Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

mm xx DDDDLDDL A        5/ Tính góc ôm 1 : 0012 1 144572,667 14056018057180    x A DD  Góc ôm đạt yêu cầu vì lớn hơn 1200 ( ở đây ta chọn đai sợi tổng hợp.(theo chú dẫn [1 tr 54]. 6/Xác định số đai cần thiết(z): z = P1Kđ / ([P0] CαC1CuCz) với P1 công suất bánh chủ động :5,03 kW [P0] công suất cho phép :tra bảng 4.19[1 tr 62] được 3.5. Kđ hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 [1 tr 55] được 1.35 Cα hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1, tra bảng 4.15 [1 tr 61] và nội suy ta được α1= 0.902. Tra bảng 4.16 [1 tr 61] với l/l0 =2500/1700=1.47 ta được C1= 1.097 Cu :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 [1 tr 61] được 1.14 Cz :hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra bảng 4.18 [1 tr 61] với P1/[P]=5.03/3.5=1.43 ta được Cz = 0.97 Vậy z = 5.03x1.35/(3.5x0.902x1.097x0.97)=2.02. Chọn z = 2. Chiều rộng bánh đai: B =   )(3510215)12(21 mmxetz  Với t, e tra bảng 4.21 [1 tr 63] với kí hiệu tiết diện đai A. Đường kính ngoài bánh đai Bánh dẫn: hDDn 211  = 140+ 2x 3.3= 146.6 (mm) Bánh bị dẫn: hDDn 222  = 560+2x3.3=566.6 (mm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 12 Với h0 tra bảng 4.21 [1 tr 63]. 7/ Tính lực căng ban đầu F0 và lực tác dụng lên trục FR Tính lực căng ban đầu F0 F0 = 780P1Kđ/(v Cαz)+Fv Với P1 tính ở trên :5.03 Kđ tính ở trên 1.35 v:vận tốc vòng :21.26 (m/s) Cα tính trên :0.902 Z số đai :2 Fv :lực căng do lực li tâm sinh ra. Đối với trường hợp này bộ truyền không tự động điều chỉnh được lực căng Fv= qm v2=0.105x21.262=47.46 (N) Với qm khối lượng trên một đơn vị chiều dài đai. Tra bảng 4.22 [1 tr 64] được 0.105. Suy ra F0 = 780x5.03x1.35/(21.26x0.902x2) + 47.46= 185.6 (N) Lực tác dụng lên trục FR FR= 2F0z sin( α1/2)=2x185.6 sin(1440/2)=353 (N). V.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng: Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau: Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền b N/mm 2 Giới hạn chảy ch N/mm 2 Độ cứng HB Bánh chủ động Thép 50 Tôi cải thiện 700…800 530 228…255 Bánh bị động Thép 50 Thường hóa 640 350 179…228 2. Định ứng suất cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 230 và HBbđ = 220. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 13 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2 [1 tr 91] : [σH] = ( σ 0 Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ 0 Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL. Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do đó chỉ còn : [σH] = ( σ 0 Hlim / SH) KHL [σF] = ( σ 0 Flim / SF) KFC KFL Với σ0Hlim, σ 0 Flim : lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ0Hlim = 2HB+70= 2x230+70 = 530 và σ0Flim = 1.8HB = 1.8x 230 = 414.(với bánh chủ động). SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động). KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều. KHLvà KFL hệ số tuổi thọ được tính CT 6.3 và 6.4 [1 tr 93]: KHL = Hm HEHO NN / KFL = Fm FEFO NN / ở đây : mH và mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trường hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : NHOcđ = 30 4.2HBH = 30x230 2.4 = 13972305 13.97x106 NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép. NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : NHE = 60c   iii tnTT 3 max/ NEF = 60c   ii m i tnTT F max/ Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 14 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 725, nbđ = 208,9 . Ti : mô men xoắn. Tmax = 598010,3 Nmm L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =530028 = 24000 (giờ) suy ra với bánh chủ động   iii tnTT 3 max/ = 24000x725x(1 3x 36/(36+15+12) + 0.93x 15(15+36+12) + 0.83x 12/(36+15+12))=14659914   ii m i tnTT F max/ =24000x725x(1 6x 36/(36+15+12) + 0.96x 15(15+36+12) + 0.86x 12/(36+15+12))=2126925. Suy ra NHEcđ = 60x 14659914= 879594840. NEFcđ = 60c x 2126925= 127615500. Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σH]cđ =530/1.1 = 481.8Mpa [σF]cđ = 414/1.75 = 236.6 Mpa (N/mm2). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ0Hlim = 2HB+70= 2x220+70=510 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 220 = 396. SH = 1.1 và SF = 1.75   iii tnTT 3 max/ = 24000x208.9(1 3x 36/(36+15+12) + 0.93x 15(15+36+12) + 0.83x 12/(36+15+12))=4224077.   ii m i tnTT F max/ =24000x208.9x(1 6x 36/(36+15+12) + 0.96x 15(15+36+12) + 0.86x 12/(36+15+12))=612848. Suy ra NHEbđ = 60x4224077 =.253444620 NEFbđ = 60x612848 = 36770880 Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σH]bđ =510/1.1x=463.6 MPa ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 15 [σF]bđ = 396 / 1.75 = 226.3 MPa (N/mm2). Vậy : [σH]cđ =530/1.1x=481.8 MPa. [σF]cđ = 414/1.75 = 326.6 MPa (N/mm2). [σH]bđ =510/1.1x= 463.6 MPa. [σF]bđ = 396/1.75 = 226.3 MPa (N/mm2). ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95] [σH]max = 2.8 σch = 2.8x 350 = 980 MPa [σF]cđmax = 0.8 σch = 0.8x 350 =280 MPa. [σF]bđmax = 0.8 σch = 0.8x 340 = 272 MPa. 3. tính sơ bộ khoảng cách trục: Sử dụng công thức 6.15a [1tr 96] : aw = Ka ( u 1)   3 2 1 baH H u KT   trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.  Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [1 tr 96] được Ka = 49.5 (Mpa)1/3 .  Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0.4. Suy ra Ψbd = 0.53 Ψba (u  1) = 0.53 x0.4(3.47 + 1)=0.95 (CT 6.16 [1 tr 97]. Tra bảng 6.7 với Ψbd = 0.95 và ở sơ đồ 5 ta được KHβ = 1.07.  T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 62937,8 Nmm.  [σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 481.8 Mpa.  