Đồ án Chi tiết máy - Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ -------------------- ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤC VÍT Chuyên ngành : CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY GVHD: Hồ Thị Mỹ Nữ SVTH: Phạm Quang Kiên MSSV: 2003100006` LỚP: 01DHCK NĂM HỌC: 2010-2014 TP. HỒ CHÍ MINH, tháng 01 năm 2013 NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ĐIỂM: Tp.HCM, Ngàythángnăm 2013 KÝ TÊN NHẬN XÉT CỦA HỘI ĐỒNG ?___˜&™___@ MỤC LỤC LỜI CẢM ƠN 5 Yêu cầu đồ án 6 LỜI CẢM ƠN Trong nền kinh tế hiện nay ngành công nghiệp phát triền mạnh.Công nghiệp hóa hiện đại hóa nền kinh tế.Trong đó ngành cơ khí được xem là ngành chủ lực của nền công nghiệp. Đối với sinh ngành cơ khí sau khi ra trường được trang bị đầy đủ kiến thức để góp phần vào xây dựng nền kinh tế nước nhà ngày càng phát triển mạnh.Nhất là ngành công nghiệp, trong xu thế công nghiệp hóa hiện đại hóa như hiện nay. Đối với em là sinh viên khoa cơ khí trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.Hồ Chí Minh. Đã và đang học tập tại trường. Được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cô giáo trong khoa,cung cấp cho em nhiều kiến thức để khi ra trường có thể áp dụng vào công việc thực tiễn góp một phần vào sự phát triển của nền công nghiệp nước ta. Trong quá trình học tập tại trường, em được nghiên cứu nhiều môn học, từ lý thuyết đến thực hành.Trong đó có môn ‘Đồ Án Chi Tiết Máy’.Là một môn quan trọng của ngành cơ khí mà mỗi sinh viên cơ khí ai cũng phải làm. Đối với riêng cá nhân em, khi nhận được đề tài đồ án chi tiết máy: “ Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít ”. Còn gặp rất nhiều khó khăn bước đầu nhưng được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cô trong khoa, giúp em tự tin hơn để hoàn thành đồ án một cách tốt nhất.Trong đó có cô Hồ Thị Mỹ Nữ là giáo viên hướng dẫn cho em làm đồ án chi tiết máy. Được sự hướng dẫn tận tình của cô đã giúp em có được vốn kiến thức để hoàn thành đồ án một cách tốt nhât. Qua thời gian làm việc cùng cô Hồ Thị Mỹ Nữ em thấy kiến thức chuyên ngành cơ khí của mình được cải thiện lên rất nhiều. Tuy nhiên đây là lần đầu được tính toán thiết kế nên vẫn còn những điểm thiếu sót, em mong được sự giúp đỡ và góp ý của các thầy cô để kiến thức của em được cải thiện tốt hơn. Em xin chân thành cảm ơn sự tận tình giúp đỡ của cô Hồ Thị Mỹ Nữ để em được hoàn thành tốt môn học này. Phạm Quang Kiên Yêu cầu đồ án: Thiết kế một hệ thống truyền động dựa trên các kiến thức đã học: Tính toán công suất, số vòng quay, tỉ số truyền Tính toán các bộ truyền Phân tích lực, tính toán độ bền trục, then, lựa chọn dạng ổ thích hợp Tập thuyết minh, 1 bản vẽ A0 + 1 bản vẽ A3 thực hiện trên AutoCAD. Thời gian làm việc 3 ca, tải trọng như hình vẽ Các thông số đã cho: P = 4,3(kW) n = 27(v/p) Thời gian làm việc : Lh= 16000h Làm việc : 3 ca Sơ đồ phân bố tải trọng I . TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.Chọn động cơ Chọn hiệu suất của hệ thống P Hiệu suất truyền động : η=ηknηbrηtvηxηol4=0,99.0,96.0,82.0.9.0,994=0,67 + Với ηkn=0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi ηbr=0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng ηtv=0,82 : Hiệu suất bộ truyền trục vít ( z1=2 ) ηx=0,9 : Hiệu suất bộ truyền xích để hở ηol=0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn Tính công suất cần thiết Công suất tính toán Pt=Ptd=PT1T2t1+T2T2t2+T3T2t3t1+t2+t3=4.3TT20,2t+0,9TT20,5t+0,7TT20,3t0,2t+0,5t+0,3t =3,73(kW) Công suất cần thiết Pct=Ptη=3.730,67=5,57 (kW) Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ Số vòng quay trên trục công tác nct=27(vòng/phút) Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21,sách (1)) uch=uhux=60. 2= 120 uh là tỉ số truyền của HGT bánh răng trục vít uh=60490 -ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích : ux=245 Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb=nct.usb=27.120=3240 (vòng/phút) Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb=3000 ( vòng/ phút ) Chọn động cơ điện Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn : ó Pđc≥ Pct=5,57 kW nđc≈nsb=3000(vòng/phút) Tra bảng P.13 trang 236, Tài liệu (1) ta chọn Động cơ 4A112M2Y3Pđc=7,5 kW nđc=2922 (vòng/phút) 2. Phân phối tỉ số truyền Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động uch=nđcnct=292227=108 Ta có : uch = uh . ux ( 1) Tỉ số truyền của bộ truyền xích chọn sơ bộ: ux=2,5 (tra bảng 2.4, trang 21,sách [1] ) ubr=uchux=1082,5=43,2 ubr=uchuxutv=1082,5.20=2,16 - Mà (2) Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25[1] ( trang 48) . Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta chọn C = 0,9. Dựa vào uh = 43,2 , gióng lên ta có ubr = 2 . Thay lại công thức ( 2) ta được: utv=uhubr=43,22=21,6 Ta chọn utv = 22, uh = 45 Thay vào công thức (1) ta có tỉ số truyền của xích ux=10845=2,4 3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục a. Phân phối công suất trên các trục P3=Plvηolηx=4,30,99.0,9=4,826(kW) P2=P3ηolηtv=4,8260,99.0,82=5,945(kW) P1=P2ηolηbr=5,9450,99.0,96=6,255(kW) Pđc=P1ηolηkn=5,4250,99.0,99=6,382(kW) b. Tính toán số vòng quay trên các trục n1=nđc=2922 (vòng/phút) n2=n1ubr=29222,16=1352,778 (vòng/phút) n3=n2utv=1352,77822=61,49 (vòng/phút) n4=n3ux=61,492,4=25,62 (vòng/phút) c. Tính toán Momen xoắn trên các trục Tđc=9,55.106Pđcnđc=9,55.1066,3822922=20858,35(Nmm) T1=9,55.106P1n1=9,55.1066,2552922=20443,28 (Nmm) T2=9,55.106P2n2=9,55.1065,9451352,778=41969 (Nmm) T3=9,55.106P3n3=9,55.1064,82630,062=1385506,48 (Nmm) Tct=9,55.106Plvnlv=9,55.1064,327=1512962,96 (Nmm) Bảng thông số kĩ thuật Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Công suất P (kW) 6,382 6,255 5,945 4,826 4,3 Tỷ số truyền u 1 2 22 2,4 Số vòng quay n (vòng/phút) 2922 2922 1352,778 61,49 25,62 Momen xoắn T (Nmm) 20858,35 20443,28 41969 1385506,48 1512962,96 II. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u1 = 2 P1 = 6,255 kW P2 = 5,945 kW n1 = 2922 vòng/phút, n2 = 1352,778 vòng/phút T1 = 20443,28 N.mm, T2 = 41969 N.mm a. Chọn vật liệu: - Vì công suất trên bánh dẫn P1 = 6,255 không quá lớn . Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau Với Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh răng nhỏ ( bánh 1 ) : HB1 = 241285 có σb=850 MPa σch1=580 MPa Chọn HB1=250 Bánh răng lớn ( bánh 2 ) : HB2 = 192240 σb=750 MPa σch2=450 MPa Chọn HB2=235 b. Ứng suất cho phép l .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] Theo công thức 6.1 và 6.2[1] Trong đó: ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng YS –hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1 Vậy các công thức trên trở thành . [σH]= (σHlim0 /sH). KHL (6.1) [σF]=( σFlim0/sF). KFL (6.2) SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1] ta có : σHlim0 = 2.HB+70 , sH = 1,1 σFlim0 =1,8.HB , sF =1,75 -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có . KHL, KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4[1]: mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6. NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. NFO = 4.106. ( Đối với tất cả các thép ) NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có: Từ công thức 6.7[1] c - số lần ăn khớp trong một vòng quay (c =1) ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i ti - thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ih=ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=16000h Ta có n1 = 2922( vòng/phút ) , n2 = 1352,778( vòng/phút ) . NHE2=60.1292222.16000.13.0,2+ 0,93.0,5+0,730,3=8,51.107 NHE2≥ NHO2=1,626.107 KHL2=1 Mà NHE1= NHE2.u1= 3,94.107.2=7,88.107 N HE1 ≥ NHO1=1,71.107 KHL1=1 Từ công thức 6.1[1] ta có: δH1= 5701,1=518,2 Mpa δH2= 5401,1=490,9 Mpa Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng → [σH]= min [ [σH1], [σH2] ] = 490,9 (MPa). Do tải trọng thay đổi : Từ công thức 6.8[1] Ta có c =1, n1 = 2992 (v/ph) ≥ n2→ NFE1 ≥ NFE2 NFE2=60.1292222.16000.16.0,2+ 0,96.0,5+0,76.0,3=6,39.107 NFE2≥ NFO2=4.106 KFL2=1 NFE1 ≥ NFE2≥ NFO2= 4.106. KFL1=1 Từ công thức 6.2[1] ta có: δF1= 4501,75=257,1 Mpa δF2= 4231,75=241,7 Mpa ˜Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Theo công thức 6.13[1] l.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Theo công thức 6.14[1] 1max=3max=0,8ch1=0,8.580=464 MPa 2max=4max=0,8ch2=0,8.450=360 MPa ˜Xác định các thông số của bộ truyền ˜Các thông số cơ bản của bộ truyền. Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a[1] ta có: aw=Ka.(u+1)3T1.KHβσH2.u. Với Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5 , Theo bảng 6.6[1] tacó =0,4. Theo công thức 6.16[1] ta có = 0,53.0,4.( 2 +1) = 0,636 : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với =0,636 = 1,03 Thay vào công thức 6.15a ta có aw=49,5 2+1.320443,28.1,03490,9 2.2.0,4 aw= 70,95 mm Lấy aw = 80 mm ( Theo TC SEV229-75 sách [1] trang 99) l Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1: dw1=2awu1+1=2.802+1=53,33 (mm) ˜ Các thông số ăn khớp. Xác định môđum m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6 Theo tiêu chuẩn bảng 6.8[1] ta chọn m = 1,5 Xác định số răng Theo công thức 6.19[1] Số răng bánh nhỏ là: z1=2awm( u+1 )= 2.801,5.(2+1) = 35,56 mm Chọn z1 = 35 Theo công thức 6.20[1] z2 = u.z1 = 2.35 = 70 Số răng tổng : Zt = z1 + z2 = 35 + 70 =105 răng Xác định đường kính chia d1=mz1cosβ= 1,5.35cos0=52,5 mm d2=mz2cosβ= 1,5.70cos0=105mm Xác định đường kính đỉnh răng da1=d1+2 1+x1-∆ym=52,5+2 1+0-0.1,5=55,5mm da2=d2+2 1+x2-∆ym=105+2 1+0-0.1,5=108mm Xác định đường kính đáy răng df1=d1- 2,5-2x1m=52,5-2,5-0.1,5=48,75mm df2=d2- 2,5-2x2m=105-2,5-0.1,5=101,25mm T Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1] σH=ZMZHZε2T1KH(u ±1)bwudw2 ≤ σH Trong đó : ZM : Hệ số cơ tính của vật liệu . Tra bảng 6.5[1] ta có : Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa1/3 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH= 2cosβbsin2atw - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở ( Bánh răng thẳng ) Với : tanβb=cosat.tanβ=0 ( do β=0) ∝tw=arccosa.cos∝taw( bảng 6.111) Với ∝t=arctan⁡(tan∝/cosβ)=arctan⁡(tan20°/cos0°)= 20° ( ∝ =20°vì theo TCVN 1065-71 , bảng 6.11[1]) db1=d1cos∝=52,5.cos20=49,33mm db2=d2cos∝=105.cos20=98,67mm Khoảng cách trục chia a=0,5mz1+z2=0,5.1,5.35+70=78,75mm ∝tw=arccos78,75.cos20/80=22°20' ZH= 2cosβbsin2∝tw=2.cos0sin2.22°20'=1,687 Zε :hệ số sự trùng khớp của răng Zε=4-εa3 Với : ( theo công thức 6.38b[1]) εa= 1,88-3,2.1z1+1z2.cosβ=1,88-3,2135+170cos0=1,7429 Suy ra : Zε=4-εa3=4-1,74293=0,867 KH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức 6.39[1] : KH=KHβKHαKHv : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với = 0,636 = 1,03 KHα : Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng KHα=1 Vận tốc vòng : v=πdw1n160000=3,14.53,33.144560000=4,033(ms) →chọn cấp chính xác 8 KHv: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp KHv=1+vHbwdw12T1KHβKHα( công thức 6.411) Trong đó : vH=σH.g0.v.awu Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có : σH=0,006 g0=56 Suy ra : vH=σH.g0.v.awu=0,006.56.4,033.802=8,57≤vmax=380 ( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1]) bw : chiều rộng vành răng bw=awyba=80. 