Đồ án Chi tiết một cấp bánh răng trụ nghiêng,gồm cả bản vẽ năp nữa chuân đây

HiÖu suÊt lµm viÖc cña cÆp æ l¨n : hol= 0,99 ( v× æ l¨n ®­îc che kÝn), HiÖu suÊt lµm viÖc cña cÆp b¸nh r¨ng: hbr= 0,97 (b¸nh r¨ng ®­îc che kÝn), HiÖu suÊt lµm viÖc cña khíp nèi : hk= 0.99 (chän khíp nèi mÒm), HiÖu suÊt lµm viÖc cña bé truyÒn ®ai : h® = 0,95 Þ HiÖu suÊt lµm viÖcchung cña bé truyÒn : h = (0,99)3. 0,97.0.99. 0,95 = 0,885 C«ng suÊt cÇn thiÕt Pct : Pct = = (kw) B. X¸c ®Þnh tèc ®é ®ång bé cña ®éng c¬. - Chän s¬ bé tØ sè truyÒn cña toµn bé hÖ thèng Uc. *) Gäi tØ sè truyÒn s¬ bé cña toµn bé hÖ thèng lµ usb .Theo b¶ng 2.4 truyÒn ®éng b¸nh r¨ng trô nghiªng hép gi¶m tèc 1 cÊp, truyÒn ®éng ®ai (bé truyÒn ngoµi): usb= usbh. u® = 4.5 = 20 + Sè vßng quay cña trôc m¸y c«ng t¸c lµ nlv : nlv==68,35(v/ph) Trong ®ã : v : vËn tèc b¨ng t¶i D: §­êng kÝnh b¨ng t¶i . + Sè vßng quay s¬ bé cña ®éng c¬ nsb®c: nsb®c = nlv . usb = 68,35.20 = 1367 ( v/ph ) Chän sè vßng quay s¬ bé cña ®éng c¬ (sè vßng quay cña tõ tr­êng) ®­îc x¸c ®Þnh theo c«ng thøc : n®b = Trong ®ã f =50 Hz, p - sè cÆp cùc tõ (chän p = 2) n®b = = = 1500 (v/ph) Quy c¸ch ®éng c¬ ph¶i tháa m·n ®ång thêi c¸c ®iÒu kiÖn : P®c Pct n®c » n®b vµ Ta cã : ; ; Theo b¶ng phô lôc P1.1 ( trang 234 ). Ta chän ®­îc kiÓu ®éng c¬ lµ : K160S4 C¸c th«ng sè kÜ thuËt cña ®éng c¬ nh­ sau : Bảng 1.1. Bảng đặc trưng cơ-điện của động cơ Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Vòng/phót % Cos Khối lượng d (mm) Kw M· lực 50Hz 60Hz K160S4 7.5 10 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 92 (kg) 38 > KÕt luËn : ®éng c¬ K132M4 cã kÝch th­íc phï hîp víi yªu cÇu thiÕt kÕ. PHẦN II:PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. Ta ®· biÕt : Tû sè truyÒn chung : Ta cã: Chän: ubr =5 ung = u® + ukl (ukl =1) Þung = u® Þ ung = uđ = = =4,3 VËy : uh = ubr =5 ; ung = u® =4,3 PHẦN III: TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ,CÔNG SUẤT,MÔ MEM VÀ SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC. TÝnh c«ng suÊt, m« men, sè vßng quay trªn c¸c trôc (I, II, III) cña hÖ dÉn ®éng. C«ng suÊt, sè vßng quay : Plv =5,95(kW) ; nlv =68,35 (v/ph) (kW) (kW) (kW) (kW) nI = 337,20 (v/ph) nII = (v/ph) nIII= (v/ph) M« men T®c = 9,55. 106. (N. mm). TI = 9,55. 106. (N. mm). TII = 9,55. 106. N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. Trôc Th«ng sè Trôc ®éng c¬ I II III U® =4,3 Ubr =5 Ukl = 1 P (kW) 7,5 6,32 6,07 5,95 N(v/ph) 1450 337,20 67,44 67,44 T(N.mm) 49396,55 178991,69 89556,64 82563,76 Ta lËp ®­îc b¶ng kÕt qu¶ tÝnh to¸n sau: PHẦN IV :TÝNH TO¸N THIÕT KÕ CHI TIÕT M¸Y. i. TÝNH TO¸N Bé TRUYÒN TRONG HéP GI¶M TèC. 1.tÝnh to¸n bé truyÒn b¸nh r¨ng trô nghiªng. do kh«ng cã yªu cÇu g× ®Æc biÖt ta chon vËt liÖu cho hai b¸nh r¨ng nh­ nhau. Theo b¶ng 2.1 chon: Chän vËt liÖu nhãm I B¸nh nhá : ThÐp 45 t«i c¶i thiÖn ®¹t ®é r¾n HB 241 ¸ 285 cã: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chän HB1 = 270 (HB) s <= 60 mm B¸nh lín : ThÐp 45, t«i c¶i thiÖn ®¹t ®é r¾n HB 192...240 cã: sb2 = 750 MPa ;sch 2 = 450 MPa. Chän HB2 = 230 (HB) s <= 100 mm 1.1. X¸c ®Þnh øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp. ; V× bé truyÒn quay mét chiÒu nªn. KFC = 1. V× lµ tÝnh s¬ bé nªn chän s¬ bé: ZRZVKxH = 1 YRYSKxF = 1 Víi SH lµ hÖ sè an toµn,SF lµ hÖ sè xÐt ®Õn ®é nh¹y cña vËt liÖu ®èi víi tËp trung øng suÊt theo (b¶ng 6.2) ®èi víi vËt liÖu ®· chän th× SH = 1,1 ,SF = 1,75 ZR HÖ sè kÓ ®Õn ®é nh¸m mÆt r¨ng lµm viÖc. ZV HÖ sè kÓ ®Õn ¶nh h­ëng cña vËn tèc vßng. KXH HÖ sè kÓ ®Õn kÝch th­íc b¸nh r¨ng. NFO1= NFO2=4.106 sè chu kú thay ®æi øng suÊt c¬ së khi thö vÒ uèn. Theo b¶ng 6.2 ta cã: Þ = 2.HB + 70 Þ s°H lim1 = 610 MPa; s°H lim2 = 530 MPa; Mpa Mpa HÖ sè tuæi thä KHL ,KFL KHL= KFL= víi mH = mF =6 (bËc cña ®­êng cong mái). Sè chu kú thay ®æi øng suÊt c¬ së: NHO = 30. H ; Þ;Þ NHE: Sè chu k× thay ®æi øng suÊt t­¬ng ®­¬ng. c: Sè lÇn ¨n khíp trong mét vßng quay. ni, ti : LÇn l­ît lµ sè vßng quay vµ tæng sè giê lµm viÖc ë chÕ ®é i cña b¸nh r¨ng ®ang xÐt. ta cã : nªn thay nªn thay Ta cã nªn thay nªn thay Suy ra KHL1 =1, KFL1 =1, KHL2 =1, KFL2 =1 Þ [sH]1 = MPa; [sH]2 = MPa; V× bé truyÒn lµ b¸nh trô r¨ng nghiªng nªn : = 517,75 MPa < 1,25 =602,25 MPa VËy øng suÊt tiÕp xóc ®¶m b¶o ®iÒu kiÖn. Do bé tuyÒn quay 1 chiÒu ,nªn KFC =1 (MPa). (MPa).. øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp ,theo (6.10) vµ (6.11) ,ta cã =2,8. =2,8.450=1260 (MPa). =0,8. = 0,8.580=464 (Mpa) =0,8. = 0,8.450=360 (Mpa) 1.2. X¸c ®Þnh s¬ bé kho¶ng c¸ch trôc: Theo (6.15 a) : aw1 = Ka(ubr+1) Víi: T1: M«men xo¾n trªn trôc b¸nh chñ ®éng, T1 =178991,69N.mm Ka : hÖ sè phô thuéc vµo lo¹i r¨ng ; HÖ sè Yba = bw/aw; T1 =178991,69N.mm Ka=43(r¨ng nghiªng) Tra ë s¬ ®å 3 (b¶ng 6.7) ta ®­îc KHb=1,02 ; [sH]=517,75 MPa Thay sè ta ®Þnh ®­îc kho¶ng c¸ch trôc : aw= 43.(5+1). mm Chän aw = 140mm (Theo d·y 2 tiªu chuÈn SVE229-75.) 1.3. X¸c ®Þnh c¸c th«ng sè ¨n khíp * M«®un : mn = (0,01 ¸ 0,02). aw = (0,01 ¸ 0,02).198 = 1,4¸2,8 Chän m«®un mn = 2 * TÝnh sè r¨ng cña b¸nh r¨ng: chän s¬ bé b = 10° Þ cosb = 0,9848 ; Sè r¨ng Z1 == ( r¨ng ) chän sè r¨ng cña b¸nh dÉn Z1 = 22( r¨ng ) Z2 = ubr Z1 = 5.33= 110( r¨ng ) Tû sè truyÒn thùc tÕ: ut== 5 TÝnh chÝnh x¸c gãc nghiªng b : cosb = Þ b = 16°57’. §­êng kÝnh chia : d1 = mm. Chọn d1=47mm d2 = mm §­êng kÝnh l¨n : dw1 = 2.aw1 / (ubrt + 1) = 2.140 / 6 = 46 mm, dw2 = u2. dw1 = 5.46 =230 mm; 1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện sH = £ [sH] = 517,75 (MPa). Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV. KHa. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Xác định ứng xuất tiếp xúc: Bánh răng nhỏ: - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]). Theo (6.35): với αtw =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,95)=20,96 (tgβb=cosφt.tgβ=cos(20, 96)tg(16,57)=0,27 Vậy βb = theo TCVN 1065-71 α=200 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH= - bw : Chiều rộng vành răng. bw = 0,3.aw = 0,3.140= 42(mm ). ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb = [1,88 – 3,2 (1/22+1/110)].0,95 = 1,70 v=π.dw1.n1/60000 v=3,14.46.337,20/60000= 0,81 m/s Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,81 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : KHa = 1,13. - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Ze = . - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV. KHa. Còn Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] Þ dH = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) Þ go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) Þ KHb = 1,01 Þ KH = KHb.KHV. KHa =1,03.1,13.1,025= 1,193 Thay số : sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,81 m/s Þ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25¸0,63 mm. Do đó ZR = 1 với da< 700mm Þ KxH = 1. Þ [sH] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa. Nhận thấy rằng sH < [sH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện bền do tiếp xúc. 1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: Điều kiện bền uốn cho răng: sF1 = £ [sF1] sF2 = £ [sF2] Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 178991,69 Nmm; mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw = mtw = 2(mm); bw -Chiều rộng vành răng, bW = 42 (mm); dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 46 (mm); zvn1 = (3.59) zvn2 = (3.60) zvn1 = = 24,98 zvn2 = = 124,92 Lấy zv1=25 ,zv2=125 .Nội suy ta có kết quả. YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,90 ; YF2 = 3,60; Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 (khi ea = 1,70 và HB2£320, HB1-HB2£70) Ye = - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, ta có ea = 1,70 