U tỉ số truyền u = 3.47 Vậy aw = 49.5(3.47+1) 6.1984.047.38.481 07.18.62937 3 2 xx x mm 4. Xác định thông số bộ truyền Modun m= (0.010.02)aw = 1.98  3.96. Theo bảng 6.8 [1 tr 99] ta chọn m = 3. Số răng bánh răng nhỏ : CT 6.19 [1 tr 99] :z1 = 2aw /[m(u+1)]= 2x195/[3x(3.47+ 1)]=29.6 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 16 Chọn z1 = 29 suy ra z2 = uz1= 3.47x29 = 100.63.Chọn z2 = 100 Tổng số răng zt =z1+z2= 29+100= 129 Ta tính lại khoảng cách trục :aw = mzt / 2 = 3x129/2=193.5. Vậy tỉ số truyền thực u = z2/z1=100/29 =3.45. Chọn aw = 195 theo tiêu chuẩn nên cần có hệ số dịch chỉnh. 5. tìm hệ số dịch chỉnh: Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky : Theo công thức 6.22 [ 1 tr 100] :y = aw / m – 0.5(z1 +z2 )= 195/3 – 0.5(29+100) = 0.5. CT 6.23 :ky = 1000y/zt = 1000x0.5 / 129=3.876. Tra bảng 6.10a [1 tr 101] ta được kx = 0.115 Suy ra hệ số giảm đỉnh răng Δy : CT 6.24 [1 tr 100]: Δy = kx zt /1000 = 0.115x 129 / 1000 = 0.0148 Tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + Δy = 0.5 + 0.0148 = 0.5148 (CT 6.25) Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động :CT 6.26: x1 = 0.5[xt – ( z2 – z1 )y/ zt] = 0.5[0.5148 – (100 – 29) 0.5/ 129] = 0.12 x2 = xt – x1 = 0.5148 – 0.12= 0.3948 0.395 (mm) Góc ăn khớp : CT 6.27: Cos αtw = ztmcosα / (2aw) = 129x 3 cos200/(2x195) = 0.9325. Suy ra αtw = 21010’39.98”. 6/ Các thông số hình học: + Môđun pháp tuyến: Mn = 3 (mm) + Số răng: Z 1 = 29 (răng) Z2 = 100 (răng) + Góc ăn khớp: n = 20 + Góc nghiêng: 0   + Đường kính vòng chia: )(87 1 293 cos 1 1 mm Zm d     )(300 1 1003 cos 2 2 mm Zm d     + Đường kính vòng lăn dw1 = d1 +[2y/(z2 + z1)]d1= 87 + [2x0.5 /(100+29)]87 = 87.7 mm dw2 = d2 +[2y/(z2 + z1)]d2= 300 + [2x0.5 /(100+29)]300 = 302.33 mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 17 + Đường kính vòng chân răng: df1 = d1 -(2,5-2x1)m = 87 - (2,5- 2x0.12) x3= 80.22 (mm) df1 = d2 -(2,5-2x2)m =300 - (2,5- 2x0.395) x3=310.26(mm) + Đường kính vòng đỉnh răng: )(63.933)0148.012.01(287)1(2 111 mmxmxdd ya  )(28.3083)0148.0395.01(2300)1(2 222 mmxmxdd ya  + Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z2- z1) = 0.5 x3 (100-29) = 106.5 mm + Khoảng cách trục: aw = 195 mm. + Chiều rộng bánh răng: bw = 78 mm. + Đường kính cơ sở : db1 = d1cos =87 cos 200 = 81.75 mm db2 = d2cos =300 cos 200 = 281.91 mm + Góc profin gốc α :theo tiêu chuẩn VN 1065-71 : α = 200. +góc profin răng αt = arctg (tg α/ cosβ) = arctg(tg20 0/cos0)= 200. +góc ăn khớp αtw = 21010’39.98”. 7Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc σH = ZMZHZε  HwwH udbuKT  )/()1(2 211 CT 6.33 [1 tr 105. Trong đó : ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được ZM = 274. ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với (x1 + x2)/(z1+z2)=(0.12+0.395)/(29+100)=0.004 ta được ZH = 1.7 Zε :hệ kể đến sự trùng khớp của răng, vì εβ = bwsin β /(m ) Với bw chiều rộng vành răng :bw = mmxawba 781954.0  , suy ra εβ = 0( vì β = 00). Nên Zε = 3/)4(  (6.36a). ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 18 Với εα = 672.1 x3xcos202 39.98”.1021sin195291.28128.30875.8163.93 cos2 sin2 0 002222 2 2 2 2 2 1 2 1        xx m adddd t twwbaba CT 6.38a [1 tr 105]. Vậy Zε = 881.03/)672.14(  KH hệ số tải trọng khi tiếp xúc: KH = KHβKHαKHv Với KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,tra bảng 6.7 ta có KHβ = 1.07 KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với răng thẳng KHα = 1. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng: )/(66.6 100060 7257.8714,32 100060 2 11 smndV         Với V = 6.66 (m/s) theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 7 KHv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ lục [1 tr 250] với cấp chính xác 7,v= 6.66, răng thẳng và nội suy ta được 1.1565 Suy ra KH = 1.07x1x1.1565= 1.237 Vậy σH = 274x1.7x0.881x )7x87.71)/(78x3.4237x(3.4762937,8x1.2 2x =237.3 MPa  [σH] = 481.8 Mpa. 8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn CT 6.43.và 6.44 [1tr108]: σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF1]. σFbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]. Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.672 = 0.598:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yβ = 1-β/140 = 1- 0/140 =1. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 19 YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0.12, x2 = 0.395 và zv1=z1=29, zv2 = z2= 100 và nội suy ra được YF1= 3.72, YF2= 3.535. KF = KFβKFαKFv CT 6.45 Với : KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1 tr 98] với sơ đồ 5 và ψbd = 0.95 và nội suy ta có KFβ = 1.15. KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KFα = 1. KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: KFv= 1+   FF wwF KKT db 1 1 2 CT 6.46. Với F = δFgov uaw / Trong đó δF và go tra bảng 6.15 và 6.16 được 0.016 và 47, v = 6.66 (m/s). Suy ra F = 0.016x47x6.66 47.3/195 = 35.54 suy ra KFv = 1+ 115.18.629372 7.877854.35 xxx xx = 2.678. Suy ra KF = 1.15x1x2.678=3.079. Suy ra σFcđ = 2x62937.8x3.079x0.598x1x3.72/(78x87.8x3)=41.96 MPa  [σFcđ] = 326.6 MPa. σFbđ = 41.96 x 3.535/3.72 = 39.87  [σFbđ] =226.3 Mpa. Vậy bánh răng cấp nhanh đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc. VI . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng: Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau: Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền b N/mm 2 Giới hạn chảy ch N/mm 2 Độ cứng HB Bánh chủ Thép Tôi cải thiện 850 650 230….280 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 20 động 45X Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…280 2. Định ứng suất cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2 [1 tr 91] : [σH] = ( σ 0 Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ 0 Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL. Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do đó chỉ còn : [σH] = ( σ 0 Hlim / SH) KHL [σF] = ( σ 0 Flim / SF) KFC KFL Với σ0Hlim, σ 0 Flim : lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ0Hlim = 2HB+70= 2x260+70=590 và σ0Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468.