 70 mm

Số mắc xích X theo công thức (5.8) – Tài liệu [3]:

L= p c × X 1,75 × 136C18 (mm)Tính chính xác khoảng cách truy theo công thức (5.9) – Tài liệu [3]: a=0,25 × p c × ¿ Chọn a = 1226 mm (giảm (0,002 ÷ 0,004)× a ¿

III.10 Số lần va đập trong 1s theo công thức (5.27) – Tài liệu [3]: i= z 1 × n 3

15 × 136 =1,5 ≤ [ i ] (trabảng 5.6) Kiểm tra xích theo chế độ an toàn theo công thức 5.28 – Tài liệu [3] s= Q

+ Q là tải trọng phá hủy cho phép của xích, tra theo bảng (5.2) – Tài liệu [1]

+ s là hệ số an toàn cho phép, phụ thuộc vào số vòng quay và bước xích chọn trong bảng (5.7) – Tài liệu [3]

+ Lực trên nhánh căng: F1 = Ft = 3419,75 N

+ Lực căng do lực li tâm gây nên xác định theo công thức (5.16) – Tài liệu [3]:

F v =q m × v =3,8 × 1,62=6,156 ( N ) qm là khối lượng của 1m xích (kg/m) tra bảng (5.2) – Tài liệu [1]

+ Lực căng ban đầu của xích Fo xác định theo công thức (5.17) – Tài liệu [3]:

F o = K f × a× q m × g=6 ×1,226 ×3,8 × 9,81'4,2( N ) a là chiều dài đoạn xích tự do gần bằng khoảng cách trục (m) g là gia tốc trọng trường (m/s 2 )

Kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích (Kf = 6 khi xích nằm ngang)

III.11 Tính lực tác dụng lên trục theo công thức (5.19) – Tài liệu [3]:

+ Km là hệ số trọng lượng xích (Km = 1.15 khi xích nằm ngang)

III.12 Đường kính đĩa xích: d 1 = p c × z 1 π = 31,75 × 21

CHƯƠNG IV: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A Bộ truyền bánh răng trụ nghiêng hai cấp

Thông số đầu vào: công suất P 1 = 6,01 (kW), moment xoắn T 1 = 39447,1 (N.mm), T 2 5047,4( N mm ) , số vòng quay n 1 = 1455 vg/ph, tỷ số truyền u h = 10,15, u n = 3,83; u c = 2,61

Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca (1 năm làm việc 300 ngày,1 ca có

Tra ở bảng 6.1/Trang 92 – Tài liệu [1]

Phương pháp nhiệt luyện : Tôi cải thiện Độ cứng: HB1 = HB2+(30÷50) '0 σ 0 Hlim1 =2 HB1 +70a0 Mpa σ 0 Flim1 =1.8 HB 1H6 MPa

Giới hạn chảy : σ ch X0 MPa

Phương pháp nhiệt luyện : Tôi cải thiện Độ cứng HB2 = 240 σ 0 Hlim2 =2 HB 2+70U0 MPa σ 0 Flim2 =1.8 HB 2C2 MPa

Giới hạn chảy : σ ch = 450 MPa

IV.4 Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Z1 – Z1 (cấp nhanh)

IV.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép : (6.33 trang 220-Tài liệu [3]):

+ Số chu kỳ làm việc cơ sở:

L h =7 × 300× 2× 83600 ( Tổng số giờ làm việc )

+ Tải thay đổi theo bậc: N HE ` c ∑ ( T T max i ) 3 n i t i

+ s H =1.1 ( Tra ở bảng 6.13/Trang 220 – Tài liệu [3])

+ Hệ số tuổi thọ: Vì NHE1 ≥ NHO1 , NHE2 ≥NHO2 cho nên khi tính toán lấy giá trị NHO1

, NHO2 tính toán và: KHL1 = KHL2 =1

- Ứng suất uốn cho phép [ σ F ] :

N FO =5 × 10 6 đối với các loại thép.