0,4=32mm KHv=1+8,57.32.53,332.20443,28.1,03.1=1,35 KH = 1,03.1.1,35 = 1,39 Theo công thức 6.33 σH=274.1,687.0,867.2.20443,28.1,39.2+132.2.53,332 =387,87 MPa Tính ứng suất tiếp xúc cho phép : hệ số xét đến nhám bề mặt răng Cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm Tra bảng ta được = 0,95 Zv = 0,85.v0,1 = 0,85. 4,0330,1 = 0,977 Ta có : da1=55,5 <da2=108mm<700mm ( Trang 91[1] ) ZxH = 1 σH=490,9.0,977.0.95.1=455,63> σH=387,87 Mpa Vật liệu làm bánh răng thỏa điều kiện về tiếp xúc . l Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn - Để đảm bảo độ bền uốn cho răng : Công thức 6.43[1] σF1=2T1KFYεYβYF1bwdw1m ≤ σF1 Với : Yε=1εα=11,7429=0,574 Vì là bánh răng thẳng nên Yβ=1 Dựa vào bảng 6.18[1] với zv1 = 35 , zv2 = 70 ta có YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,61 Với : KF=KFβKFαKFv KF : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với =0,636 KFβ = 1,08 KFα : Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng KFα=1 Vận tốc vòng : v=πdw1n160000=3,14.53,33.144560000=4,033(ms) →chọn cấp chính xác 8 KFv: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp KFv=1+vFbwdw12T1KFβKFα( công thức 6.411) Trong đó : vF=σF.g0.v.awu Tra bảng 6.15 [1] và 6.16 [1] ta có : σF=0,016 g0=56 Suy ra : vF=σF.g0.v.awu=0,016.56.4,033.802=22,85≤vmax=380 ( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1]) bw : chiều rộng vành răng ( tra bảng 6.6[1] để tìm yba ) bw=awyba=80. 0,4=32 mm KFv=1+22,85.32.53,332.20443,28.1,08.1=1,88 KF = 1,08.1.1,88= 2,03 Công thức 6.43[1] σF1=2.20443,28.1,9788.0,574.1.3,732.53,33.1,5=67,12 MPa Theo công thức 6.44[1] : σF2=σF1YF2YF1=67,12.3,613,7=65,49 MPa Mà ta lại có : σF1=257,1 MPa > σF1 σF2=241,7> σF2 Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn . ˜ Kiểm nghiệm răng về quá tải . Ta có : Kqt=TmaxT=2,2 ( tra bảng PL31) Ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax=σHKqt=387,87.2,2=575,3MPa<σH2max=1260 Ứng suất uốn cực đại σF1max=σF1Kqt=67,12.2,2=147,664<257,1MPa σF2max=σF2Kqt=65,49.2,2=144,08<241,7MPa Vậy các điều kiện được thỏa mãn T . Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng . Thông số Kích thước 1.Số răng Z1=35 Z2=70 2.Khoảng cách trục chia. a = 78,75mm. 3.Khoảng cách trục. aW = 80 mm. 4.Đướng kính chia. d1=52,5mm. d2=105mm. 5.Đường kính đỉnh răng da1=55,5mm da2=108mm 6.Đường kính đáy răng df1=48,75mm df2=101,25mm 7.Đường kính cơ sở db1=49,33 mm db2=98,67mm 8.Góc prôfin góc ∝=20° 9.Góc prôfin răng ∝t=20°. 10.Góc ăn khớp ∝tw=22°20' 11.Hệ số trùng khớp ngang ε∝=1,7429 12.Hệ số dịch chỉnh X1 = 0mm X2 = 0mm. 13.Chiều rộng răng bW = 32mm. 14.Tỉ số truyền. u = 2 15.Góc nghiêng răng b = 00. 16.Mô đun m=1,5 Thiết kế bộ truyền trục vít Các thông số của bộ truyền trục vít: u2 = 22 P2 = 5,945 kW, P3 = 4,826 kW n2 =1352,778 vòng/phút; n3 = 61,49 vòng/phút T2 =41969 Nmm; T3 = 1385506,48 Nmm. Chọn vật liệu: Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức 7.1[1] : vs=4,5 .10-5. n23T2=4,5.10-5.1352,778.341969=2,12m/s vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. ( Bảng 7.1[1]) Sử dụng thép C45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45. B .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4. Ta có : σH=220 MPa Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có: Với = => NFE = => Vậy = 160.0,7 = 112 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.14[1], ta có: b. Xác định các thông số của bộ truyền l Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục Với u2 = 22 , chọn z1 = 2 => z2 = u2.z1 = 22.2 = 44 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.44 = 13,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 16 T3 = 1385506,48 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: => aω2 = Chọn aω2 =190 mm. Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: m2 = Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 6,3 Khi đó Lấy aω2 = 190 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: x = thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 Kiểm nghiệm răng bánh vít Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: Với dω2 = m2(q + 2x) = 6,3 (16 + 2.0,15) = 102,69 (mm) γω = arctg Do đó: Theo bảng 7.6[1], với vs = 7,32 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục vít là cấp 7. Với vs = 7,32 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,1 Theo công thức 7.24[1] Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1], Với z1 = 2, q = 16 tra được θ =190 T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít Vậy: Theo công thức 7.23[1]: KH = KHvKHβ = 1,1.1,001= 1,1011 Theo công thức 7.19[1] ta có: => < [] = 220(MPa) Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 7.26[1] Trong đó mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít Với γ = arctg => mn2 = 6,3cos7,12 =6,25 b2 : chiều rộng vành răng bánh vít Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.18.6,3 = 85,05 Lấy b2 = 72 mm d2 = m2 z2 = 6,3.44 = 277 (mm) YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với Tra được YF = 1,48 KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,1011 Vậy: Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn Các thông số cơ bản của bộ truyền -Khoảng cách trục aω = 190 mm -Hệ số đường kính q = 16 -Tỉ số truyền u2 = 22 -Số ren trục vít, răng bánh vít z1 = 2; z2 = 44 -Hệ số dịch chỉnh bánh vít x = 0,15 mm -Góc vít γ = 7,12o -Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 = (11 + 0,06.44).6,3 = 85,932 (mm) -Modum m2 = 6,3 -Chiều rộng bánh vít b2 = 72 mm -Đường kính vòng chia d1 = qm2 = 16.6,3 = 101 (mm) d2 = m2z2 = 6,3.44 = 277 (mm) -Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 101 + 2.6,3 = 114 mm da2 = m(z2 + 2 + 2x ) = 6,3.