(với bánh chủ động). SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động). KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều. KHLvà KFL hệ số tuổi thọ được tính CT 6.3 và 6.4 [1 tr 93]: KHL = Hm HEHO NN / KFL = Fm FEFO NN / ở đây : mH và mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trường hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : NHOcđ = 30 4.2HBH = 30x260 2.4 = 18752419 18.75x106 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 21 NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép. NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : NHE = 60c   iii tnTT 3 max/ NEF = 60c   ii m i tnTT F max/ Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 725, nbđ = 208,9 . Ti : mô men xoắn. Tmax = 598010,3 Nmm L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =530028 = 24000 (giờ) suy ra với bánh chủ động   iii tnTT 3 max/ = 24000x208.9x(1 3x 36/(36+15+12) + 0.93x 15(15+36+12) + 0.83x 12/(36+15+12))= 4224077   ii m i tnTT F max/ =24000x208.9x(1 6x 36/(36+15+12) + 0.96x 15(15+36+12) + 0.86x 12/(36+15+12))=612847. Suy ra NHEcđ = 60x 4224077.3= 253444638. NEFcđ = 60c x 612847.8= 36770866. Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σH]cđ =590/1.1 = 536 MPa [σF]cđ = 468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm2). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ0Hlim = 2HB+70= 2x250+70=570 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 250 = 450. SH = 1.1 và SF = 1.75   iii tnTT 3 max/ = 24000x72.55(1 3x 36/(36+15+12) + 0.93x 15(15+36+12) + 0.83x 12/(36+15+12))=1467002. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 22   ii m i tnTT F max/ =24000x72.55x(1 6x 36/(36+15+12) + 0.96x 15(15+36+12) + 0.86x 12/(36+15+12))=212839. Suy ra NHEbđ = 60x1467002 =88020140 NEFbđ = 60x212839 = 12770355 Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σH]bđ =570/1.1x=518.2 MPa [σF]bđ = 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm2). Vậy : [σH]cđ =590/1.1x=536.4 MPa. [σF]cđ = =468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm2). [σH]bđ =570/1.1x=518.2 MPa [σF]bđ = 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm2). ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95] [σH]max = 2.8 σch = 2.8x 650 = 1820 MPa [σF]cđmax = 0.8 σch = 0.8x 650 =520 MPa. [σF]bđmax = 0.8 σch = 0.8x 550 = 440 MPa. 3. khoảng cách trục: a = 195 vì cùng khoảng cách trục với cấp nhanh. 4. Xác định thông số bộ truyền Modun m= (0.010.02)aw = 1.95  3.9. Theo bảng 6.8 [1 tr 99] ta chọn m = 3. Số răng bánh răng nhỏ : CT 6.19 [1 tr 99] :z1 = 2aw /[m(u+1)]= 2x195/[3x(2.88 + 1)]=33.5. Chọn z1 = 33suy ra z2 = uz1= 2.88x 33= 95.04Chọn z2 = 95 Tổng số răng zt =z1+z2= 33+95= 128 Ta tính lại khoảng cách trục :aw = mzt / 2 = 3x128/2=192. Vậy tỉ số truyền thực u = z2/z1=95/33 =2.878. Vì ta chọn khoảng cách trục aw = 195 nên có hệ số dịch chỉnh. 5. tìm hệ số dịch chỉnh: Tính hệ số dịch tâm y và hệ số ky : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 23 Theo công thức 6.22 [ 1 tr 100] :y = aw / m – 0.5(z1 +z2 )= 195/3 – 0.5(33+95) = 1. CT 6.23 :ky = 1000y/zt = 1000x1 / 128 = 7.8125. Tra bảng 6.10a [1 tr 101] ta được kx = 0.425 Suy ra hệ số giảm đỉnh răng Δy : CT 6.24 [1 tr 100]: Δy = kx zt /1000 = 0.425x 128 / 1000 = 0.0544. Tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + Δy = 1 + 0.0544 = 1.0544 (CT 6.25) Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động :CT 6.26: x1 = 0.5[xt – ( z2 – z1 )y/ zt] = 0.5[1.0544 – (95 – 33) 1/ 128] = 0.285 mm x2 = xt – x1 = 1.0544 – 0.285 0.77. (mm) Góc ăn khớp : CT 6.27: Cos αtw = ztmcosα / (2aw) = 128x 3 cos200/(2x195) = 0.925. Suy ra αtw = 22017’45.82”. 6/ Các thông số hình học: + Môđun pháp tuyến: Mn = 3 (mm) + Số răng: Z 1 = 33 (răng) Z2 = 95 (răng) + Góc ăn khớp: n = 20 + Góc nghiêng: 0   + Đường kính vòng chia: )(99 1 333 cos 1 1 mm Zm d     )(285 1 953 cos 2 2 mm Zm d     + Đường kính vòng lăn dw1 = d1 +[2y/(z2 + z1)]d1= 99 + [2x1 /(95+33)]99 = 100.55 mm dw2 = d2 +[2y/(z2 + z1)]d2= 285 + [2x1 /(95+33)]285 = 289.45 mm + Đường kính vòng chân răng: df1 = d1 -(2,5-2x1)m = 99 - (2,5- 2x0.285) x3= 93.21 (mm) df1 = d2 -(2,5-2x2)m =285 - (2,5- 2x0.77) x3=282.12 (mm) + Đường kính vòng đỉnh răng: )(38.1063)0544.0285.01(299)1(2 111 mmxmxdd ya  )(29.2953)0544.077.01(2285)1(2 222 mmxmxdd ya  + Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z2+z1) = 0.5 x3 (95+33) = 192 mm + Khoảng cách trục: aw = 195 mm. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 24 + Chiều rộng bánh răng: bw = 78 mm. + Đường kính cơ sở : db1 = d1cos =99 cos 200 = 93.03 mm db2 = d2cos =285 cos 200 = 267.81 mm + Góc profin gốc α :theo tiêu chuẩn VN 1065-71 : α = 200. +góc profin răng αt = arctg (tg α/ cosβ) = arctg(tg20 0/cos0)= 200. +góc ăn khớp αtw = 22017’45.82”. 7Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc σH = ZMZHZε  HwwH udbuKT  )/()1(2 211 CT 6.33 [1 tr 105. Trong đó : ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được ZM = 274. ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với (x1 + x2)/(z1+z2)=(0.285+0.77)/(33+95)=0.008 và góc nghiêng β = 0 ta được ZH = 1.698 Zε :hệ kể đến sự trùng khớp của răng, vì εβ = bwsin β /(m ) Với bw chiều rộng vành răng :bw = mmxawba 781954.0  , suy ra εβ = 0( vì β = 00). Nên Zε = 3/)4(  (6.36a). Với εα= 588.1 x3xcos202 45.82”.1722sin195281.26729.29503.9338.106 cos2 sin2 0 002222 2 2 2 2 2 1 2 1        xx m adddd t twwbaba CT 6.38a [1 tr 105]. Vậy Zε = 897.03/)588.14(  KH hệ số tải trọng khi tiếp xúc: KH = KHβKHαKHv ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 25 Với KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,tra bảng 6.7, với Ψbd = 0.53 Ψba (u  1) = 0.53 x0.48(2.88 + 1) = 0.987 Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0.48 ( lấy lớn hơn 20% so với cấp nhanh) và sơ đồ 4 ta được KHβ = 1.11 KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với răng thẳng KHα = 1. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng: )/(16.2 100060 9.2089914,32 100060 2 22 smndv         Với v = 2.16 (m/s) theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 8 KHv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ lục [1 tr 250] với cấp chính xác 8,v= 2.16, răng thẳng và nội suy ta được 1.088 Suy ra KH = 1.11x1x1.088= 1.21 Vậy σH = 274x1.698x0.897x )8x100.551)/(78x2.8.21x(2.88212989,2x12 2x =367.5 MPa  [σH] = 536.4 MPa. Vậy cặp bánh răng cấp chậm thỏa độ bền tiếp xúc. 8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn CT 6.43.và 6.44 [1tr108]: σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF1]. σFbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]. Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.588 = 0.63 :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yβ = 1-β/140 = 1- 0/140 =1. YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0.285, x2 = 0.77 và zv1=z1=33, zv2 = z2= 95 và nội suy ra được YF1= 3.556 , YF2= 3.46 KF = KFβKFαKFv CT 6.45 Với : KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [1 tr 98] với sơ đồ 4 và ψbd = 0.95 và nội suy ta có KFβ = 1.25. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 26 KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng KFα = 1. KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: KFv= 1+   FF wwF KKT db 1 1 2 CT 6.46. Với F = δFgov uaw / Trong đó δF và go tra bảng 6.15 và 6.16 được 0.016 và 56, v = 2.16 (m/s). Suy ra F = 0.016x56x2.16 88.2/195 = 15.93 suy ra KFv = 1+ 125.1212989,22 55.1007893.15 xxx xx = 1.235 Suy ra KF = 1.25x1x1.235 = 1.54375 Suy ra σFcđ = 2x212989.2x1.54375x0.63x1x3.556/(78x87.8x3)=71.77 MPa  [σFcđ] = 267.4 MPa. σFbđ = 71.77 x 3.46/3.556 =69.8  [σFbđ] =257.1 MPa. Vậy cặp bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền uốn. VII. THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: Các trục đều chịu momen xoắn cho trong bảng trong phần đầu. Ngoài ra còn chịu lực khi ăn khớp trong các bộ truyền. Cụ thể như sau: Trục 1 :lực do bộ truyền đai và cặp bánh răng cấp nhanh trong hộp giảm tốc tác dụng lên. Thông số Trục động cơ I II III i id =4 in = 3,47 ic = 2,88 n 2900 725 208,9 72,55 N 5,03 4,778 4,659 4,543 Mx 14884,83 62937,8 212989,2 598010,3 Lực do bộ truyền đai tác dụng: FR= 2F0z sin( α1/2)=2x185.6 sin(1440/2)=353 (N). Lực này có phương ngang và hướng từ tâm bánh lớn đến tâm bánh nhỏ. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 27 Lực do bánh răng tác dụng : CT 10.1 [1 tr 184] Ft1 = 2T1/dw1 = 2x62937.8/ 195 = 645.5 N FR1 = Ft1tgαtw /cosβ = 645.5tg21010’39.98”/ cos0 = 250 N Fa1 = Ft1tgβ = 645.5 tg0 = 0. Trục 2: do hai cặp bánh răng ở hai cấp nhanh và chậm tác dụng Do cặp cấp nhanh Ft2 = Ft1 = 645.5 N Fr2 = Fr1 = 250 N Fa2 = Fa1= 0 N. Chú ý rằng Ft2 và Ft1, Fr2 và Fr1, Fa2 và Fa cùng phương ngược chiều (như hình vẽ) Do cặp cấp chậm Ft3= 2T2/dw1 = 2x212989,2 / 195= 2184.5 N Fr3 = Ft3tgαtw /cosβ = 2184.5 tg21010’39.98” /1/= 846 N Fa3 = Ft3tgβ = 2184.5 tg0 = 0. Trục 3 :do cặp bánh răng cấp chậm : Ft4 = Ft3 = 2184.5 N Fr4 = Fr3 = 846 N Fa4 = Fa3= 0. Chú ý Ft4 và Ft3, Fr4 và Fr3, Fa4 và Fa3 có cùng phương ngược chiều nhau (như hình vẽ). Trục xích tải: do lực căng xích tác dụng Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức: FR  Kt x P = 31 7106 npZ NK t   Trong ñoù: Kt: heä soá xeùt ñeán taùc duïng cuûa troïng löôïng xích leân truïc choïn Kt = 1,15 R= 2,4611 55,721109 8,415,1106 7    N Lực này là lực hướng kính có điểm đặc tại tâm đĩa xích và phương ngang chiều từ đĩa này sang đĩa kia. 2 Tính sơ bộ trục: Trục động cơ: đường kính trục :CT 10.9 [ 1 tr 188] 3.14)252.0/(83.4884])[2.0/( 33  xTd  mm. chọn thép có [τ] = 25 MPa Chọn d = 15 mm. Trục 1 :đường kính trục :CT 10.9 [ 1 tr 188] : 3.23)252.0/(8.62937])[2.0/( 33  xTd  mm. Chọn d1 = 25 mm Với [τ] chọn là 25 Mpa. Trục 2 : 8.32)302.0/(212989])[2.0/( 33  xTd  mm.Chọn d= 35 mm Ta chọn thép có [τ] = 30. Trục 3 và Trục xích tải: 8.36)602.0/(598010,3])[2.0/( 33  xTd  mm Chọn d = 40 mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 28 2 xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực: Theo bảng 10.2 ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo : bo của trục 1 :17, trục 2 :21, trục 3 :23. Theo công thức 10.10 ta xác định chiều dài mayơ như sau:  Bánh đai và bánh nhỏ trong cấp nhanh:lm = (1.2…1.5)d = (1.2 … 1.5) 25 =30 … 37.5.Chọn là 35 mm.  Bánh lớn trong cấp nhanh và bánh nhỏ trong cấp chậm:lm = (1.2 …1.5)35 = 42 … 52.2. Chọn là 50 mm.  Bánh lớn trong cấp chậm, khớp nối và đĩa xích dẫn của xích tải: lm = (1.2 .. 1.5 )40 = 48 … 60. Chọn là 55 mm. Theo bảng 10.3 ta chọn :  Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 12.  Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp k2 = 7.  Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15.  Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 17. Từ bảng 10.2 ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 tương ứng. Theo bảng 10.4 ta có công thức tính các khoảng cách trên các trục như sau: Hình minh họa :hình 10.9 [1 tr 193] Trục 1 :l12 = -lc12 = -[0.5(lm12 + b0 ) +k3 + hn] = -0.5(55 + 29) + 15 + 17] = -74. l13 = 0.5 (lm13 +b0 ) +k1 + k2 = 0.5(55 +29 ) + 12 + 7 = 61 mm. l11 = 2l13 = 2x61 = 122 mm. Trục 2 :l22 = 0.5 (lm22 + b0 )+k1 + k2 = 0.5( 35+21) + 12+7= 47 mm. l23 = l11 +l32 +k1 + b0 = 122 +l32 + 12 + 27 = 122 +47 +12 +27 =208 mm. l21 = l23 + l32 = 208 + 47 = 255 mm. Trục 3 :l32 = 0.5 (lm32 +b0 ) + k1 + k2 = 0.5(35+21)+12+7 = 47 mm. l31 = 2l32 = 2x47 = 94 mm l33 = l31 + lc33 = 94 + lc33 = 94 + 60 = 154 mm Với lc33 = 0.5(lm33 +b0 ) + k3 + hn =0.5(35+21 ) +15 .+ 17 = 60 mm. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 29 3 Nd c n  Đối với trục I: N = 3,28KW n = 645,45 vòng/phút c = 120 3 3, 28120 21 645, 45I d mm   để thoả mãn độ ăn khớp giữa các bánh răng, độ bền của bành răng ta chọn Theo tiêu chuẩn ổ đỡ ta chọn d1 = 30mm Đối với trục II: N = 3,2KW n = 186 vòng/phút c = 120 3 3, 2120 31 186II d mm   Theo tiêu chuẩn ổ đỡ ta chọn d2 = 40 Đối với trục III: N = 3,125KW n = 64,5 vòng/phút c = 120 3 3,125120 44 64,5III d mm   Theo tiêu chuẩn ổ đỡ ta chọn d3 = 50 Tính gần đúng trục Từ đường kính trục ta xác định chiều dày ổ lăn: 1 130 19od mm B mm   2 240 23od mm B mm   3 350 27od mm B mm   Tra bảng 10-30 ta có các thông số sau: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 30 + Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành của hộp hoặc khoảng cách giữa chi tiết quay: k1 = 10mm + Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10mm + Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15mm + Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20mm + Chiều dài mayo bánh đai: 12 1(1, 2 1,5) (1, 2 1,5).30 36 45ml d mm      Ta chọn 12 45ml mm + Chiều dài mayo bánh răng trụ thứ nhất trên trục thứ nhất: 13 1(1,2 1,5) (1, 2 1,5).30 36 45ml d mm      Ta chọn 13 50ml mm để đảm bảo độ ăn khớp cao với bánh răng thứ hai trên trục hai + Chiều dài mayo bánh răng trụ thứ hai trên trục thứ hai: 22 2(1,2 1,5) (1, 2 1,5).40 48 60ml d mm      Ta chọn 13 50ml mm + Chiều dài mayo bánh răng trụ thứ ba trên trục thứ hai: 23 2(1,2 1,5) (1, 2 1,5).40 48 60ml d mm      Ta chọn 23 60ml mm để đảm bảo độ ăn khớp cao với bánh răng thứ tư trên trục thứ ba + Chiều dài mayo bánh răng trụ thứ tư trên trục thứ ba: 32 3(1,2 1,5) (1, 2 1,5).50 60 75ml d mm      Ta chọn 32 60ml mm + Chiều dài mayo khớp nối: 3(1,4 2,5) (1, 4 2,5).50 70 125mknl d mm      Chọn 100mknl mm Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối.  Trục I: Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: 12 1 12 3 45 19 15 20 67 2 2 m o n l Bl k h mm        Khoảng cách từ gối đỡ Bo1 đến bánh răng lm13 trên trục thứ nhất: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 31 13 1 13 1 2 50 19 10 10 54,5 2 2 m ol Bl k k mm        ta chọn l13 = 55mm Khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục I 11 132. 2.55 110l l mm    Trục II Khoảng cách từ ổ trên trục hai đến bánh răng thứ hai trên trục thứ hai: 22 2 22 1 2 50 21 10 10 55,5 2 2 m ol Bl k k mm        Để đảm bảo về độ ăn khớp giữa các bánh răng ta chon 22 55l mm Khoảng cách từ ổ trên trục hai đến bánh răng thứ ba trên trục thứ hai: 1 3 23 11 32 1 2 o oB Bl l l k          Với 3 3232 1 2 27 60 10 10 63,5 2 2 o mB ll k k mm                Vậy 1 323 11 32 1 19 27110 63,5 10 206,5 2 2 o oB Bl l l k mm                  Vậy khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục thứ hai là: 21 23 32 63,5 206,5 270l l l mm      Trục III Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục thứ ba là: 31 322. 2.63,5 127l l mm   Chọn khoảng cách từ ổ lăn tới điểm đặt lực của bộ truyền xích tải: 100xl mm Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ truyền xích tải là: 33 31 127 100 227xl l l mm     Sơ đồ lực không gian: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 32 Trục I: Ở đây lực Rđ = 845,5 (N) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 33 P1 = 1688 N Pr1 = 614 N Tính phản lực ở các gối trục: mAy = 67Rđ + 110RBy – 55Pr1 = 0 55.614 67.848,5 209,8( ) 110By R N    209,8( )ByR N  mBy = 177 Rđ + 55 Pr1 - 110RAy = 0 177.848,5 55.614 1672,3( ) 110Ay R N   1110 55 0Bx BxmR R P   1688.55 844( ) 110Bx R N   1 1688 844 844( )Ax BxR P R N      Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm: + Ở tiết diện a-a: Mua-a = Rđ.67 = 56849,5 Nmm + Ở tiết diện b-b: 2 2 ub b uy uxM M M   với Muy = RBy.55 = 11539Nmm Mux = RAx.55= 46420Nmm 2 211539 46420 457832,6ub bM Nmm    Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức:   3 0,1 tdMd   , mm Điều kiện trục ở tiết diện a-a: Mtđ 2 20,75u xM M  2 256849,5 0,75.48530,48 70698, 45Nmm   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 34   250 /N mm  3 70698, 45 24, 2 0,1.50a a d mm   Điều kiện trục ở tiết diện b-b: Mtđ 2 2457832,6 0,75.48530, 48 63674Nmm   3 63674 23,35 0,1.50b b d mm   Điều kiện ở tiết diện a-a lấy bằng 30mm và điều kiện ở tiết diện b-b lấy bằng 36mm Trục II: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 35 P2 = 1688 N ; P3 = 4868,18 N Pr2 = 614 N ; Pr3 = 1034,76 N Tính phản lực ở các gối đỡ: 2 3 55 206,5 270 0r r DymCy P P R    55.614 206,5.1034,76 916,5 270Dy R N   2 3 614 1034,76 916,5 732,26Cy r r DyR P P R N        2 355 206,5 270 0DxmCx P P R    55.1688 206,5.4868,18 4067 270Dx R N   2 3 1688 4868,18 4067 2489,18Cx DxR P P R N        Tính momen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: + Tiết diện e-e: 2 2 u uy uxM M M  3 3 151,5 55 151,5.1034,76 55.732, 26 116492 144 52 151,5.4868,18 55.2489,18 600624,4 uy r cy ux cx M P R Nmm M P R Nmm           2 2116492 600624, 4 611817ue eM Nmm    + Tiết diện i-i: 2 2 60 144 63,5.916,5 151,5.614 151219 144 60 1688.151,5 63,5.4067 513986,5 uy Dy r ux Dx M R P Nmm M P R Nmm           2 2151219 513986,5 535770ui iM Nmm    + Điều kiện trục ở tiết diện e-e: Mtđ 2 2611817 0,75.164301 628145Nmm     250 /N mm  3 628145 50 0,1.50e e d mm   + Điều kiện ở tiết diện i-i: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 36 Mtđ 2 2535770 0,75.164907 554342,5Nmm   3 554342,5 48 0,1.50i i d mm   Điều kiện ở tiết diện e-e lấy bằng 50mm, điều kiện ở tiết diện i-i lấy bằng 48mm. Trục III: lực : P4 =4868,18 N; Pr4 = 1034,76 N Tính phản lực tại các gối đỡ: 4 127. .63,5 0Fy rmEy R P   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 37 4 .63,5 1034,76.63,5 517,38 127 127 r Fy P R N    4 1034,76 517,38 517,38Ey r FyR P R N      4127. .63,5 0FxmEx R P   4.63,5 4868,18.63,5 2434 127 127Fx PR N    4 4868 2434 2434Ex FxR P R N      Momen uốn ở tiết diện g-g: .63,5 517,38.63,5 32853,6 .63,5 2434.63,5 154559 uy Ey ux Ex M R Nmm M R Nmm       2 2 2 232853,6 154559 158012ug g uy uxM M M Nmm      + Điều kiện trục ở tiết diện g-g: Mtđ 2 2 2 20,75. 