+ Hệ số tuổi thọ [ K FL ] Vì N FE ≥ N FO nên khi tính toán lấy giá trị NFO tính toán và: KFL1 = KFL2 =1

+ Hệ số K FC =1 động cơ quay 1 chiều

Tính theo độ bền tiếp xúc:

Các thông số xác định theo trang 222 Tài liệu [3]:

Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: Z R = 0,9

Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng: Z v =0.85 v 0.1 =0.85 ×3.93 0.1 =0.97

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điểu kiện bôi trơn: K l = 1

Hệ số xét ảnh hưởng của kích thước răng:

IV.4.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [ σ H ] :

IV.4.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng Ψ ba theo tiêu chuẩn :

- Tra bảng ( 6.15/Trang 228 – Tài liệu [3] )

2 =0,966 Tính và chọn sơ bộ K H = K Hβ =1,0766 theo bảng 6.4/Trang 208 – Tài liệu [3].

IV.4.4 Tính khoảng cách trục a w aw1 = 43( u n +1) × √ 3 ψ T ba 1 K ¿¿ Hβ ¿

- Chọn aw1 5 mm theo tiêu chuẩn ở (trang 229 – Tài liệu [3])

- Chọn m=2.5 mm theo tiêu chuẩn trang 195 – Tài liệu [3].

IV.4.7 Xác định lại tỉ số truyền : u' n = z 2 z 1 = 77

IV.4.8 Xác định các kích thước bộ truyền :

 Bánh dẫn : d 1 = m z 1 cos ⁡ ( β) = 2.5 ×20 cos ⁡ (14.07 0 ) Q.55 mm

 Bánh bị dẫn : d 2 = cos m z ⁡ ( 2 β) = cos 2.5 (14.07 × 77 0 ) 8.45 mm

- Đường kính vòng cơ sở :

 Bành bị dẫn : d b 2 =d w2 cos( α w ) 6.48 mm

 Bánh bị dẫn : b w =b 2 =Ψ ba a w 1 =0.4× 125P mm

- Góc ăn khớp: Tgα tw =tgα t = tgα cosβ = tg (20 0 ) cos ⁡ (14.0 7 0 ) ¿ ≫ α tw 57 0

IV.4.9 Tính υ và chọn cấp chính xác : υ 1 = π d 1 n 1

- Chọn cấp chính xác là “9” theo ( bảng 6.3/Trang 203 – Tài liệu [3])

IV.4.10 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền :

Lực dọc trục: F a1 = F a2 =F t 1 tan( β )30.44 × tg (14.0 7 0 )83.57 N

Lực hướng tâm: F r 1 =F r2 = F t 1 tan ⁡ (α ) cos ⁡( β ) = 1530.44 × tan ⁡(20) cos ⁡ (14.07 0 ) W4.26 N

- Công thức ( 6.63/Trang 227– Tài liệu [3]) σ H = Z M Z H Z ε d w 1 √ 2 T 1 K b w H u' (u n ' n + 1) ≤ [ σ H ]

- b w là chiều rộng vành răng

- ε α là hệ số trùng khớp ngang có giá trị từ 1.2 ÷ 1.9

- Z ε là hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc :

Z M - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu

Vật liệu thép nên E 1 = E 2 =2.1 × 10 5 MPa ; μ 1 =μ 2 =0.3; khi đó Z M '5 MPa

Với E 1 ; E 2 – mô đun đàn hồi của vật liệu chế tạo bánh răng dẫn và bị dẫn. μ 1 ; μ 2 – hệ số Poisson cảu vật liệu chế tạo cặp bánh răng.

Z H – là hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.

- bánh răng đủ bền tiếp xúc

IV.4.12 Chọn hệ số tải trọng động :

- K Fα theo công thức 6.27/Trang 212 – Tài liệu [3]

4 × 1.68 =1 + Với n cx là cấp chính xác bộ truyền

- Chọn hệ số K HV =1.22115 ; K FV =1.17185theo ( bảng 6.5/Trang 210 – Tài liệu [3])

IV.4.13 Tính các hệ số răng Y F3 ;Y F 4 :

- Công thức 6.80/Trang 233 – Tài liệu [3].

