Đề tài Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ ššY›› ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN & THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC HAI CẤP GVHD: Nguyễn Minh Huy SVTH: Nguyễn Thế Dân MSSV: 2003130078 LỚP:04DHCK2 NĂM HỌC: 2015-2016 TP. HỒ CHÍ MINH, THÁNG 12 NĂM 2015 CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Cán bộ hướng dẫn 1: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ hướng dẫn 2: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ hướng dẫn 3: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 1 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 2 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 3 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP, TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . .  LỜI CẢM ƠN Không có sự thành công nào mà không gắn liền với những sự hỗ trợ, giúp đỡ dù ít hay nhiều, dù trực tiếp hay gián tiếp của người khác. Trong suốt thời gian từ khi bắt đầu học tập ở giảng đường đại học đến nay, em đã nhận được rất nhiều sự quan tâm, giúp đỡ của quý Thầy Cô, gia đình và bạn bè. Với lòng biết ơn sâu sắc nhất, em xin gửi đến quý Thầy Cô ở Khoa Công Nghệ Cơ Khí – Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM đã cùng với tri thức và tâm huyết của mình để truyền đạt vốn kiến thức quý báu cho chúng em trong suốt thời gian học tập tại trường. Và đặc biệt, trong học kỳ này, Khoa đã tổ chức cho chúng em được tiếp cận với môn học mà theo em là rất hữu ích đối với sinh viên ngành Chế Tạo Máy chúng em. Đó là môn học "Đồ Án Chi Tiết Máy”. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Huy đã tận tâm hướng dẫn em trong quá trình làm đồ án. Nếu không có những lời hướng dẫn, dạy bảo của thầy thì em nghĩ bài thu hoạch này của em rất khó có thể hoàn thiện được. Một lần nữa, em xin chân thành cảm ơn thầy. Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn. Và đây chỉ là những bước đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế và còn nhiều bỡ ngỡ. Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn. Nhận xét của GVHD MỤC LỤC THÔNG SỐ ĐỀ CHO P = 27,5 (kW) n = 75 (vg/ph) Thời gian làm việc Lh=16000h, làm việc 3 ca. Hình 1.2 Sơ đồ phân bố tải trọng T 0.9T 0.7T 0.3t 0.5t 0.2t T Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải Động cơ - 2. Bộ truyền đai, 3. Ổ lăn - 4. Trục - 5. Bánh răng nghiêng CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Xác định công suất động cơ Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau: Trong đó: : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) : cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW) : hiệu suất truyền động Tính hiệu suất: được tính theo công thức:  Với: ηd: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95 :hiệu suất bánh răng: 0,97 :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99 Tính công suất tính toán: = 23,85 (kW) Công suất cần thiết của động cơ: Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ: Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức ut= uh. ud Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau: usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh= 12 (chọn từ 8÷40) usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5) Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph Số vòng quay sơ bộ của động cơ: vg/ph Chọn động cơ theo điều kiện: Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau: Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3 Động cơ có các thông số kỹ thuật sau: Pdc = 30 kW ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz) Hệ số công suất Phân phối tỉ số truyền Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ: Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12 Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) : Tính lại ud theo u1 và u2: Kiểm nghiệm ud: Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể. Lập bảng thông số kỹ thuật Phân phối công suất trên các trục: (kW) (kW) (kW) (kW) Tính số vòng quay trên các trục vg/ph vg/ph vg/ph Tính momen xoắn trên các trục: (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật Trục Thông số Động cơ I II III Công suất P (kW) 32 31,705 30,447 29,239 Tỷ số truyền u 3,26 3,46 3,46 Số vòng quay n (vòng/phút) 2943 902,7 261 75 Momen xoắn T (Nmm) 103839,6194 335419,0207 1114056,897 3723099,333 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN Chọn loại đai và tiết diện đai : Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc, khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, .... mà ta có thể chọn các loại đai như đai dẹt, đai thang, đai răng,..... với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang. Ta có các thông số: P = 30 kW n = 2943 vòng/phút u = 3,26 Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại Ƃ với: bt = 14 mm b = 17 mm h = 10,5 mm y0 = 4 mm A = 138mm2 d1= 140÷280mm. Xác định các thông số của bộ truyền : Đường kính bánh đai nhỏ : Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d1=160 mm. Vận tốc đai nhỏ : Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường. Đường kính bánh đai lớn : Giả sử ta chọn hệ số trượt : = 0,02 Theo công thức 4.2[1] trang 53, ta có : d2 = u.d1(1- ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn : d2 = 500 mm Tỉ số truyền thực tế : Sai lệch với giá trị ban đầu ≈ 2,2 %. Khoảng cách trục sơ bộ : Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có : Khi u = 3,26 Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3 Chiều dài tính toán của đai : Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có : Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m. Số vòng chạy của đai trong một giây : ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m. Khi đó điều kiện được thoả Tính chính xác khoảng cách trục : Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có : Trong đó : Do đó : Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép. Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm Góc ôm bánh đai nhỏ : Theo công thức 4.7[1] trang 53, ta có : nên chọn đai vải cao su Xác định số dây đai : Theo công thức 4.16[1] trang 60, ta có : Trong đó : Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW [Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn : [P0] = 5,93 Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 [1] trang 61, ta lấy : Cα = 0,92 Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1] trang 61, ta lấy : Cu=1,14 Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 [1] trang 61, ta lấy : Cl = 1,0 Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1 Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,0 Do đó : Vậy ta chọn : z = 5 Chiều rộng bánh đai B : Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có : t = 19; e = 12,5; ho = 4,2; Theo công thức 4.17[1] trang 63, ta có : B = (z -1) t + 2e = (5 -1)19 + 2.12,5 = 101 mm Đường kính ngoài của bánh đai : da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục : Lực căng đai ban đầu : Theo công thức 4.19[1] trang 63, ta có ; Tính lực li tâm : Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có : Trong đó : qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có : qm = 0,178 v = 24,65 m/s. Suy ra : Vậy : Lực tác dụng lên trục : Theo công thức 4.21[1] trang 63, ta có : Thông số của bộ truyền đai : Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai STT Thông số Giá trị 1 Bánh đai nhỏ d1 = 160 mm 2 Bánh đai lớn d2 = 500 mm 3 Vận tốc v = 24,65m/s 4 Khoảng cách trục a = 710 mm 5 Chiều dài đai L = 2500mm 6 Góc ôm α1 = 152,750 7 Số dây đai z = 5 8 Chiều rộng bánh đai B = 101mm 9 Đường kính ngoài của bánh đai da = 168,4mm 10 Lực căng đai ban đầu F0 = 105,621N 11 Lực li tâm Fv = 108,156N 12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1026,778N CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Các thông số kĩ thuật Tổng thời gian làm việc, làm việc 3 ca Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền Số vòng quay trục Momen xoắn T Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền Số vòng quay trục Momen xoắn T 3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 3.1.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285 có, , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có, , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi (chu kì) Ta thấy nên chọn để tính toán Suy ra Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có (SH=1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc Bánh chủ động Bánh bị động Giới hạn mỏi uốn Bánh chủ động Bánh bị động Ứng suất tiếp cho phép Tính toán sơ bộ Ứng suất uốn cho phép Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);) Ứng suất quá tải cho phép 3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a, trang 96, [1] Với - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5, trang 96, [1] T2=- Momen xoắn trên trục bánh chủ động ; - Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với bảng 6.7, trang 98, [1] => Chọn 3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun: Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng Ta chọn z3= 34 răng Số bánh răng lớn, chọn z4 = 118 răng Do đó tỷ số truyền thực Góc nghiêng răng: 𝛽 thoả mãn điều kiện 3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền Trong đó Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1]) ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1]) Với βb Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh Với αt là góc profin răng và αtw là góc ăn khớp Zε Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Hệ số trùng khớp dọc Hệ số trùng khớp ngang Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1] Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc (công thức 6.39, trang 106, [1]) Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1]) Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động Với mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 ta chọn Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có Với Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, [1]) Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1]) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ mm Bề rộng vành răng Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thì, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là do đó, với vòng đỉnh răng là, , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1] Như vậy => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc 3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn Xác định số răng tương đương Theo bảng 6.7, trang 98, [1],. Theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1] Với Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, [1]) Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1]) Hệ số dạng răng theo bảng 6.18, trang 109, [1] Đối với bánh dẫn: Đối với bánh bị dẫn: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với, , , ( Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1] Độ bền uốn tại chân răng 3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Hệ số quá tải động cơ Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1] Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Giá trị Khoảng cách trục Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Số răng bánh răng 18 Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Góc profin răng Góc ăn khớp 3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 3.2.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285 có, , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 245HB Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có, , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB2 = 230HB 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi Ta thấy nên chọn để tính toán Suy ra Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có (SH=1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc Bánh chủ động Bánh bị động Giới hạn mỏi uốn Bánh chủ động Bánh bị động Ứng suất tiếp cho phép Tính toán sơ bộ Ứng suất uốn cho phép Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có (do quay 1chiều);) Ứng suất quá tải cho phép 2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên Với ; Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1]) 3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn Chọn sơ bộ góc nghiêng răng Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ , chọn z1 =34 răng Số bánh răng lớn, lấy Do đó tỷ số truyền thực Góc nghiêng răng 3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền Trong đó Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1]) Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1]) Với Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh Với αt là góc profin răng và αtw là góc ăn khớp Zε Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Hệ số trùng khớp dọc Hệ số trùng khớp ngang Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1] KH Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc (công thức 6.39, trang 106, [1]) Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1]) Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động Với : Đường kính vòng lăn bánh chủ động theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 8 ta chọn Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có Với Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1]) Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1]) Bề rộng vành răng Với v = 6,67 (m/s) > 5 (m/s) thì, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công với độ nhám là do đó, với vòng đỉnh răng là, , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1] Như vậy => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc 3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn Xác định số răng tương đương Theo bảng 6.7, trang 98, [1], , theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 6,67 m/s và cấp chính xác 8, Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1] Với Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, [1]) Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, [1]) Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18, trang 109, [1] Đối với bánh dẫn: Đối với bánh bị dẫn: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1] Độ bền uốn tại chân răng 3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Hệ số quá tải Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1] Bảng 3.2 : Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Giá trị đã tính Khoảng cách trục Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia 3 Đường kính đỉnh răng 3 Đường kính đáy răng Góc profin răng Góc ăn khớp CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY 4.1 Tính toán trục, then Thông số thiết kế: Momen xoắn trên các trục: Trục I: Trục II: Trục III: Qui ước các kí hiệu: k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ i = 2..s : với s là số chi tiết quay lk: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k lmki: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k lcki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. bki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k 4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục: Dựa vào bảng 6.1 trang 92 [1] chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 241..285, và ứng suất xoắn cho phép: [τ]=15..30 MPa (tr.188 [1]) Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : Tra bảng 10.2, trang 189, [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn : (Tra bảng 1.7, trang 243, [1] ta chọnmm) Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 là Chọn Trục I: Trục II: Trục III: 4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: k1=15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2=10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k3=20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn=20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1], trang 198, ta có: Chiều dài mayơ bánh răng: . Chọn lm12 = 50 mm lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60). Chọn lm13 = 55 mm . Chọn lm22 = 80 mm.. Chọn lm23 = 85 mm= (108 ÷ 135). Chọn lm32 = 115 mmChọn lm33 = 120 mm 4.1.2.1. Trục I: 4.1.2.2. Trục III: lc33 = 0,5(lm33 + b3)+ k3 +hn = 0,5(120 + 43) + 20 + 20 =121,5mm 4.1.2.3. Trục II: 4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1]) Cặp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Cặp bánh răng cấp chậm: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục:  4.1.4 Lực tác dụng Lực bộ truyền đai: Hình 4.1 Sợ đồ phân bố lực trên các trục: 4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 4.1.5.1 Trục I Sơ đồ tính khoảng cách trục 1 Tìm phản lực tại các gối đỡ (với M1 = Fa1 . dw1/2 =. 140,93/2 = 91194,18 (N) ) Tính phản lực tại 2 ổ lăn Xét mặt phẳng oyz, ta có phương trình sau: Xét mặt phẳng oxz, ta có phương trình sau: Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có:  Hình 4.2 Biểu đồ nội lực trục I Đường kính tại các tiết diện: Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có: Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 40 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 61 MPa Chọn đường kính tiêu chuẩn: d10 = 40 (mm) ; ; ; 4.1.5.2 Trục II Sơ đồ tính khoảng cách trục 2 Tìm phản lực tại các gối đỡ M2 = Fa2 . dw2/2 = 1294,177. 489,13/2 = 316510,398 N M3 = Fa3 . dw3/2 = 4298,46. 140,93/2 = 302890,9839 N Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 209, ta có:  Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trục II Tính đường kính trục tại các tiết diện j: Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có: Vật liệu là thép 45 có σb 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d2 = 60 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 54 MPa Do đó ta có: ; ; Chọn đường kính tiêu chuẩn: d20 = d23=60 (mm) ; ; 4.1.5.3 Trục III Sơ đồ tính khoảng cách trục 3 Tìm phản lực tại các gối đỡ M4 = Fa4 . dw4/2 = 4298,46. 489,13/2 = 1051252,87 N Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 194, ta có: Tính đường kính trục tại các tiết diện j: Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có: Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d3 = 90 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 51MPa Do đó ta có: Chọn đường kính tiêu chuẩn: d30 = d32=90(mm) ; d31= 95 (mm) ; d33=85 (mm) Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục III 4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1, trang 173[1] và 9.2, trang 173[1]: (Khi và không thỏa mãn điều kiện trên thì ta tăng chiều dài mayơ lm, nếu không được có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, khi đó mỗi then có thể tiếp nhân 0,75T.) Với lt = (0,8÷0,9)lm, llv = lt – b Trong đó: ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục T: mômen xoắn trên trục, Nmm lt: chiều dài then b,h,t: các kích thước của then [sd]: ứng suất dập cho phép, MPa [tc]: ứng suất cắt cho phép Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a[1] Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau: Với tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định: [σd] = 150 (MPa) Bảng 9.5 trang 178, [1] [τc] = 60 ÷90 (MPa) Trang 174, [1] Khi đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt Bảng 4.1 : Các thông số của then bằng Tiết diện T (Nmm) d b h t1 t2 lt 10 3354419,0207 40 12 8 5 3,3 45 124,22 31,05 12 335419,0207 50 16 10 6 4,3 45 74,53 18,63 21 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 70 101 22,73 22 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 70 101 22,73 31 3723099,333 95 28 16 10 6,4 100 49 10,5 33 3723099,333 85 25 14 9 5,4 100 65,7 13,14 Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt. 4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi: Với thép C45 tôi cải thiện : →б-1 = 0,436.=0,436.850 = 370,6 (MPa) τ-1 = 0,58.б-1 = 214,9 (MPa) Theo bảng 10.7 trang 197[1] ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05 Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: Điều kiện thỏa bền mỏi là: : hệ số an toàn cho phép : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: công thức 10.25, 10.26[1]: Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5÷0,63μm. Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,1. Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1 Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199, [1] Ta có: Kσ = 2,01, Kτ = 1,88 Độ bền tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo do ứng suất dẻo quá lớn hoặc gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiệm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh Công thức thực nghiệm có dạng : Trong đó : Tra các bảng 10.10 và 10.11, trang 198, [1] và tính toán các công thức trên ta đươc bảng sau Bảng 4.2 Các thông số về độ bền mỏi Tiết diện d Tỉ số do Tỉ số do s Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 40 2,36 2,535 2,41 1,92 2,635 2,51 - 5,83 - 11 45 2,535 1,92 2,635 2,02 15,98 11,05 9,08 12 50 2,48 3,085 2,47 2,35 3,185 2,57 5,6 11,26 5 21 70 3,085 2,35 3,185 2,45 13,23 7,82 6,73 22 70 3,085 2,35 3,185 2,45 2,76 7,82 2,6 31 90 3,085 2,35 3,185 2,45 6,24 6,23 4,4 32 95 2,84 3,085 2,67 2,35 3,185 2,77 42 6,45 6,37 33 85 2,84 3,085 2,67 2,35 3,185 2,77 - 4,62 - Ta thấy =1,52,5 nên các tiết diện trục thỏa mãn điều kiện về độ bền mỏi. 4.2 TÍNH TOÁN Ổ LĂN Thời gian làm việc: Lh = 16000 (giờ) Trục I: Số vòng quay n1 = 902,7 (vòng/phút) Phản lực tại các ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Lực dọc trục: Do α = 120 và Fa/Fr = 0,420,53 nên ta chọn ổ bi đỡ chặn Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau Bảng 4.4 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN) 66409 45 120 29 64 48,2 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1]) chọn e = 0,34 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay) Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ Ta có (nên ta chọn X=1, Y=0) (nên ta chọn X=0,45, Y=1,62) Tải trọng động qui ước: công thức 11.3, trang 214, [1] Q = (XVFR + YFa)ktkd Với Vòng trong quay nên : V= 1 Tải va đập nhẹ : kd = 1,2 Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (to<100 ) nên: kt = 1 Tại A : Tại B : Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay ) (triệu vòng) Khả năng tải động: Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động Kiểm tra tãi tĩnh Với ổ đỡ chặn α = 120 ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47 Như vậy nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh Trục II: Số vòng quay n2 = 261 (vòng/phút) Phản lực tại các ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Lực dọc trục ; Do α = 120 và Fa/Fr = (0,25 ÷ 0,9) nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ nhẹ hẹp Tra bảng P2.12 trang 264, [1] ta có bảng sau Bảng 4.5 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN) 66412 60 150 35 98 81 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1] chọn e = Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay) Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ Ta có: (nên ta chọn X = 0,45, Y = 1,62) (nên ta chọn X = 0, Y = 1) Tải trọng động qui ước: công thức 11.3, trang 214, [1] Q = (XVFR + YFa)ktkd Với Vòng trong quay nên : V= 1 Tải va đập nhẹ : kd = 1,2 Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (to<100 ) nên: kt = 1 Tại A : Tại B : Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay ) (triệu vòng) Khả năng tải động: Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động Kiểm tra tãi tĩnh Với ổ đỡ chặn α = 120 ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47 Như vậy nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh Trục III: Số vòng quay n3 = 75 (vòng/phút) Phản lực tại các ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Lực dọc trục: Do α = 120 và Fa/Fr = (0,37 ÷ 0,52) nên nên ta chọn ổ bi đỡ chặn Tra bảng P2.12 trang 264, [1] ta có bảng sau Bảng 4.6 Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ chặn, cỡ trung hẹp Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (mm) C0 (mm) 46318 90 190 43 129 125 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1] chọn e = 0,34 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay) Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ Ta có (nên ta chọn X=1, Y=0) (nên ta chọn X = 0,45, Y = 1,62) Tải trọng động qui ước: công thức 11.3, trang 214, [1] Q = (XVFR + YFa)ktkd Với Vòng trong quay nên : V= 1 Tải va đập nhẹ : kd = 1,2 Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (to<100 ) nên: kt = 1 Tại A : Tại B : Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay ) (triệu vòng) Khả năng tải động: Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động Kiểm tra tãi tĩnh Với ổ đỡ chặn α = 120 ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47 Như vậy nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 5.1 Thiết kế vỏ hộp Vỏ HGT có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi. Chỉ tiêu cơ bản của HGT là khối lượng nhỏ, độ cứng cao Vật liệu là gang xám GX 15-32. Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện. Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt. Mặt đáy HGT nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o. Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bảng như sau: Tên gọi Số liệu Chiều dày: Thân hộp Nắp hộp δ = 13mm δ1 =12 mm Gân tăng cứng: Chiều dày Độ dốc e = 12 mm Khoảng 20 Đường kính: Bulông nền Bulông cạnh ổ Bu lông ghép nắp bích và thân Vít ghép nắp ổ Vít ghép nắp cửa thăm d1 = 24 mm d2 = 18 mm d3 = 16 mm d4 = 10 mm d5 =10 mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp Chiều dày bích nắp hộp Bề rộng bích nắp và thân S3 = 24 mm S4 = 22 mm K3 = 51mm Kích thước gối trục: Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ Tâm lỗ bulông cạnh ổ (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao K2 = 55 mm E2 = 22 mm , k ≥ 28 mm, R2 = 24 mm C = 80 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: khi không có phần lồi Khi có phần lồi Bề rộng mặt đế hộp S1 = 32 mm Dd xác định theo đường kính dao khoét S1 = 34 mm S2 = 26 mm K1 = 72 mm , q1 = 96 mm Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong võ hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ = 14 mm Δ1 = 50 mm Δ ≥ 13mm Số lượng bulông nền 6 Bảng 5.1 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên HGT Bảng 5.2 Kích thước gối trục : đường kính ngoài và tâm lỗ vít (Tra bảng 18.2 [2] ) Trục D D2 D3 D4 H d4 Z I 85 100 125 75 10 M8 6 II 150 170 200 125 16 M12 8 III 190 200 225 140 16 M12 8 5.2 Các phụ kiện khác 5.2.1 Vòng móc Để nâng hay vận chuyển HGT người ta dùng vòng móc Chiều dày S = (2÷3)δ = 30 mm Đường kính lỗ vòng móc d = (3÷4)δ = 42mm 5.2.2 Chốt định vị: Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp gép ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Ta chọn chốt định vị hình côn: Hình 5.1 Chốt định vị d c l 8 mm 1,2 mm 50 mm 5.