158012 0,75.462120,6 430272u xM M Nmm       250 /N mm  3 430272 44,2 0,1.50g g d mm   Đường kính trục ở tiết diện g-g lấy bằng 55mm  Tính chính xác trục: Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung. Tính chính xác trục tính theo công thức:   2 2 n nn n n n        + Đối với trục I: Ở tiết diện a-a: vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: ax in ; 0w u a m m m M        ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 38 Vậy 1 1 a m a n K K                    Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: ax 02 2w m x a m M     Vậy 1 a m n K            Giới hạn mỏi và xoắn: 2 1 0,45 0,45.600 270 /b N mm     (thép 45 có 2600 /b N mm  ) 2 1 0, 25 0,25.600 150 /b N mm     256849,5 30,65 / w 1855 u a M N mm    (W = 1855: bảng 7-3b) 2 0 48530,48 6 / 2w 2.4010 x a m M N mm     Chọn hệ số  và  theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình 0,1  và 0,05  . Hệ số tăng bền: 1  Chọn các hệ số: K , K ,  , và  . Theo bảng 7-4 lấy 0,88, 0,77    Theo bảng 7-8 lấy 1,63, 1,5K K   Tỷ số 1,63 1,85 0,88 K    ; 1,5 1,95 0,77 K    Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép 30N/mm2, tra bảng 7-10 ta có: 2,6K   . 1 0,6( 1) 1 0,6(2,6 1) 1,96K K            Thay các trị số tìm được vào công thức tính n , n : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 39 270 3, 46 2,6.30 n   150 12, 4 1,96.6 0,05.6a n      2 2 3, 46.12,4 3,3 3, 46 12,4 n n     Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,52,5. Tương tự ở tiết diện b-b, ta có:   2 2 n nn n n n        1 a n K        ; 1 a m n K            Với 21 0,45 0,45.600 270 /b N mm     2 1 0, 25 0,25.600 150 /b N mm     247832,6 11,9 / w 4010 u a M N mm    2 0 48530,48 0,3 / 2w 2.8590 x a m M N mm      =0,1 ;  =0,05 ; 1  2,6K   ; K  = 1,96 Thay số ta được: 270 8,73 2,6.11,9 150 12, 4 1,96.6 0,05.6 n n          2 2 8,73.12, 4 7,1 8,73 12,4 n n      Trục II ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 40 Ở tiết diện e-e:   2 2 n nn n n n        1 a n K        ; 1 a m n K            Với 21 270 /N mm   2 1 150 /N mm   2 2 0 611817 50,56 / w 12100 164301 3,2 / 2w 2.25900 0,1, 0,05, 1 u a x a m M N mm M N mm                   3,3; 2,38K K       270 1,64 3,3.50 n   ; 150 19,3 2,38.3,2 0,05.3, 2 n      2 2 1,64.19,3 1,64 1,64 19,3 n n     Tiết diện i-i: 2 1 270 /N mm   ; 2 1 150 /N mm   2 0 164301 4 / 2w 2.20500 x a m M N mm     2535770 55,7 / w 9620 u a M N mm     =0,1 ;  =0,05 ; 1  3,3; 2,38K K       ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 41 270 1,82 3,3.45 n   150 15,4 2,38.4 0,05.4 n      2 2 1,82.15, 4 1,8 1,82 15,4 n n      Trục III: Tiết diện g-g: 2 1 270 /N mm   ; 2 1 150 /N mm   2 2 0 158012 11 / w 14510 462120,6 7,5 / 2w 2.30800 u a x a m M N mm M N mm            =0,1 ;  =0,05 ; 1  3,3; 2,38K K       270 7, 4 3,3.11 150 6,3 2,38.9,8 0,05.9,8 n n          2 2 7, 4.6,3 4,8 7, 4 6,3 n n     Bảng thông số của các trục (kích thước sơ bộ chỉ tính từ tâm của 2 ổ lăn trên một trục) Trục I Trục II Trục III Đường kính d 30 mm 40 mm 50mm Chiều dài trục l 110 mm 270 mm 127 mm Tính then: Trục I: Đường kính lắp then là 36mm, tra bảng 7-23, ta chọn then có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 42 b = 12; h = 8; t = 4; t1 = 3,6; K = 3,5. Chiều dài then lt1 = 0,8lm1 = 0,8.45 = 36mm Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức:   2 dKl x d M    N/mm2 Với: Mx = 48530,48 Nmm d = 36mm K = 3,5mm Lt1 = 36mm   2150 /d N mm  (bảng 7-20)  2 2.48530, 48 21,4 / 36.3,5.36d d N mm    Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức:   2 dbl x c c M    b = 12mm ;   2120 /c N mm   2 2.48530, 48 7 / 32.12.36c c N mm    Trục II: Đường kính chọn trục chỗ lắp bánh răng tại tiết diện e-e là 50 Tra bảng 7-23 chọn: b = 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, K = 6,2. Chiều dài then ở chỗ lắp bánh răng dẫn thứ hai trên trục thứ hai với d = 48mm lt2 = 0,8lm2 = 0,8.50 = 40mm Kiểm nghiệm về sức bền dập:  2 2 2.164301 26,46 / dKl 50.6, 2.40 x d d M N mm     Chiều dài then ở chỗ lắp bánh răng dẫn thứ ba trên trục tứ hai Chiều dài then lt3 = 0,8lm3 = 0,8.60 = 48mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 43  2 2 2.164301 23 / dKl 48.6,2.48 x d d M N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt:  22 t2 2 2.164301 10, 26 / dbl 50.16.40 x c c M N mm      23 t3 2 2.164301 8,9 / dbl 48.16.48 x c c M N mm     Trục III: Với điều kiện trục bằng 55mm, ta chọn then có: b = 18; h = 11; t = 5,5; t1 = 5,6; K = 6,8 Chiều dài then ở chỗ lắp bánh răng dẫn thứ tư trên trục thứ ba lt4 = 0,8lm4 = 0,8.60 = 48mm Kiểm nghiệm về sức bền dập:  2 2 2.462120,6 51,5 / dKl 55.6,8.48 x d d M N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt:  2 2 2.462120,6 21,9 / dbl 55.16.48 x c c M N mm     VIII. TÍNH TOAÙN THIEÁT KEÁ Ổ LAÊN .Truïc I Ôû ñaây laø baùnh raêng thẳng neân khoâng coù löïc doïc truïc neân choïn oå bi ñôû moät daõy vôùi d=30mm ta coù sô ñoà truïc ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 44 Heä soá khaû naêng laøm vieäc tính theo coâng thöùc (8-1) trang 158. 