(44 + 2 + 2.0,15) = 292 (mm) -Đường kính vòng đáy df1 = m(q – 2,4)=6,3.(16–2,4)=85,68 (mm) df2 = m(z2 -2,4 + 2x) =6,3.(44 – 2,4 + 2.0,15) = 263,97 (mm) -Đường kính ngoài bánh vít daM2 =da2+1,5m=292+1,5.6,3 =301,45 (mm) Tính nhiệt Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít. Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là: Với: -: hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian Theo công thức 7.30[1]: -: hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy = 0,25 -[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o -to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o -Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt Với n2 = 1352,778 vòng/phút => Ktq = 24 -Kt = 13 W/m2.oC -η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1] Vậy: Thiết kế bộ truyền ngoài Ta có bảng thông số của bộ truyền u = 2,4 P3 = 4,826 kW n3 = 61,49 vòng/phút Chọn loại xích Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn. Xác định các thông số của bộ truyền xích Chọn loại xích Với u = 2,4 , theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 25 là số răng đĩa xích nhỏ z2 = u.z1 = 2,4. 25 = 60 (răng) Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn Với Pt : công suất tính toán P: công suất cần truyền, P = 4,826 kW kz : hệ số răng, ta có kz = , kn: hệ số vòng quay kn =, với n01 = 50 vòng/phút Theo công thức 5.4[1] K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc Với k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p) kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1 kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3 kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca, kc=1,25 K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79 Vậy Pt = 4,826.1,79.1.0,81= 7 (kW) Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] = 10,5 (kW). Khoảng cách trục a= 40p = 40.38,1 = 1524 (mm) Theo công thức 5.12[1], số mắt xích x x = 123,276 Lấy số mắt xích chẵn xc = 124 Chiều dài xích : L = p.xc = 38,1.124 = 4724,4mm Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục: a =1538 (mm) Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a = 0,003a = 0,003.1538 = 4,614 (mm) Vậy a = 1533 mm. Số lần va đập của xích Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây: i = Theo bảng 5.9[1], với p = 38,1 thì [i] = 20 Vậy i < [i] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mòn Theo công thức 5.15[1] ta có s=QkđFt+F0+Fv Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 38,1 thì tải trọng phá huỷ Q = 127 kN, khối lượng 1m xích q = 5,5 kg kđ : hệ số tải trọng động. Do kđ = 1,2. v= Ft: lực vòng, Ft = Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra Ta có Fv = qv2 = 5,5.0,982 =5,28 (N) F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với F0 = 9,81kfqa trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4 F0 = 9,81.4.5,5.1,533 = 330,85 (N) Vậy s=QkđFt+F0+Fv=1270001,2.4924,5+330,85+5,28=20,33 Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vòng/phút có [s] = 7 Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17[1] ta có: d1 = , d2 = d1=  304 (mm), d2= (mm) Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =304 mm, đĩa bị dẫn d2 = 728 mm. Theo bảng 14.4b[1] ta có: Đường kính vòng đỉnh răng của: + Đĩa dẫn:da1=p.(0,5+cotπz1)=38,1.0,5+cotπ25=136,4 + Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotgmm Đường kính vòng đáy răng của: + Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r + Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 22,23 r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm) Do đó: df1 = 304 – 11,22.2 = 281,56 (mm) df2 = 728 – 11,22.2 = 705,56 (mm). Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo công thức 5.18[1]: Ft : lực vòng, Ft = 4924,5 N Fvđ : lực va đập trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7.n3.p3.m Fvđ = 13.10-7.61,49. 38,13.1 = 4,42 (N) E = 2. Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa) kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1 kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 kr = 0,42 kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích) Theo bảng 5.12[1], với p = 38,1 có A = 395 mm2 Vậy: Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là = 600 Mpa. Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15 Vậy Fr = 1,15.4924,5 = 5663,175 (N) III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI Sơ đồ phân tích lực chung Thiết kế trục Vì tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và tôi cải thiện cho cả bả trục có σb=600 MPa, ứng suất xoắn cho phép τ=12÷20 MPa Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay Bộ truyền bánh răng trụ ( theo Công thức 10.1[1]) Lực vòng: Ft1=Ft2= 2T1dw1=2.20443,2853,33=767 N Lực hướng tâm: Fr1=Fr2=Ft1tgαtwcosβ=767.tg22°22'cos0=316 N Lực dọc trục: Fa1=Fa2=Ft1tgβ=767.tg0=0(N) Bộ truyền bánh vít – trục vít ( theo Công thức 10.2[1]) Fa3=Ft4= 2T2d2=2.41969277=303 N Ft3=Fa4=Fa3tgγ∓φ + Vì trục vít chủ động nên ta chọn dấu “ + “, Ma sát nhỏ nên Ft3=Fa4= Fa3tgγ=303.tg7°12'=38 (N) Fr3=Fr4=Fa3tg∝=303.tg20=110(N) Thiết kế trục 1 Tính sơ bộ đường kính trục Động cơ 4A112 có đường kính trục là ddc = 32 mm, do đó theo công thức kinh nghiệm lấy đường kính trục 1 là d1=0,8÷1,2ddc=0,8÷1,2.32=25,6÷38,4 mm Ta chọn d1 = 30 mm Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b01 = 19 mm. Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực 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],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75. Chọn lm12 = 50 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm13 = 40 mm Khoảng côngxôn trên trục 1: lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 15 +15 = 64,5 mm Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là: l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ, lấy k3 = 15 mm. hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm. Theo bảng 10.4[1] ta có: l12 = lc12 = 64,5 mm l11 = 2l13 = 2.49,5 = 99 mm Xác định phản lực tại các gối đỡ: Kí hiệu các lực khớp và ổ trục như hình vẽ Momen tính toán Tk=k.Tdc=2.20858,35=41716,7 Nmm (tra bảng 16.1, trang 58, [2] với xích tải k = 2) Tra bảng 16.10a, trang 69, [2] ta có Momen xoắn cho phép: [T] = 63 Nm Đường kính ngoài: D =100 mm Đường kính tâm lổ chốt D0 = 71 mm Lực do bộ truyền ngoài Lực nối trục: Fk=0,2÷0,32TđcD0=0,2÷0,32.20858,3571=117,5÷176,3mm Ta chọn Fk=153 N Ta có phương trình cân bằng lực và mômen Xét mặt phẳng zOy: MA=0 ↔-Fy2.99+Fr1.49,5=0↔Fy2=158(N) MB=0 ↔Fy1.99-Fr1.49,5=0↔Fy1=158(N) Xét mặt phẳng xOz: MA=0 ↔-Fk.64,5-Ft1.49,5+ Fx2.99=0↔Fx2=483 (N) MB=0 ↔-Fk.163,5+Ft1.49,5-Fx1.99=0↔Fx1=131 (N) Biểu đồ Momen: Xác định đường kính các đoạn trục Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo ct 10.15[1], 10.16[1] ta có: Từ công thức 10.17[1] ta có: Vật liệu là thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có [σ] = 63 MPa Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 1 như sau: d10 = 30 mm, d12 = 38 mm, d11 =d13 = 35 mm Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguy hiểm của trục 1 Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu: Trong đó : sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp [s] : hệ số an toàn cho phép ( [s]=1,52,5) Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có: Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có: Theo bảng 10.6[1] ta có: Theo bảng 9.1[1] với d12 = 38 mm, tra được then có t1 = 5 mm, b = 10 mm Do đó: Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động => τm = τa = : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7[1] tra được: hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có: Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được: Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63) Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt) hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo bảng 10.10 ta có: Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được: Kσ =1,76; Kτ = 1,54 Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp , theo bảng 10.11[1] tra được: = 2,06; = 1,64 Ta lại có: Do vậy ta chọn = 2,07; = 1,97 Vậy ta có: => Do vậy trục 1 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn. Thiết kế trục 2 Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] dk Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa Do đó: d2 Chọn sơ bộ d2 = 30 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[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],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm12 = 40 mm Khoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(40+ 19) +10 +10 = 49,5mm Theo bảng 10.14[1] ta có: l21 = (0,9..1)daM2 = (0,9..1)301,45 = 271,3..301,45. Lấy l21 = 300 mm l23 = Xác định phản lực tại các gối đỡ: Kí hiệu các lực như hình vẽ M3=Fa3.d12=303.1012=15302 Nmm Xét mặt phẳng zOy: MA=0 ↔Fy4=96 (N) MB=0 ↔Fy3=474 (N) Xét mặt phẳng xOz: MA=0 ↔Fx4=146 (N) MB=0 ↔Fx3=875 (N) Biểu đồ momen : Xác định đường kính các đoạn trục 2 Mômen tương đương tại các tiết diện trục 2 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có: Vậy: Từ công thức 10.17[1]: Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 2 là d2 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có = 63 MPa. Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 2 như sau: d20 = 28 mm, d21 =d23 = 30 mm, d22 = 34mm Thiết kế trục 3 Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] dk Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa Do đó: d3 Chọn sơ bộ d3 = 80 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 3 là b03 = 39 mm Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[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],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ bánh vít: lm32 = (1,2÷1,8)d3 = (1,2÷1,8).80 = 96 ÷ 144. Chọn lm32 = 100 mm Chiều dài mayơ đĩa xích: lm33 = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).80 = 96 ÷ 120. Chọn lm33 = 100 mm Khoảng côngxôn trên trục 3 từ đĩa xích tới ổ là: lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5.(100+ 39) +15 +15 = 99,5mm Theo bảng 10.14[1] ta có: l32 = 0,5(lm32 + b03) + k1 + k2 = 0,5.(100+ 39) +10 +10 = 89,5mm l31 = 2.l32 = 2.89,5 = 179 mm l33 = l31 + lc33 = 179 + 99,5 = 278,5 mm Xác định phản lực tại các gối đỡ: Bộ truyền xích đặt nằm nghiêng góc β = 300 Lực tác dụng lên trục của bộ truyền xích là: FX = 5663,175 N Kí hiệu các lực như hình vẽ M4=Fa4.d22=38.2772=5263 Nmm Fx=5663,175 N Xét mặt phẳng zOy: MA=0 ↔Fy6=8896 (N) MB=0 ↔Fy5=3067 (N) Xét mặt phẳng xOz: MA=0 ↔Fx6=152 (N) MB=0 ↔Fx5=152 (N) Ta có biểu đồ mômen : Xác định đường kính các đoạn trục Mômen tương đương tại các tiết diện trục 3 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có: Vậy: Từ công thức 10.17[1]: Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 3 là d3 = 80 mm, theo bảng 10.5[1] có =48 MPa. Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 3 như sau: d30 = d32 = 65 mm , d31 =70 mm, d33 = 58 mm Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Dựa vào biểu đồ mômen trục 3, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 31 và 32 là tiết diện nguy hiểm của trục 3. Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu: Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có: Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có: Theo bảng 10.6[1] tại tiết diện trục có lắp 1 then Theo bảng 9.1[1], d31 =70 mm, tra được then có t1 = 7,5 mm, b = 20 mm Do đó: Tại tiết diện trục lắp ổ lăn có Do đó ta có: Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động => τm = τa = : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7[1] tra được: hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có: Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được: Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63) Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt) hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo bảng 10.10 ta có: Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được: Kσ =1,76; Kτ = 1,54 Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp , theo bảng 10.11[1] tra được: = 2,52; = 2,03 Ta lại có: Do vậy ta chọn = 2,52; = 2,05 Vậy ta có: => Do vậy trục 3 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn. Chọn then Ta có bảng các kích thước của then chọn tại các tiết diện trục: ` Tiết diện Đường kính trục b x h t1 t2 r1 r2 10 30 8 x 7 4 2,8 0,16 0,25 12 38 10 x 8 5 3,3 0,25 0,4 20 28 8 x 7 4 2,8 0,16 0,25 31 70 20 x 12 7,5 4,9 0,25 0,4 33 58 16 x 10 6 4,3 0,25 0,4 Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1[1] và 9.2[2]: 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 Ta có bảng kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục Với lt = 0,9.1,5d= 1,35d Tiết diện T (Nmm) 10 20443,28 9,86 2,96 12 20443,28 6,99 2,1 20 41969 26,44 9,91 31 1385506,48 93,09 20,9 33 1385506,48 152,5 38,1 Theo bảng 9.5[1], với đặc tính tải trọng là tĩnh, dạng lắp cố định ta có [sd] = 150 MPa [tc] = 60 ¸ 90 MPa Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Chọn ổ lăn a. Trục 1 Chọn loại ổ lăn Do trục 1 sử dụng cặp bánh răng thẳng, lực dọc trục Fa = 0 nên ta sử dụng ổ bi đỡ Chọn sơ đồ, kích thước ổ Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 35 mm, theo bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ ký hiệu 207 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 35 mm -Đường kính ngoài: D = 72 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 13,9 kN -Khả năng tải động: C = 20,1 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Đảo chiều khớp nối tính lại Fx, Fy Sơ đồ như hình vẽ Ta có các phương trình cân bằng Xét mặt phẳng zOy: MA=0 ↔Fy2'=158 (N) MB=0 ↔Fy1'=158 (N) Xét mặt phẳng xOz: MA=0 ↔Fx2'=284 (N) MB=0 ↔Fx1'=752 (N) Ta có: Do nên ta kiểm tra khả năng tải động của ổ không chịu tác động của lực hướng tâm Theo công thức 11.3[1] ta có: Q = (XVFr + YFa)ktkđ Với Fa = 0 X: hệ số tải trọng hướng tâm, X = 1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = 1.1.768.1.1,3 = 998,4 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE= Q30,2+ 0,93.0,5+0,730,3=872N Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động quy ước m: với ổ bi m = 3 (bậc của đường cong mỏi) L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 16000 giờ n = 2922 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 20,1 kN Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] ta có: Qt = X0Fr + Y0Fa Do Fa = 0 X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng11.6[1] , X0 = 0,6 => Qt = 0,6.768 = 461 < Do đó: Q0 = 768 N => Q0 < C0 => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. b. Trục 2 Chọn loại ổ lăn Do vận tốc trượt trên bộ truyền bánh vít – trục vít lớn, nhiệt sinh ra nhiều, trục bị giãn dài trong quá trình làm việc. Mặt khác tải trọng dọc trục lớn. Do vậy ta sử dụng ổ bi đỡ tuỳ động tại vị trí giữa bánh răng và trục vít, ổ còn lại sử dụng ổ kép là cặp ổ đũa côn. Chọn sơ đồ, kích thước ổ kép Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 30 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng ký hiệu 7606 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 30 mm -Đường kính ngoài: D = 72 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 51 kN -Khả năng tải động: C = 61,3 kN -Góc ăn khớp: α = 12,000 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ta có: Fr4 = Theo công thức 11.3[1] ta có: Q = (0,6XVFr + YFa)ktkđ Theo công thức 11.15b[1] ta có tải trọng dọc trục là: Fa = 0,5.0,83.e.Fr + Fat Với Fat = 303N e = 1,5tgα = 1,5.tg12 = 0,3188 => Fa = 0,5.0,83.0,3188.175 + 303 = 359 (N) Do < e Nên theo bảng 11.4[1] ta có: X = 1 Y = 0 V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = (0,6.1.1.175+0.359).1.1,3 = 136,5 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE= Q1030,2+ 0,9103.0,5+0,71030,3=119,6 N Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc của đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, =16000 giờ n2 = 1352,778 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 61,3 kN => ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là: Qt = 0,6.X0Fr + Y0Fa Do Fa = 0 X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có X0 = 0,5 Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg12 = 1,04 => Qt = 0,6.0,5.175+1,04.359 = 426 > Fr Do đó: Q0 = 426 N => Q0 < C0 = 51 kN => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh Chọn ổ bi đỡ tuỳ động Với đường kính ngõng trục là dngõng = 30 mm, theo bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ có ký hiệu 206 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 30 mm -Đường kính ngoài: D = 62 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 10,2 kN -Khả năng tải động: C = 15,3 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Fr3 = Theo công thức 11.6[1] ta có: Q = VFr ktkđ Trong đó: V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = 1.995.1.1,3 = 1293,5 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE= Q30,2+ 0,93.0,5+0,730,3=1130N Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc của đường cong mỏi, m = 3 L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 16000 giờ N2 = 1352,778 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 25,7 kN Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] và 11.20[1], Fa = 0 => Q0 = Fr = 995 N => Q0 < C0 = 10,2 kN => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. c. Trục 3 Chọn loại ổ lăn Trên trục 3 có gắn bánh vít, do yêu cầu về ăn khớp của bánh vít nên trục 3 cần có độ cứng vững cao, do đó ta sử dụng cặp ổ đũa côn. Chọn sơ đồ, kích thước ổ Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 65 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ trung ký hiệu 7313 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 65 mm -Đường kính ngoài: D = 140 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 111 kN -Khả năng tải động: C = 134 kN -Góc ăn khớp: α = 11,5 0 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ta có: Fr5 = Fr6 = e = 1,5.tgα = 1,5.tg11,5 = 0,31 Lực dọc trục do các lực hướng tâm sinh ra trên các ổ là: Fs5 = 0,83e.Fr5 = 0,83.0,31.3071 = 790 N Fs6 = 0,83e.Fr6 = 0,83.0,31.8897 = 2289 N Theo bảng 11.5[1], tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ là: Do Ta có: Theo bảng 11.4[1] ta có: X5 = 0,4; Y5 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg11,5 = 1,97 => X6 = 1, Y6 = 0 Theo công thức 11.3[1] tải trọng quy ước trên ổ là: Q5 = (X5VFr5 + Y5Fa5)ktkđ = (0,4.1.3071 +1,97.2327)1.1,3 = 7556 N Q6 = (X6VFr6 + Y6Fa6)ktkđ = 1.1.8897 .1.1,3 = 11566 N Với V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 => Q6 > Q5 Vậy ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ 6 là đủ Do bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên theo công thức 11.12[1], tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ là: QE= Q1030,2+ 0,9103.0,5+0,71030,3=10132 N Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động tương đương m: bậc của đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 16000 giờ n3 = 61,49 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 61,3 kN => ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là: Qt = X0Fr + Y0Fa Do Fa6 = 2289 N Fa5 = 2327 N X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có X0 = 0,5 Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg11,5 = 1,08 Nên ta có: Qt6 = (0,5.8,897+1,08.2,289) = 6,92 Qt5 = (0,5.3,071+1,08.2,327) = 4,05 Do đó lấy Q0 = 6,92 kN => Q0 < C0 = 111 kN => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. Chọn khớp nối Sử dụng phương pháp nối trục vòng đàn hồi. Hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi, sử dụng bộ phận đàn hồi là cao su. Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Mômem xoắn danh nghĩa cần truyền là: T = 20858,35 Nmm Mômen xoắn tính toán là: Theo công thức 16.1[2] ta có: Tt = k.T Với k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Theo bảng 16.1[2] lấy k = 2. Vậy Tt = 2.20,85835 = 41,7167(Nm) Theo bảng 16.10a[2], với đường kính của trục 1 là 32 mm ta chọn kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi Bảng 16.10b[2] dc dl D2 l l1 l2 l3 h 14 M10 20 62 34 15 28 - *Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt Ta có điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi là: với Ta có thỏa mãn Điều kiện sức bền của chốt: với , Ta có thỏa mãn Vậy nối trục vòng đàn hồi đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền và dập của vòng đàn hồi và chốt. IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc a. Chiều dày - Chiều dày thân hộp: 0,03.abv-tv + 3 = 0,03.190 + 3 = 8,7 (mm) Lấy 9 mm - Chiều dày nắp bên: 0,03.awbr + 3 = 0,03.80 + 3 = 5,4 (mm) Lấy 8 mm - Chiều dày nắp trên: = 0,9.9 = 8,1 Lấy = 8 mm - Chiều dày nắp ổ kép: = 8 mm b. Gân tăng cứng - Chiều dày: e = (0,8¸1)9 = 7,2 ¸ 9 Lấy e = 8 mm - Chiều cao: h = 50 mm - Độ dốc : 20 c. Đường kính - Bulông nền: d1 > 0,04atv-bv +10 = 0,04.190 + 10 = 17,6 Lấy d1 = 18 mm - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7¸0,8) d1 = 12,6¸14,4. Lấy d2 = 14 mm - Bulông ghép nắp bích và thân: d3 = (0,8 ¸ 0,9)d2 = 11,2 ¸ 12,6 Lấy d3 = 12 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6¸0,7)d2 = 8,4 ¸ 9,8 Lấy d4 = 10 mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5¸0,6)d2 = 7¸ 8,4 Lấy d5 = 8 mm d. Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4 ¸ 1,8)d3 = 16,8 ¸ 21,6 mm. Lấy S3 = 18 mm - Chiều dày bích nắp trên S4 = (0,9 ¸ 1)S3 = 16,8 ¸ 18 mm. Lấy S3 = 17 mm - Chiều dày bích nắp bên S5 = (1,4 ¸ 1,8)d4 = 14¸ 18 mm. Lấy S4 = 15 mm Khe hở giữa các chi tiết - Bánh răng, bánh vít với thành trong của hộp: . Lấy = 10 mm - Đỉnh bánh răng lớn tới đáy . Lấy = 30 mm Mặt đế hộp - Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 3.18 = 54 (mm) S1 = (1,3¸1,5)d1 = 23,4¸27. Lấy S1 = 24 mm Kích thước gối trục - Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1,6d2 = 1,6.14 = 22,4. Lấy E2 = 22 mm R2 = 1,3d2 = 1,3.14 = 18,2. Lấy R2 = 18 mm - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = E2 + R2 + (3¸5) = 18 + 22 + (3¸5) = 43¸45 Lấy K2 = 45 mm => K3 = 40 mm Số lượng bulông nền Tính sơ bộ L = l11 + l21 +2= 99 + 300 + 2.10 = 419 (mm) Lấy L = 420 mm B = l31 + 2. = 179 + 2.10 = 199 Lấy B = 200 mm Lấy z = 4 2. Một số chi tiết khác a. Cửa thăm Dùng để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào vào hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có gắn nút thông hơi. Kích thước của cửa thăm như sau: Các ký hiệu của kích thước như trong bảng 18.5[2] A B A1 B1 C K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8 x 22 4 b. Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được nắp trên cửa thăm. Theo bảng 18.6[2] ta chọn kích thước nút thông hơi như sau: Ký hiệu các kích thước như hình vẽ trong bảng 18.6[2] A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 x 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 c. Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Theo bảng 18.7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như sau: d b m f L c q D S Do M20 x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 d. Kiểm tra mức dầu Ta sử dụng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm tra mức dầu e. Chốt định vị Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm của trục 3. Lỗ trục lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng mỏi. Theo bảng 18.4b[2] ta chọn chốt định vị hình côn có hình dạng và kích thước như sau: d c l 6 1,0 45 f. Cốc lót Cốc lót được dùng để đỡ cặp ổ kép, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của trục vít. Ống lót được làm bằng gang xám GX 15-32 với các kích thước : Chiều dày: d = 8 mm Chiều dày vai d1 = 8 mm Chiều dày bích d2 = 7 mm V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP Bôi trơn các bộ truyền trong hộp Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Do vận tốc vòng của bánh răng và vận tốc trượt của trục vít đều <12 m/s, do đó ta sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Do tâm con lăn dưới cùng nằm dưới ren trục vít nên ta lắp thêm vòng vung dầu trên trục vít, dầu được bắn lên bánh vít đến bôi trơn chỗ ăn khớp. Ta có vận tốc vòng của bánh răng là v1 = 4,033 m/s, vận tốc trượt của trục vít là v2 = 2,12 m/s, theo bảng 18.11[2] và 18.12[2] ta chọn dầu có độ nhớt Theo bảng 18.13[2] ta chọn dầu công nghiệp 50 Engle. Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau. Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Ta sử dụng mỡ bôi trơn bởi so với dầu thì mỡ được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm. Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều. Theo bảng 15.15a[2] ta chọn loại mỡ có ký hiệu LGMT2 do hãng SKF sản xuất. Mỡ tra vào ổ chiếm 1/2 thể tích của bộ phận ổ. Để bảo bệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ ta dùng vòng phớt để lót kín bộ phận ổ. Ta sử dụng hai vòng phớt tại đầu trục vào của hộp giảm tốc (vòng 1) và trục ra của hộp giảm tốc (vòng 2). Theo bảng 15.17[2] ta có kích thước của rãnh và hai vòng phớt như sau: Số hiệu d d1 d2 D a b S0 Vòng 1 35 36 34 48 9 6,5 12 Vòng 2 65 66,5 64 84 9 6,5 12 Điều chỉnh ăn khớp Cặp bánh răng Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số về lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác. Để bù vào sai số đó ta lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn. Cặp bánh vít – trục vít Đối với bộ truyền này, sai số về chế tạo và lắp ghép làm sai lệch vị trí tương đối giữa bánh vít và trục vít. Sai số này (khi vượt quá trị số cho phép) là nguyên nhân làm tăng mòn, tăng ma sát và tăng ứng suất tập trung dọc theo chiều dài bánh vít. Để đảm bảo sự ăn khớp chính xác giữa ren trục vít và răng bánh vít cần bảo đảm khoảng cách trục, góc giữa trục bánh vít và trục vít, và bảo đảm mặt trung bình của bánh vít đi qua trục của trục vít. Sai số về vị trí giữa bánh vít và trục vít có thể khắc phục bằng việc điều chỉnh khi lắp vào vỏ hộp. Việc điều chỉnh vị trí được tiến hành trên cả trục vít và bánh vít. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Dung sai Ghi chú Trục Lỗ 1 Trục 1 và vòng trong ổ lăn +18 +2 +25 0 2 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +30 0 3 Bánh răng và trục 2 +15 +2 +21 0 4 Trục 2 và vòng trong ổ lăn +15 +2 5 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +30 0 Trên trục 2 6 Trục 2 và vòng chắn dầu +21 0 +15 +2 Ổ bi đỡ 8 Trục 3 và bánh vít +21 +2 +30 0 b x h = 20x12 9 Trục 3 và vòng trong ổ lăn +21 +2 10 Trục 3 và đĩa xích +30 0 +21 +2 Nối đĩa xích b x h = 16x10 11 Trục 3 và vòng chắn dầu +30 0 +21 +2 Do bánh răng và bánh vít không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm phải đảm bảo, không di trượt dọc trục, do đó ta chọn kiểu lắp trung gian . Với mối ghép cho then ta chọn mối ghép trung gian N9 theo sai lệch giới hạn chiều rộng của kích thước then. Trong lắp ghép với ổ, ta lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ k6 và vòng ngoài của ổ lên vỏ hộp hoặc cốc lót theo hệ thống trục H7. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. Nxb Giáo dục. Hà Nội, 2001. [2]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2. Nxb Giáo dục Việt Nam, 2011 Lý lịch trích ngang : Họ và tên: Phạm Quang Kiên Ngày, tháng, năm sinh: 19/08/1992 Nơi sinh: Bắc Ninh Địa chỉ liên lạc: F8/35/2Y Ấp 6- Vĩnh Lộc A – Bình Chánh – Tp HCM Số điện thoại: 0974867002 Địa chỉ mail: phamkiencokhi@gmail.com