- Công thức (6.84 trang 237 - Tài liệu [3] ) z v 1 = z 1 cos 3 ( β ) 62 z v1 = z 2 cos 3 ( β ) y.38

- Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

- Công thức 6.92/Trang 239 – Tài liệu [3]. σ F1 = Y F1 F t 1 K F Y ε Y β b w m = 4.11× 1530.44 ×1.43 ×0.59 × 0.82

 Dầm đảo bảo độ bền

+ Công thức ε β (6.37 trang 105 - Tài liệu [1]) ε β = b w sin ⁡ ( β ) mπ = 50 × sin ⁡(14.0 7 0 )

K Fβ = 1.22115 44 (nội suy từ bảng 6.4 trang 208 – Tài liệu [3])

K Fv = 1.17185(nội suy từ bảng 6.6 trang 210 – Tài liệu [3])

B Bộ truyền bánh răng trụ thẳng hai cấp

Thông số đầu vào: công suất P 1 = 6.01 (kW), moment xoắn T 1 = 39447.1

(N.mm), T 2 5047.4( N mm ) , số vòng quay n 1 = 1455 vg/ph, tỷ số truyền u h 10.15, u n = 3.83; u c = 2.61

Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca (1 năm làm việc 300 ngày,1 ca có 8 giờ)

Tra ở bảng 6.1/Trang 92 – Tài liệu [1].

Phương pháp nhiệt luyện : Tôi cải thiện Độ cứng: HB3 = HB4+(30÷50) '0 σ 0 Hlim3 =2 HB 3+70a0 Mpa σ 0 Flim3 =1.8 HB 3= 486 MPa

Phương pháp nhiệt luyện : Tôi cải thiện Độ cứng HB4 = 240 σ 0 Hlim 4 =2 HB 4 +70U0 MPa σ 0 Flim4 =1.8 HB 4= 432 MPa

IV.4 Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Z3 – Z4 (cấp chậm)

+ Hệ số tuổi thọ [ K FL ] Vì NFE ≥ NFO nên khi tính toán lấy giá trị NFO tính toán và:

Tra bảng ( 6.15/Trang 228 – Tài liệu [3])

2 =0.722 Tính và chọn sơ bộ K H = K Hβ =1.0522 theo bảng 6.4/Trang 208 – Tài liệu [3].

IV.4.4 Tính khoảng cách trục a w aw2 = 50( u c +1) × √ 3 ψ T ba 2 K ¿¿ Hβ ¿

IV.4.6 Tính tổng số răng : z 3 + z 4 = z 3 ( u c +1) = 2 a m w 2 = 2×160 2.5 8 răng

Số bánh răng dẫn z 3 = z 3 + z 4 u c +1 5.45 Chọn z 3 6 răng; z 4 8−36 răng

IV.4.7 Xác định lại tỉ số truyền : u' c = z 4 z 3 =2.56

 Bành bị dẫn : d b 4 =d w4 cos( α w ) !6.13 mm

 Bánh bị dẫn : b w =b 4 =Ψ ba a w2 =0.4 × 160d mm

- Góc ăn khớp: Tgα tw =tgα t = tgα cosβ = tg (20 0 ) cos ⁡(0) ¿ ≫ α tw 0

Lực hướng tâm: F r 3 = F r4 = F t 3 tgα = 3223.27× tg (20 0 )73.17 N

- Công thức ( 6.63/Trang 227– Tài liệu [3]) σ H = Z M Z H Z ε d w3 √ 2 T 2 K b w H u ' (u c ' c +1) ≤ [ σ H ]

- ε α là hệ số trùng khớp ngang có giá trị từ 1.2 ÷ 1.9 chọn

Z H – là hệ số xét đấn hình dạng bề mặt tiếp xúc.

- Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.

- Công thức 6.78/Trang 232 – Tài liệu [3] σ F4 = Y F 4 F t 4 K F b w m = 3.61 × 3223.27 ×1.2

K Fβ = 1.104 (nội suy từ bảng 6.4 trang 208 – Tài liệu [3])

K Fv = 1.076 ( nội suy từ bảng 6.6 trang 210 – Tài liệu [3])

CHƯƠNG V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

V.1 Chọn vật liệu cho trục

Vật liệu chế tạo trục cần có độ bền cao, khả năng phân tán ứng suất tốt, dễ gia công và có thể nhiệt luyện Thép hợp kim là lựa chọn chính để sản xuất trục, và do hộp giảm tốc thường chịu tải trọng trung bình, thép 45 là loại vật liệu phù hợp nhất.