0,3 ang( ) bC Q nh C  n=645,45 v/phuùt. h=24000(giôø). Q=(KvR+mAt)KnKt coâng thöùc (8-6). Heä soá m=1,5 (baûng 8-2),trang 161. Kt=1 taûi troïng chịu va đập nhẹ, bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu (baûng 8-3)trang 162 Kn=1 nhieät ñoä laøm vieäc döôùi 1000 (baûng 8-4) trang 162. Kv=1 voøng trong cuûa oå quay (baûng 8-5) trang 162. +RA= 2 2 2 2(1672,3) (844) 1873,2Ay AxR R N    +RB= 2 2(844) (209,8) 869,7N  . Ta nhaän xeùt thaáy, chæ caàn tính cho goái ñôõ taïi A vì coù löïc taùc duïng lôùn, coøn taïi tieát dieän B ta söû duïng oå ñôõ cuøng loaïi QB = RA = 1873,2 N = 187,3 daN CB=187,3 (645,4524000)0,3=26888 ÖÙng vôùi d=30mm tra baûng 14P laáy loaïi oå kyù hieäu 306 vôùi Cbaûng=33000, ñöôøng kính ngoaøi D=72mm,chieàu roäng B=19mm oå bi ñôû moät daõy côõ trung taûi troïng tænh cho pheùp. Q1=1400 (daN) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 45 n1=10000 v/p. .Truïc II Heä soá khaû naêng laøm vieäc tính theo coâng thöùc (8-1) trang 158. baûng , C)nh(QC  30 n=186 v/phuùt. h=24000(giôø). Q=(KvR+mAt) KnKt coâng thöùc (8-6). Heä soá m=1,5 (baûng 8-2),trang 161. Kt=1 taûi troïng tónh (baûng 8-3)trang 162. Kn=1 nhieät ñoä laøm vieäc döôùi 1000 (baûng 8-4) trang 162. Kv=1 voøng trong cuûa oå quay (baûng 8-5) trang 162. +Rc= cxcy RR 22  = 2 2(732, 26) (2489,18) 2594,6N  +Rd= DxDy RR 22  = 2 2(916,5) (4067) 4169N  Ta nhaän thaáy vì khoâng coù löïc doïc truïc neân ta chæ caàn tính cho goái ñôõ taïi D vì coù löïc taùc duïng lôùn hôn nhieàu so vôùi ñieåm C, taïi ñieåm C ta duøng oå ñôõ cuøng loaïi QD=RD = 4169N = 416,9 daN CD=416,9  (18624000)0,3=41204 ÖÙng vôùi d=40mm tra baûng 14P laáy loaïi oå kyù hieäu 308 vôùi Cbaûng=48000,ñöôøng kính ngoaøi D=90mm,chieàu roäng B=23mm oå bi ñôû moät daõy côõ trungï taûi troïng tænh cho pheùp. Q1=2100 (daN) n1=8000 v/p. .Truc III. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 46 Heä soá khaû naêng laøm vieäc tính theo coâng thöùc (8-1) trang 158. baûng , C)nh(QC  30 n= 64,5 v/phuùt. H =24000(giôø). Q = (KvR+mAt)KnKt coâng thöùc (8-6). Heä soá m =1,5 (baûng 8-2),trang 161. Kt =1 taûi troïng tónh (baûng 8-3)trang 162. Kn =1 nhieät ñoä laøm vieäc döôùi 1000 (baûng 8-4) trang 162. Kv =1 voøng trong cuûa oå quay (baûng 8-5) trang 162. +RE = ExEy RR 22  = 2 2(517,38) (2434) 2488,4N  +RF = FxFy RR 22  = 2 2(517,38) (2434) 2488,4N  Nhaän xeùt raèng, ta coù theå choïn cho moät trong hai goái E hoaëc F choïn moät trong hai, caùi coøn laïi laø cuøng loaïi. Ta choïn goái ñôõ cho ñieåm E QE= RE = 2488,4N = 248,84 daN CE=248,84 (64,524000) 3 =17900 daN ÖÙng vôùi d=50mm tra baûng 14P laáy loaïi oå kyù hieäu 310 vôùi Cbaûng=72000,ñöôøng kính ngoaøi D=110mm,chieàu roäng B=27mm oå bi ñôû moät daõy côû trungï taûi troïng tænh cho pheùp. Q1=3500 (daN) n1=6300 v/p. Nhö vaäy caùc oå ñôõ thoaõ maõn ñieàu kieän beøn. * Choïn kieåu laép oå laên. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 47 Ñeå coá ñònh oå bi cuõng nhö choïn kieåu laép oå treân truïc vaø trong voû hoäp ta coù theå choïn theo chöông 8. +Ñai oác vaø ñeäm: caùch söû duïng caùch naøy chaéc chaén nhöng töông ñoái maéc tieàn, khoâng kinh teá, chæ duøng trong tröôøng hôïp löïc doïc truïc lôùn. Nhö vaäy ta chæ ñöa ra ñeå tham khaûo +Ñeäm chaén maët ñaàu: laø phöông phaùp ñôn giaûn vaø chaéc chaén. Ñöôïc giöõ baèng vít vaø ñeäm haõm; hoaëc vít vaø daây neùo. +Voøng haûm loø xo: ñaây laø phöông phaùp thoâng duïng duøng trong tröôøng hôïp khoâng coù taùc duïng cuûa löïc doïc truïc. Nhö vaïy theo sô ñoà keát caáu cuûa boä truyeàn, theo tính toaùn ôû treân, ta choïn phöông phaùp thöù 3 laø toái öu nhaát cho tröôøng hôïp naøy. Töùc laø duøng voøng haõm loø xo ñeå coá ñònh oå bi. * Coá ñònh truïc theo phöông doïc truïc. Ñeå coá ñònh theo phöông doïc truïc coù theå duøng naép oå vaø ñieàu chænh khe hôû cuûa oå baèng caùc taám ñeäm kim loaïi giöõa naép oå vaø thaân hoäp giaûm toác.Naép oå laép vôùi hoäp giaûm toác baèng vít(ñai oác)loaïi naøy duøng ñeå laép gheùp. * Boâi trôn oå laên. Boä phaän oå ñöôïc boâi trôn baèng môû, vì vaän toác boä truyeàn baùnh raêng thaáp,khoâng theå duøng phöông phaùp baén toeù ñeå haét daàu trong hoäp vaøo boâi trôn boä phaän oå.Coù theå duøng môû loaïi T öùng vôùi nhieät ñoä laøm vieäc töø c 10060 vaø vaän toác döôùi 1500voøng/phuùt.Löôïng môû chöùa 2/3 choå roäng cuûa boä phaän oå.Ñeå môû khoâng chaûy ra ngoaøi vaø ngaên khoâng cho daàu rôi vaøo boä phaän oå,neân laøm voøng chaén daàu. * Che kín oå laên. Ñeå khe kín caùc ñaàu truïc ra,traùch söï xaâm nhaäp cuûa buïi baäm vaø taïp chaát vaøo oå,cuõng nhö ngaên môõ chaûy ra ngoaøi,ôû ñaây duøng loaïi voøng phoát laø ñôn giaûn nhaát,baûng 8-29 cho kích thöôùc duøng phoát truïc laø 30; 40; 50 IX. CHỌN KHỚP NỐI ĐÀN HỒI Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy, được sử dụng rộng rãi. Với công thức:  TTKTt  . Trong đó K – hệ số chế độ làm việc Theo bảng ( 16 – 1 )[1] => k = 1,5…2 chọn K = 1,5 Với moment xoắn T = 462120,6 ( N.mm) = 462,1206 ( N.m ) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 48 Theo bảng ( 16.10 a)[1] chọn được kích thước khớp nối như sau : Bảng 1: các kích thước cơ bản của khớp nối trục vòng đàn hồi T d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 500 40 170 80 71 130 8 3600 5 Bảng 2: Các thông số kích thước của vòng đàn hồi T d0 d1 D2 l l1 l2 l3 h 500 X X X X X X X X Những thông số khác không có tiêu chuẩn ta chọn để thỏa mãn bền cho khớp nối đàn hồi. Ta chọn lại thông số cơ bản cho khớp nối như sau. T d0 d1 D2 l l1 l2 l3 h 500 16 M10 20 70 34 16 34 2 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi theo công thức :  dd ldDz kT   300 ... 2 Trong đó :  d - ứng suất dập cho phép của vòng cao su,  d = ( 2…4 ) ( MPa)   2.1,5.462120,6 2, 45 8.130.16.34 MPa   <  d = ( 2…4) MPa  thỏa điều kiện dập .Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt  uu zDd lTk   ...1,0 .. 0 3 0 0 Trong đó l0 = l1 + l3 / 2  u - ứng suất uốn cho phép,  u = ( 60…80 ) MPa 3 301,5.4621020,6. 34 2 79,7 0,1.16 .130.8u            u  Điều kiện uốn được đảm bảo. Chọn khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên được chấp nhận. X.CAÁU TAÏO VOÛ HOÄP VAØ CAÙC CHI TIEÁT MAÙY KHAÙC ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 49 Tính toaùn voû hoäp Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng. Bảng (10-9)[3] cho phép ta tính được kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây: Chiều dày thành thân hộp: 0,03. 