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có lắm thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18.5, trang 92, [2] Hình 5.2 Cửa thăm Bảng 5.3 Kích thước nắp quan sát A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 5.2.4 Nút thông hơi Khi làm việc nhiệt độ hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp Hình 5.3 Nút thông hơi Bảng 5.4 Kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 5.2.5 Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi bặm , hạt mài , cần phải thay lớp dầu mới . Để tháo dầu cũ , ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc đang làm việc thì được bịt kín bởi nút tháo dầu. Các kích thước tra bảng 18.7 trang 93, [2] Hình 5.4 Nút tháo dầu Bảng 5.5 Kích thước nút tháo dầu trụ d b m f L c q D S D0 M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 5.2.6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu Hình 5.5 Que thăm dầu 5.2.7 Vòng phớt Có tác dụng không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộp giảm tốc. Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt. Vòng phớt được sử dụng rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng. Nhưng cũng có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao. Hình 5.6 Vòng phớt 5.2.8 Vòng chắn dầu Không cho dầu mỡ trong bộ hộp tiếp xúc với bộ phận ổ lăn Hình 5.7 Vòng chắn dầu 5.3 Dung sai và yêu cầu kĩ thuật Dựa vào kết cấu làm việc, chết độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau (Bảng 20-4, trang 121, [2]): 5.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục: Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6. 5.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý: Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay. Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở. Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép h6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7. 5.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. 5.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp Chọn kiểu lắp lỏng H7/e8 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp và điều chỉnh. 5.3.5 Dung sai lắp ghép chốt định vị Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắm chặt P7/h6 5.3.6 Dung sai lắp ghép then lên trục: Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là Js9. Theo chiều cao sai lệch giới hạn kích thước then là h14 đối với trục Theo chiều cao sai lệch giới hạn kích thước then là h11 đối với bánh răng, bánh đai và đầu ra Bảng Dung sai lắp ghép Chi tiết Kích thước (mm) Mối lắp ES (μm) EI (μm) es (μm) ei (μm) Độ dôi Độ hở Bánh răng 1 50 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28 Bánh răng 2 70 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28 Bánh răng 3 70 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28 Bánh răng 4 105 H7/k6 +30 0 +25 +3 25 27 Ổ bi đỡ chặn d Ổ vòng ngoài Trục I 120 H7 +35 0 0 0 0 35 Trục II 150 H7 +40 0 0 0 0 40 Trục III 190 H7 +46 0 0 0 0 46 d Ổ vòng trong Trục I 45 h6 +25 0 0 0 0 25 Trục II 60 h6 +30 0 0 0 0 30 Trục III 90 h6 +35 0 0 0 0 35 bxh Then (của trục) Trục I 12x8 P9 -18 -61 0 0 61 18 16x10 P9 -18 -61 0 0 61 18 Trục II 20x12 P9 -22 -74 0 0 74 22 20x12 P9 -22 -74 0 0 74 22 Trục III 25x14 P9 -22 -74 0 0 74 22 25x14 P9 -22 -74 0 0 74 22 Then (bánh răng, bánh đai) Bánh Đai 12x8 Js9 +21 -21 0 0 21 21 Bánh răng 1 16x10 Js9 +21 -21 0 0 21 21 Bánh răng 2 20x12 Js9 +26 -26 0 0 26 26 Bánh răng 3 20x12 Js9/h8 +26 -26 0 -46 26 70 Bánh răng 4 25x14 Js9 +26 -26 0 0 43,5 43,5 Đầu ra 25x14 Js9 +26 -26 0 0 43,5 43,5 Chốt định vị 10 P7/h6 -9 -24 0 -9 24 0 Vòng chắn dầu Trục I 45 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 Trục II 60 H7/js6 +30 0 +9,5 -9,5 9,5 39,5 Trục III 90 H7/js6 +35 0 +9,5 -9,5 9,5 44,5 Vòng phớt Trục I 40 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 Trục III 90 H7/js6 +35 0 +9,5 -9,5 9,5 44,5 Nắp bích ổ lăn Trục I 120 H7/h6 40 0 0 -22 0 62 Trục II 150 H7/h6 40 0 0 -22 0 62 Trục III 190 H7/h6 46 0 0 -25 0 71 Nắp cửa thăm 150 H8/h7 +63 0 0 -40 0 103  TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Nhà xuất bản giáo dục Việt Nam [2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2 – Nhà xuất bản giáo dục Việt Nam [3] Võ Tuyển – Vẽ cơ khí – năm xuất bản 1/2011 [4] Lê Hồng Tuấn –Sức bền vật liệu – Nhà xuất bản đại học quốc gia TP. HCM – năm 2004 [5] Võ Tuyển – Lý Thanh Hùng – Giáo trình Dung sai lắp ghép vẽ kỹ thuật đo lường – năm suất bản 2010 [6] Nguyễn Hữu Lộc - Cơ sở thiết kế máy - Nhà xuất bản đại học quốc gia TP. HCM – năm 2004