(thường hóa) có giới hạn bền: σ b `0( N mm 2 )

V.2 Tính toán thiết kế trục về độ bền

V.2.1 Tính đường kính sơ bộ của trục

Theo công thức 10.9 ta có d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ] trong đó:

- d là đường kính trục sơ bộ (mm)

- [ τ ¿ là ứng suất cho phép với vật liệu bằng thép 45

Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn d1 = 30 (mm)

Theo bảng 10.2 tài liệu [1] trang 188 ta có chiều rộng ổ lăn của các trục là: d1 = 25 (mm) d2 = 35 (mm) d3 = 45 (mm)

Theo công thức: lmi = (1,2 ÷ 1,5)di

- Chiều dài Mayo bánh răng trụ và nửa khớp nối lắp trên trục I: lm13 = (1,2 ÷ 1,5) d1 = (1,2 ÷1,5) × 25 = 30 ÷ 37,5 mm lm13 nhỏ hơn chiều rộng vành răng bánh dẫn b 1 U mm nên chọn lm13 55 mm

Nửa trục đàn hồi: lm12 = (1,4 ÷ 2,5) d1 = (1,4 ÷2,5) × 25 = 35 ÷ 62,5 mm

- Chiều dài Mayo bánh răng trụ trên trục II: lm22 = (1,2 ÷1, 5)d2 = (1,2 ÷1,5).35 = 42 ÷ 52,5 mm

Chọn: lm22 = 50 mm bằng chiều rộng vành răng b 2 P l m23 =(1,2 ÷1,5) d 2 = 42÷ 52.5 mm

Chọn l m23 i bằng chiều rộng vành răng b 3 i

- Chiều dài Mayo bánh răng trụ và đĩa xích trên trục III: lm32 = (1,2 ÷1, 5)d3 = (1,2 ÷1,5) × 45 = 54 ÷ 67,5 mm

Chọn l m32 d bằng chiều rộng vành răng b 4 d mm

Theo bảng 10.3 trang 189 tài liệu [1] ta có:

- Khoảng cánh từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hay khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 8…15 mm chọn k1 = 10 mm

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

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ đỡ: k3 = 10…20 mm chọn k3 = 15 mm

- Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = 15 ÷ 20 mm lấy hn = 15 mm

Theo công thức 10.14 trang 190 tài liệu [1]: l c 12 =0,5 × ( l m12 + b 01 ) +k 3 +h n =0,5 × (60+19)+ 15 +15i,5 (mm) l c 33 =0,5× ( l m33 + b 03 ) + k 3 +h n = 0,5 × (70+19)+15+ 15t,5 (mm)

Theo bảng 10.4 trang 191 tài liệu [1], hộp giảm tốc bánh răng trục hai cấp phát triển (dựa trên hộp giảm tốc hai cấp đồng trục) có công thức tính toán cho các trục như sau:

+ Trục I l13 = 0,5( lm13 + b01 ) + k1 + k2 =0,5 × (55 + 19) +10+10 = 57 (mm) l12 = -lc12= - 69,5 (mm)

+ Trục II l22 = 0,5 x (lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5 x (50 + 21) + 10 + 10 = 55,5 (mm) l23 = l22 + 0,5 x (lm22 + lm23) + k1 = 55,5 + 0,5 x (50 + 69) +10 = 125 (mm) l21 = lm22 + lm23 + 3k1 + 2k2 + b02 = 50 + 69 + 30 + 20 + 21 = 190 (mm)

+ Trục III l33 = l23 = 125 (mm) l32 = l21 + lc33 = 190 + 74,5 = 264,5 (mm)

V.2.3 Phân tích lực tác dụng lên các bộ truyền:

1 Cặp bánh răng cấp nhanh Đường kính vòng chia của bánh dẫn d 1 Q.55 mm Đường kính vòng chia của bánh bị dẫn d2 = 198,45 mm

Lực hướng tâm: F r 1 =F r2 = F t 1 tan ⁡(α ) cos ⁡ ( β ) = 1530.44 × tan ⁡ (20 ) cos ⁡ (14.07 0 ) W4.26 N Lực do nối trục gây ra:

Trong đó: D0 = 100 mm tra bảng phụ lục 11.6/423 tài liệu Bài tập Chi tiết máy Chọn Fnt = 295 N

Lực Momen uốn tác dụng lên bánh răng nghiêng là:

2 Cặp bánh răng cấp chậm Đường kính vòng chia của bánh dẫn d3 = 90 mm Đường kính vòng chia của bánh bị dẫn d4 = 230 mm

Lực tác dụng lên trục đĩa xích : F x =k x × F t = 1,15 x 3419,75 = 3932,7 N

+∑ M y /A =0≤¿− F nt × 69,5−F t1 × 55,5+ F Bx ×190=0 ¿> F Ax h0,48 N ¿> F Ay 54,48 N ¿> F Bx U4.96 N ¿> F By !9,78 N

- Mô men tại các điểm nguy hiểm:

- Tính đường kính cuả trục tại các tiết diện: d ≥ √ 3 0,1 M tdj [ σ ]

Theo bảng 10.5/195 tài liệu [1] với d1 = 25 mm ta có [ σ ]= 66,25 Mpa

+ Đường kính tại tiết diện C-C : d C ≥ √ 3 0,1 87248,61 × 66,25 #,62 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện A-A : d A ≥ √ 3 0,1 39842,3 ×66,25 ,19( mm)

+ Đường kính tại tiết diện D-D :9 d D ≥ √ 3 0,1× 42631,66 66,25 ,6 (mm)

Tuy nhiên do trục nối với động cơ 4A132S4Y3 có đường kính 25 mm nên ta chọn dD = (0,8÷1,2)dđc = 25 mm

Do đó theo kết cấu ta chọn: dD = 25 mm, dA = dB = 30 mm, dC = 35 mm

+∑ M y /A =0≤¿− F t3 × 125 + F t 2 × 55,5+ F Bx × 190=0 ¿> F Ax ,31 N ¿> F Ay 5,48 N ¿> F Bx 73,52 N ¿> F By 4,39 N

Theo bảng 10.5/195 tài liệu [1] với d2 = 35 mm ta có [ σ ] = 59,75 Mpa

+ Đường kính tại tiết diện C-C : d C ≥ √ 3 0,1× 128416,24 59,75 ',8 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện D-D : d D ≥ √ 3 0,1 174200,02 × 59,75 0,77 (mm)

Tuy nhiên d 2 có đường kính 35 mm nên ta chọn dA = 35 mm

Do đó theo kết cấu ta chọn: dA = dB = 35 mm, dC = dD = 45 mm

+∑ M y /A =0≤¿ F t 4 × 125−F x ×264,5 + F Bx × 190= 0 ¿> F Ax &44,73 N ¿> F Ay = 401,35 N ¿> F Bx 354,16 N ¿> F By w1,82 N

+ Đường kính tại tiết diện C-C : d C ≥ √ 3 0,1 420825,97 × 53,25 B,91 (mm)

+ Đường kính tại tiết diện B-B : d B ≥ √ 3 0,1 430028,91 × 53,25 = 43,22 (mm)

Tuy nhiên d 3 có đường kính 45 mm nên ta chọn nên ta chọn dD = 45 mm Do đó theo kết cấu ta chọn: dD = 45 mm, dA = dB = 55 mm, dC = 65 mm

V.2.5.1 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

- Đường kính trục dC-C = 35 mm, tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [1].

Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) chiều sâu rãnh then trên trục t 1 =5 chiều sâu rãnh then trên bạc t 2 =3,3 Trục có I có 2 then

- Theo bảng 10.6 tài liệu [1] trang 196 :

- Theo tài liệu [1] bảng 10.7 trang 197 ta tìm φ σ ;φ τ φ σ =0,05 ; φ τ = 0

- Momen tại tiết diện nguy hiểm C-C

- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ do trục quay : σ a =σ max = M

- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ khi trục quay 1 chiều : τ a =τ m = τ max

- Theo bảng 10.10 tài liệu [1] trang 198 ta chọn : ε σ =0,865 ;ε τ =0,795

- Theo bảng 10.12 tài liệu [1] trang 199 ta chọn :

- Theo bảng 10.11 tài liệu [1] trang

- Đường kính trục dD-D = 45 mm,tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [1].

Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) chiều sâu rãnh then trên trục t 1 =5,5 chiều sâu rãnh then trên bạc t 2 =3,8

Trục có II có 2 then

- Momen tại tiết diện nguy hiểm D-D

- Theo bảng 10.10 tài liệu [1] trang 198 ta chọn : ε σ =0,81 ; ε τ =0,76

- Đường kính trục dC-C = 65 mm,tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [1].