3 0,03.130 3 6,9a      chọn )(8 mm Chiều dài thành nắp hộp: )(29,7.9,01 mm  chọn 1 8( )mm  Đường kính bulông nền: D1 > 0,04.a + 10 = 15,2 chọn d1 =16 (mm) Đường kính bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 … 0,8)d1 = (9,6 … 10,8) chọn d2 =10 (mm) Đường kính bulông ghép nắp bích và thân d3 = (0,8 … 0,9)d2 = (8 … 9) chọn d3 = 10 (mm) Đường kính vít ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6 … 0,7)d2 = (7,8 … 9,1) chọn d4 =10 (mm). Đừơng kính ghép nắp cửa thăm d5    5 20.5...0.6 5...6d d  Chọn d5 = 6 ( mm) Gân tăng cứng Chiều dày e:    8...4,61...8.0  e Chọn e = 7 (mm) Chiều cao h : h < 58 ( mm) ta chọn : h = 50 ( mm) Độ dốc: 20 Chiều dày bích thân hộp S3 S3 = ( 1,4…1,8)d3 = (15,4…19,8) Chọn S3 = 18 ( mm ) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 50 Chiều dày bích nắp hộp S4 S4 = ( 0.9…1)S3 = ( 16,2…18). Chọn S4 = 18 Tâm lỗ bulông cạnh ổ E3 E3 = 1,6 d2 = 20,8 R2 = 1,3 d2 = 16,9 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2   7,427,4053222  REK Chọn K2 =42( mm). Bề rộng bích nắp và thân : K3   39375323  KK Chọn K3 = 38 mm Chiều dày khi không có phần lồi : S1 S1 = (1,3…1,5)d1 = 20,8…24 Chọn S1 = 24 (mm) Bề rộng mặt đế hộp K1 , q K1 =3d1 = 48(mm)  1 2 64q K mm   Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp :1   6,9...82,1...1   Chọn  = 10 ( mm ) Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp :1   40...245...31   Chọn  1 40 mm  So lượng bulông nền Z:    300...200/BLZ  L, B – chiều dài , chiều rộng của hộp    232 375 / 200...300 2,02...3,03Z    Chọn Z = 4 *Boâi trôn hoäp giaûm toác Ñeå giaûm maát maùt coâng suaát do ma saùt , giaûm maøi moøn raêng , ñaûm baûo thoaùt nhieät ñeà phoøng caùc chi tieát bò haøn gæ caàn phaûi boâi trôn lieân tuïc caùc boä truyeàn trong hoäp giaûm toác. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 51 Vieäc choïn hôïp lyù caùc loaïi daàu , ñoäï nhôùt vaø heä thoáng boâi trôn seõ laøm taêng tuoåi thoï cuûa caùc boä truyeàn töùc laø naâng cao thôøi gian söû duïng maùy. Do vaän toác nhoû neân choïn phöông aùn ngaâm caùc baùnh raêng trong hoäp daàu . vì vaän toác nhoû (0,50,8) m/s thì laáy chieàu sau ngaâm daàu: Baèng 1/6 baùn kính baùnh raêng caáp nhanh Baùnh raêng caáp chaäm laáy baèng 1/3 baùn kính baùnh raêng caáp chaäm. Dung löôïng daàu trong hoäp thöôøng laáy khoaûng (0,4 0,8) lít cho 1 KW coâng suaát truyeàn . Theo baûng (10-20) choïn loaïi daàu AK20 . Möùc daàu trong hoäp giaûm toác ñöôïc kieåm tra baèng que thaêm daàu. XI. TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT PHỤ 1. Vòng phớt dầu + Có công dụng ngăn không cho dầu mỡ chảy ra ngoài, và ngăn không cho bụi từ ngoài vào trong hộp giảm tốc. Chọn loại vòng phớt hình thang. + Vị trí lắp đặt: tại các đầu ló ra của hộp giảm tốc. 2. Chốt định vị Có tác dụng định vị trí chính xác của nắp, bulông, hộp giảm tốc. Nhờ chốt định vị mà khi xiết bulông không làm biến dạng vồng ngoài của ổ, do đó ngoại trừ được trường hợp làm hỏng ổ + Ta chọn chồt định vị dạng côn, với các thông số sau: d (mm) 10 c (mm) 1,5 l (mm) 60  (độ côn) 1 50 3. Chốt cửa thăm: Có tác dụng để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc, và đổ dầu vào trong hộp giảm tốc, được bố trí trên đỉnh hộp, cửa thăm được đậy bằng nắp. Ta chọn kích thước của cửa thăm như sau: (Bảng 10-12): A B A1 B1 C C1 K R Kích thước vít số lượng vít 150 100 190 140 175 - 120 12 8 22M  4 4. Nút thông hơi: + Có tác dụng để giảm áp trong hộp giảm tốc và điều hoà không khí bên trong hộp giảm tốc ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 52 +Vị trí của nút thông hơi được nắp ở trên nắp cửa thăm. + Cac thông số của nút thông hơi cho trong bảng sau: Theo bảng 10-16 A B C D E G H I K L M N O P Q R S 27 2M  15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 5. Nút tháo dầu: Để tháo dầu cũ và thay lại dầu mới cho hộp giảm tốc đảm bảo chế dộ bôi trơn. + Vị trí lắp đặt: Mặt đáy của hộp + Số liệu của nút tháo dầu: Theo bảng 10-14 6. Que thăm dầu: Công dụng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc + Vị trí lắp đặt: lắp ở mặt bên của hộp giảm tốc và nghiêng một góc nhỏ hơn 450 so với mặt bên Để tránh song dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra que thăm dầu thường có vỏ bọc ngoài 7. Vòng chắn dầu: + Công dụng không cho dầu và mỡ trực tiếp tiếp xúc với nhau + Kích thước: Bề rộng của vùng chắn khoảng 0….9mm khe hở giữa vỏ hoặc ống lót với mặt ngoài của vùng ren lấykhoảng 0,02mm 8. Bulông vòng: Tra bảng 10-11a, theo tính toán ước lượng khối lượng của hộp giảm tốc ta chọn kích thước cho bulông vòng là M12 + Có tác dụng dùng để nâng, di chuyển hộp giảm tốc từ vị trí này đến vịi trí khác. XII/ DUNG SAI LẮP GHÉP: a) Chọn cấp chính xác Đối với bánh răng chọn cấp chính xác là 9 Đối với trục ,then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7 Đối với gia công các lỗ thì chọn cấp chính xác nhỏ hơn nên chọn cấp chính xác là 6 Đối với các chi tiết khác chọn cấp chính xác cho sự sai lệch của độ song song,độ thẳng góc ,độ nghiêng ,độ đảo mặt đầu,độ đảo mặt toàn phần là 6 ,còn đối với độ phẳng ,độ thẳng là 7 D B M A F L C Q D1 D S D0 20 2M  15 9 4 3 28 2,5 17,8 21 30 22 25,4 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 53 Đối với sự sai lệch của độ đồng tâm ,độ đối xứng ,độ giao trực ,độ đảo hướng tâm độ đảo hướng tâm toàn phần,độ trụ , độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp chính xác là 5 b) Chọn kiểu lắp : Căn cứ vào yêu cầu làm việc của các chi tiêt trong hộp giảm tốc ta chọn các kiểu lắp như sau : - Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp trung gian H7/k6 - Đối với vòng trong các ổ lăn chọn kiểu lắp k6 . - Đối với cách lắp ổ vào ta chọn kiểu lắp là H7 Ta có bảng lắp ghép như sau Mối ghép Trục KT DN Kiểu lắp Vòng trong ổ trục với trục 1 2 3 Ф 30 Ф 40 Ф 50 Ф 30H7/k6 Ф40H7/k6 Ф50H7/k6 Vòng ngoài ổ với ống lót hoặc vỏ hộp 1 2 3 Ф72 Ф90 Ф110 Ф72H7/h6 Ф90H7/h6 Ф110H7/h6 Bánh răng với trục 1 2 3 Ф36 Ф50 Ф55 Ф36 H7/k6 Ф50 H7/k6 Ф55 H7/k6 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18 GVDH: Nguyễn Minh Tuấn 54