Þ Ye = =0,58 Yb -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yb=1- ea/140 =1- 1,70/140 =0,98 KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với: KF = KFb. KFa. KFv (3.61) Trong đó: KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: KFb = 1,03; KFa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1] KFa = 1,37; KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc): KFv = 1 + (3.62) Với vF = dF. g0. v. (3.63) Trong đó: dF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài liệu [1], ta chọn dF = 0,006; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 - tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73; v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 0,81 (m/s) dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dw1 = 46(mm) u - tỷ số truyền thực tế, ubrt = 5; b - Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm) ; T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 178991,69(Nmm); Þ vF = 0,006. 73. 0,81. = 2,63 Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được: KFv = 1 + = 1,01 Từ công thức (3 -61), ta tính được: KF = 1,03. 1,37. 1,01 = 1,43 Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có: sF1 = = 30,68 (Mpa) sF2 = = 28,32 (Mpa) Từ đó ta thấy rằng: sF1 =30,68 Mpa < [sF1] = 277,71 Mpa; sF2 = 28,32 Mpa < [sF2] = 236, 5 Mpa. Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo. 1.6. KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i. øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8. 580 = 464 Mpa. [sF2]max = 0,8 sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH1max = sH . MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt =277,1 . 1,4 = 387,94 Mpa. sF2max = sF2. Kqt = 236,5. 1,4 = 330,96 MPa v× sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nªn r¨ng tho¶ m·n KÕt luËn: víi vËt liÖu trªn th× bé truyÒn cÊp chËm tho¶ m·n c¸c yªu cÇu kÜ thuËt. 1.7. Thông số cơ bản của bộ truyền - Khoảng cách trục: aw = 140 (mm). - Môđun pháp bánh răng: mn =2 (mm.) - Chiều rộng bánh răng: bw = 42 (mm). - Số răng bánh răng: Z1 = 22 và Z2 = 110 - Góc nghiêng của răng: b = 16,57 0. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp: at = atw = arctg(tga/cosb) = 20,960. - Đường kính chia : d1= dw1=46 mm d2= dw1.u =46.5 = 230 mm - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 46+2. 2=50 (mm). da2= d2 + 2.m = 230 +2.2 =237 (mm). - Đường kính đáy răng : df1 = d1–2,5.m=46 - 2,5.2 = 41 (mm). df2 = d2 - 2,5.m=230 -2,5.2 =225 (mm). 1.8.Lùc t¸c dông nªn bé truyÒn Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng: -Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ +Lực vòng: Ft1= = =7782,25 N + Lực hướng chiều trục Fz1: Fz1=Fx1. tgatw. cosb (IV -18) Þ Fz1=7782,25. Tg20,960 . cos15,670 =2870,30 N +Lực hướng kính:Fy1 : Fy =Fx1. tgb (IV -19) Þ Fy =7782,25. tg 15,67=2183,09 N -Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn: +Lực vòng: Ft1= Ft2=5705 N +Lực hướng chiều trục Fz2: Fz1= Fz2=2870,30 N +Lực hướng kính:Fy2 Fy2 = Fy1= 2183,09 N 1.9.Lập bảng thông số STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Khoảng cách trục aw 140 mm 2 Tỷ số truyền u 5 3 Chiều rộng răng bw 42 mm 4 Môđun pháp m 2 mm 5 Góc nghiêng răng b 15,670 7 Số răng Z Z1 = 22 Z2 = 110 8 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 46 mmdw2 = 230 mm 9 Đường kính vòng đỉnh da da1 = 50 mmda2 = 237 mm 10 Đường kính vòng đáy df df1= 41 mmdf2 =225 mm II.tÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép .( Bé truyÒn ®ai thang) 2.1Chọn tiết diện đai. Dùa vµo c«ng suet cÇn truyÒn Plv= 5,95 vµ sè vßng quay cua b¸nh ®ai nhá :n=ndc=1450. Chọn tiết diện đai A với các thông số: Ký hiệu Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm Chiều dài giới hạn l, mm bt b h yo A 11 13 8 2,8 81 100 ¸ 200 560 ¸ 4000 Mặt cắt của đai thang Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang: 2.2Tính toán sơ bộ đai Chọn đường kính bánh đai nhỏ Chọn d1 = 120mm Kiểm tra vận tốc đai với vmax = 25 m/s ® thoả mãn điều kiện. Theo (4.2) tài liệu [1] ® e = 0,02 Chọn đường kính bánh đai lớn là: chọn : e=0,02 d2 = 4,3 . d1 .