Trục có III có 2 then

V.2.5.2 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh

M max và T max là các giá trị tối đa của momen uốn và momen xoắn tại tiết diện nguy hiểm N, được đo bằng mm Giới hạn chảy của vật liệu làm trục là σ ch, trong đó σ tđ được tính bằng công thức √(σ² + 3τ²) = √(17,4² + 3 × 4,6²), cho kết quả là 2 MPa, nhỏ hơn hoặc bằng giới hạn σ = 272 MPa.

M max và T max đại diện cho momen uốn và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm N (mm) Giới hạn chảy của vật liệu làm trục được ký hiệu là σ ch (MPa) Công thức tính σ tđ là √(σ² + 3τ²), với các giá trị σ = 2,13 và τ = 5,8, cho ra kết quả σ tđ = √(2,13² + 3 × 5,8²) ≤ [σ]'2 MPa.

M max và T max là momen uốn và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm N, với σ ch là giới hạn chảy của vật liệu làm trục Công thức tính σ tđ được xác định là √(σ² + 3τ²), với các giá trị cụ thể là √(8,85² + 3 × 6,6²) = 5 MPa, và điều kiện σ tđ ≤ [σ]'² MPa.

CHƯƠNG VI : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VI.1 Trục I

Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) chiều sâu rãnh then trên trục t 1 =5 chiều sâu rãnh then trên bạc t 2 =3,3

- Vì điều kiện l ≤1,5 d=¿l ≤ 1,5 × 35R,5 mm theo tiêu chuẩn bảng 9.1a trang

173 tài liệu [1] ta chọn l C−C = 45 mm

- Điều kiện bền dập : σ d = 2T 1 dl (h−t 1 ) = 2× 39447,1

 Then đảm bảo độ bền dập,

- Điều kiện bền cắt : τ c = 2 T 1 dlb = 2 × 39447,1

 Then đảm bảo độ bền cắt.

Trong đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) chiều sâu rãnh then trên trục t 1 =4 chiều sâu rãnh then trên bạc t 2 =2.8

- Vì điều kiện l ≤1,5 d =¿l ≤1,5 × 257,5 mm theo tiêu chuẩn bảng 9.1a trang

173 tài liệu [1] ta chọn l D−D 2 mm

- Điều kiện bền cắt : τ c = 2 T 1 dlb = 2 × 39447,125× 32× 8 ,33 MPa≤ [ τ c ]

+ Với [ σ d ] là ứng suất dập cho phép, MPa tra bảng 9.5 trang 178 tài liệu [1] ta chọn then cố định tải va đập nhẹ ¿> [ σ d ] 0 MPa

+ Với [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép, MPa tải va đập nhẹ ¿> [ τ c ] = ( 20 ÷ 30 ) ta chọn

- Vì điều kiện l ≤1,5 d=¿l ≤ 1,5× 45g,5 mm theo tiêu chuẩn bảng 9.1a trang

173 tài liệu [1] ta chọn l D−D V mm

- Điều kiện bền dập : σ d = 2T 2 dl( h−t 1 ) = 2 × 145047,4

- Điều kiện bền cắt : τ c = 2 T 2 dlb = 2 ×145047,4

- Vì điều kiện l ≤1,5 d=¿l ≤ 1,5 × 45g,5 mm theo tiêu chuẩn bảng 9.1a trang

173 tài liệu [1] ta chọn l C−C P mm

- Điều kiện bền dập : σ d = 2T 3 dl ( h−t 1 ) = 2 ×363472,1

- Đường kính trục dD-D = 45 mm, tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [1].

173 tài liệu [1] ta chọn l D−D c mm

- Điều kiện bền dập : σ d = 2T 3 dl( h−t 1 ) = 2× 363472,1

Trục Tiết diện then b x h Chiều dài then l t 2 t 1 Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm điều kiện dập(N.mm bền 2 ) điều kiện cắt(N.mm bền 2 )

CHƯƠNG VII : THIẾT KẾ Ổ LĂN

VII.1 Trục đầu vào trục I

- Đường kính tại vị trí ổ lăn dA = dB = 30 mm

- Đường kính tại vị trí bánh răng dC = 35 mm

- Lực tác dụng lên ổ lăn: ¿> F Ax h0,48 N ¿> F Ay 54,48 N ¿> F Bx U4.96 N ¿> F By !9,78 N

Sơ đồ bố trí các ổ trục như hình vẽ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B

Tải trọng tác dụng lên ổ A lớn hơn nên ta chọn ổ theo A

767,3 =0,5 >0,3 chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy

- Với đường kính tại vị trí ổ lăn d = 30 mm tra bảng P2.12 trang 263 tài liệu

[1] ta chọn ổ lăn cỡ nhẹ hẹp có các thông số như sau :

Kí hiệu ổ d , mm D, mm B = T mm r, mm r 1 , mm C, kN C 0 , kN

VII.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

13300 =0,03 tra bảng 11.4 trang 215 tài liệu [1], hệ số tải trọng thực e = 0,34

- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm Y và hệ số tải trọng dọc trục X

+ v hệ số kể đến vòng nào quay: chọn vòng trong quay v

Tra bảng 11.4 tài liệu [1] ta có : X = 0,45 ; Y = 1,62

- Tải trọng quy ước : Q= ( X V F rA + Y F a ) K t K đ

Trong đó : + Kt = 1 hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ

+ Kđ = 1 hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng

Theo công thức 11.13 trang 219 tài liệu [1] ta có: L= L h 10 60 6 n

Với Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : L h =(10 ÷ 25)10 3 theo bảng 11.2 tài liệu [1] ta chon Lh 10 3

Trong đó : + Q tải trọng động quy ước

+ L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ m bậc của đường cong mỏi : ổ bi nên m = 3

Theo bảng 11.6 tài liệu [1] ta có : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47

VII.1.4 Số vòng quay tới hạn của ổ :

- Công thức tính số vòng quay tới hạn : n t h = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m

Trong đó : [ d m n ] =5,5.10 5 thông số vận tốc quy ước theo bảng 11.7 trang

+ k2 = 1 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8 trang 222 tài liệu [1] + k3 = 0,9 hệ số tuổi thọ Lh 10 3

2 = 46 mm đường kính tâm con lăn n th = 5,5 × 10 5 × 1 × 0,9 × 1

 ổ lăn được chọn thỏa yêu cầu.

VII.2 Trục trung gian trục II

VII.2.1 Thông số trục II

- Đường kính tại vị trí bánh rang dC = dD = 45 mm ¿> F Ax ,31 N ¿> F Ay 5,48 N ¿> F Bx 73,52 N ¿> F By 4,39 N

Tải trọng tác dụng lên ổ B lớn hơn nên ta chọn ổ theo B

[1] ta chọn ổ lăn cỡ nhẹ có các thông số như sau :

Kí hiệu ổ d ,mm D, mm B, mm r, mm C, kN C 0 ,kN

13900 =0,03 tra bảng 11.4 trang 215 tài liệu [1] hệ số tải trọng thực e = 0,22

Tra bảng 11.4 tài liệu [1] ta có : X = 1 ; Y = 0

- Tải trọng quy ước : Q= ( X V F rB +Y F a ) K t K đ

- Công thức tính số vòng quay tới hạn : n th = [ d m n ] k 1 k 2 k 3 d m

+ k2 = 0,95 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8 trang 222 tài liệu [1] + k3 = 0,9 hệ số tuổi thọ Lh.10 3

2 S,5 mm đường kính tâm con lăn n th = 5,5 ×10 5 × 1 × 0,9 × 0,95

VII.3 Trục đầu ra trục III

VII.3.1 Thông số trục III

- Đường kính tại vị trí bánh răng dC = 60 mm, dD = 45 mm

- Lực tác dụng lên ổ lăn: ¿> F Ax &44,73 N ¿> F Ay = 401,35 N ¿> F Bx 354,16 N ¿> F By w1,82 N

[1] ta chọn ổ lăn cỡ trung có các thông số như sau :

- Vì không có lực dọc trục F a 3 =0 nên ta có : X = 1 ; Y = 0

Với Lh tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ : L h =(10 ÷ 25)10 3 theo bảng 11.2 tài liệu [1] ta chon Lh= 20.10 3

+ k2 = 0,9 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8 trang 222 tài liệu [1] + k3 = 0,9 hệ số tuổi thọ Lh 10 3

2 = 72,5 mm đường kính tâm con lăn n th = 5,5 ×10 5 × 1 × 0,9 × 0,9

Bôi trơn ổ lăn có mục tiêu chính là tạo ra một màng dầu bôi trơn để ngăn chặn sự tiếp xúc trực tiếp giữa các bề mặt kim loại Việc này mang lại nhiều lợi ích, bao gồm giảm ma sát và mài mòn, giảm nhiệt độ sinh ra trong ổ, kéo dài tuổi thọ của ổ, ngăn ngừa sự hình thành gỉ sét, và bảo vệ các bề mặt tiếp xúc khỏi bụi bẩn và tạp chất.

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ do vận tốc bánh răng thấp, không phù hợp với phương pháp bắn tóe để dẫn dầu vào hộp bôi trơn Khoảng 80-90% tổng số ổ lăn hoạt động ở nhiệt độ dưới 70-100°C, vì vậy mỡ calcium được chọn để làm việc ở nhiệt độ 60°C Mỡ bôi trơn có nhiều ưu điểm nổi bật.

+ Hệ số ma sát lớn nên chịu được tải trọng lớn

+ Bảo vệ chi tiết khỏi bẩn lâu hơn dầu

+ Giá thành rẻ hơn dầu

+ Khả năng thoát nhiệt kém

+ Khó được bôi trơn tập chung

Che chắn ổ lăn có vai trò quan trọng trong việc ngăn ngừa bụi, hạt mài mòn và nước từ bên ngoài xâm nhập vào ổ, đồng thời giữ cho dầu và mỡ bên trong không bị rò rỉ ra ngoài Bên cạnh đó, thiết bị này cũng giúp ngăn chặn dầu bôi trơn từ các chi tiết máy khác rơi vào ổ, đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu của ổ lăn.

Vì vận tốc trung bình và chậm nên ta chọn vòng phớt.

VII.6 Cố định trục theo phương pháp dọc trục Để cố định trục theo phương pháp dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm kim loại giữa nắp hộp và thân hộp giảm tốc Nắp của ổ lắp với hộp bằng vít loại này dễ chế tạo và lắp ghép.

CHƯƠNG VIII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

VIII.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân :

Vật liêu là gang xám GX 15-32

Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

Bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và tân đi qua đường tâm các trục, nhằm tạo điều kiện thuận lợi cho việc lắp ghép các chi tiết Đồng thời, chúng ta lựa chọn bề mặt lắp ghép song song với mặt đế hộp để đảm bảo tính chính xác và hiệu quả trong quá trình lắp ráp.

VIII.2 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp: Dựa vào bảng 18-1 trang 85 – Tài liệu [2]

Tên gọi Biểu thức tính toán

❑ 1 = 0,9.8 = 7,2 mm chọn ❑ 1 = 7 mm Gân tăng cứng

+ Độ dóc e = (0,8…1)  chọn e = 8 mm h < 58 khoảng 2 o Đường kính

+ Bu lông ghép bích nắp và thân d 3

+ Vít ghép nắp cửa thăm d 5

 Chọn d 5 = 10 mm Mặt bích ghép nắp và thân

+ Chiều dày bích thân hộp S 3

+ Bề rộng bích nắp và thân K 3

+ Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

+ Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ

+ Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E 2 và C (k là khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ) Ổ lăn trục I Ổ lăn trục II Ổ lăn trục III

+ Chiều dày ( khi không có phần lồi

Khi có phần lồi D d , S 1 và S 2

D d xác định theo đường kính dao khoét

+ Bề rộng mặt đế hộp K 1 và q K 1 = 3 d 1 = 54 mm q ≥ K 1 + 2 = 90 mm Khe hỡ giữa các chi tiết

+ Giữa bánh răng với thành trong hộp

+ Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

+ Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

1 ≥ 5 = 40 mm và phụ thuộc vào hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp

Số lượng bu lông nền Z Z= (200+300 L+B ) (chọn Z = 4 )

CHƯƠNG IX: CÁC CHI TIẾT PHỤ

IX.1 Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ trong ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn dầu.

IX.2 Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của vỏ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ nhanh bị hỏng.

Ta chọn chốt dịnh vị hình trụ có : d = 8 mm chiều dài l = 58 mm

IX.3 Nắp quan sát Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi

Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 98 tài liệu [2] ta lấy:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất gia tăng Để điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi nhằm giảm áp suất hiệu quả.

Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 tài liệu [2]:

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi bặm và hạt mài, hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo đầu.

Chọn M20x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 tài liệu [2] d b m f L e q D S D0

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc Vị trí lắp đặt nghiêng 45 0 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.

Tổng kết đặc tính của hệ