(1 - e) = 5.140(1 - 0,02) =505(mm) Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500 mm Vậy tỉ số truyền thực tế: Sai số tỉ số truyền là: Thỏa mãn điều kiện Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2: Chän a=d2=500mm Kiểm tra điều kiện a: 0,55(d1 + d2) + h £ a £ 2(d1 + d2)` 2(d1 + d2) = 2 (120 + 500) = 620mm ® thỏa mãn điều kiện Theo (4.4) tài liệu [1] Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai: Theo bảng 4.13 tài liệu [1] ® chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo (4.15) tài liệu [1] ghh với imax = 10 vòng/giây Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1] Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ ® a1 > amin = 120o ® thoả mãn điều kiện 2.3. Xác định số đai z: Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1] Trong đó: + Ca : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] ® Ca = 1-0,0025(180- ) = 0,88với a = 131,67o + Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] ® Cl = 0,975 + Kđ : hệ số tải trọng tĩnh Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] ® Kđ = 1,0 + Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] ® Cu = 1,14 với u = 4,25 + [Po] : công suất cho phép (kW) Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] ® [Po] = 1,94 kW với v = 10,62 m/s và d1 = 120 mm ® + Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phâtrn bố không đều tải trọng cho các dây đai Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] ® Cz = 0,98 Do đó ® lấy z = 3 2.4.Chiều rộng của bánh đai B = (z - 1) . t + 2e Với z = 3, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1] B = (3 - 1) . 15 + 2 . 10 =50 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 4.2) da = d1 + 2ho = 120 + 2 . 3,3 = 126,6 (mm) Xét lực căng bánh đai + Xác định lực vũng Theo (4.20) trang 64 tài liệu [1] Fv = qm . v2 =0,105.=11,84 + qm: khối lượng 1 m chiều dài đai Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1] qm = 0,105 kg/m + v: vận tốc vòng =10,62(m/s) + P1: công suất trên bánh đai chủ động Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1] Lực tác dụng lên trục Fr = 2Fo . z . sin(a1/2) = 2 . 187,66 . 3 . sin(134,43 /2) ® Fr = 1038 (N) Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc Hình dáng mặt cắt đai Bảng thống kê Thông số Ký hiệu Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai Số đai Lực tác dụng lên trục d1, mm d2, mm B, mm l, mm z Fr, N 120 500 50 2000 3 1038 III. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN KHỚP NỐI. Chän vËt liÖu: Chän vËt liÖu chÕ t¹o trôc lµ thÐp 45cãsb= 600 MPa. øng suÊt xo¾n cho phÐp [t] = 12..20 Mpa X¸c ®Þnh s¬ bé ®­êng kÝnh trôc. Đường kính sơ bộ trục I Đường kính sơ bộ trục II Đường kính sơ bộ trục III Chọn sơ bộ :dI=35mm dII=30mm dIII=30mm Theo bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] dI=35mm ta có :b01=21 (mm) dII=30mm :b02=19 (mm) dIII=30mm :b03=19 (mm) 3.Tính chọn khớp nối giữa trục II và trục của băng tải . Chọn kết cấu nối trục: Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…. Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T2 = MII = 89556,64 Nmm = 89,556 Nm; Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục sơ bộ d = 28(mm) Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: Hình5.1- Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi. T, Nm d mm D mm dm mm L mm l mm d1 mm D0 mm Z nmax v/p B mm B1 mm l1 mm D3 mm l2 mm 125 28 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T, Nm dc mm d1 mm D2 mm L mm l1 mm l2 mm l3 mm H mm 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Chọn vòng đàn hồi bằng cao su. Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt: Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2] sd = £ [sd] (III -1) Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - Tài liệu [2], với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8; [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [sd] = 3 MPa; Þ sd = = 2,28(MPa) < [sd] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su. - Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức: su = £ [su] (III -2) Trong đó: l0 = l1 + = 34 + 16 = 50 (mm) [su] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [su] = (60…80) MPa; Þ su = = 70,31 (MPa) < [su]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý. Tính lực khớp nối: Fkn = (0,2…0,3)F (III -3) Với F- lực vòng trên khớp nối, F = (III -4) Trong đó: TI - Mô men xoắn trên trục I, TI = 8023,32(Nmm); Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1, ta có Dt = 90 (mm); Þ F = = 1990,14 (N) Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3). 1990,14= (398,02…597,04) (N); Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 497,53 (N) Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: Hình 6.2: Chiều quay của các trục Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc · Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau: lmki = (1,2…1,5)dk (IV -2) Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai; Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm11 =(1,2…1,5). 35 = (42… 52,5) mm; lấy: lm11 = 42 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức: lmki = (1,2…1,5)dk (IV -3) Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng Þ Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ: lm12 = (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; lấy lm12 = 45 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn: lm21 = (1,2…1,4). 30 = (36…42) mm; lấy lm32 = 50 (mm); Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi): lmki = (1,4…2,5)dk (IV -4) Þ lm22 = (1,4…2,5). 30 = (36…75) mm; lấy lm22 = 40 (mm) Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta có: + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 8 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm); + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm) -Sử dụng các kí hiệu như sau K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối đỡ. Lcki=0,5(lmki +b0) +K3+hn -Trục I : lc12=0,5(lm11 + bo) +K3 +hn =0,5(42+21)+15+20 = 66 (mm) theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có l12=-lc12=-66(mm) ,chọn l12=66(mm) l13=0,5(lm12+ bo)+K1 + K2 =0,5(45+21)+10+5 =48(mm) chọn l13 =48 (mm). l11=2.l13=2.48=96(mm) . -Trục II: l20=K3 +hn+lm22/2 =15+20+20=55(mm). l21=l11=2.45 = 96(mm) l23=0,5(lm22+bo)+K1+K2 =0,5(40+19)+15+20 =64,5(mm) ,chọn l23=65(mm) l22=l13=48(mm) PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC 1.1.Chọn vật liệu . Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau sb= 600 Mpa; sch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB. ứng suất xoắn cho phép [t] = 12 ¸ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1). Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ 3 .Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.1:trục 1 Hình 6.4 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục I Xác định các lực tác dụng lên trục Các lực tác dụng lên trục I gồm có: + Mô men xoắn từ trục động cơ truyền cho trục I, TI = 178991,69 (Nmm); +Lực vòng: Ft1= (N) + Lực hướng tâm Fr1:Fr1=Ft1. tgatw. cosb (V -3) Fr1=7782,24. tg20,960.cos16,570 =2857,29N +Lực dọc trục :Fa1 : Fa1 =Ft1. tgb (V -4) Þ Fa1 =7782,25. tg16,570=2315,55N - Lực của bánh đai tác dụng lên trục: do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc a = 25o do đó lực FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực: Fx12 = FRsina = 1038. Sin25 = 438,67(N) Fy12 = FRcosa = 1038.cos25 = 940,74 (N) · Tính phản lực tại các gối đỡ B và D: Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMy(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(l11-l13) -Fa1.dw1/2= 0 Fy10 = Fy10 = = 395,91 (N);( chiều với hình vẽ) SF(y) = Fy12+Fy10-Fr1+Fy11= 0 Fy11 = 2857,29 - 395,91 - 940,74= 1520,64 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ) . + Phản lực theo phương của trục x: SMx(B) = Ft1. l13+ Fx12.l12 - Fx11. l11= 0 ÞFx11= ÞFx11= =4192,71 (N);(cùng chiều hình vẽ) SF(x) = Fx12 + Fx10 + Fx11 - Ft1 = 0 Þ Fx10 = Ft1 - Fx11 - Fx12= Þ Fx10=7782,25 - 4192,71- 438,67 =3150,87N);(cùng chiều hình vẽ) Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 35(mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = (V -5) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (V -6) · Xét các mặt cắt trên trục I: + Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền: Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn M = Ft1.dm12 = 7782,25.462 =178991.75(Nmm ) Mô men tương đương trên mặt cắt A: M = =155011,40 (Nmm) Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = = 29,08 (mm); Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dA = 29,08 + 0,04. 29,08=30,24 (mm); ta chọn dA = 30 (mm) + Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M = -Fx12.l12 = -438,67.66 = -28952,22 (Nmm); Mô men uốn M: M = -Fy12.l12 = -940,74.66= -62088,84 (Nmm); Mô men xoắn M = Ft1.dm12 = 7782,25.462 =178991.75(Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt B: M = = 169474,99 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 29,96 (mm). ta chon dB=35mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1: Mô men uốn bên trái M: M=-Fx12.(l12+l13)-Fx10.l13 =-438,67.114+3150,87.48=-201250,14 N Mô men uốn bên phải M: M=-Fx11.(l11-l13) =-4192,71. (96-48) =-201250,08 N Mô men uốn bên phải M: Mp= -Fy11.(l11-l13) =-1520,64(96-48) =-72990,72(Nmm); Mt = -Fy12.(l12+l13) -Fy10.l13 = -[940,74.(66+48)+ 395,91.48]= -140500,8(Nmm); Mô men xoắn M = 0 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt C: M = = 214077,70 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 32,38(mm); Do mặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là: dC = 32,28+ 0,04. 32,28= 33,57 (mm); ta chọn dC = 40 (mm ) + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp ổ lăn D: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = 0 Mô men xoắn M = 0 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt D: M = 0(Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(mm) Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau: dB = dD = 35 (mm). Ta chọn dD = 35 (mm). Hình6.5 Kết cấu trục hai3.2:trục 2 Hình 6.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục III Các lực tác dụng lên trục II: Mô men xoắn truyền từ trục I cho trục II, MII = 89556,64 (Nmm); Lực vòng Ft2 = Ft1 = 7782,25 (N); Lực khớp nối tác dụng lên trục, với Fkn = 497,53 (N); trong đó: Lực chiều trục: Fa2 = Fa1 = 2315,55 (N); Lực hướng kính: Fr2 = Fr1 = 2657,29 (N); Tính phản lực tại các gối đỡ K và Q: Giả sử phản lực tại các gối đỡ K và Q có chiều như hình vẽ, ta tính các phản lực này: + Phản lực theo phương y: åM(Qy) = Fy20. l21+ Fr2. (l21-l23)– Fa2. = 0 Þ Fy20 = Þ Fy20 = = 1445,19(N); åF(Y) = Fy20 + Fr2 -Fy21 = 0 Þ Fy21 = Fy20 + Fr2 = 1445,19- 2657,29 = 4102,48 (N); + Phản lực theo phương x: åMQ(x)= Fkn.l22+Ft2(l21 -l23)-F20.l21= 0 Fx20= = = 4176,168 (N); åF(x)= Fx20 + Fkn – Ft2 + Fx21 = 0 Þ Fx21= Ft2- Fkn– Fx20= 7782,25 - 4176,16 - 497,53 = 3108,55 (N); Tính đường kính của trục: - Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d = 30 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8): d = (V -7) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (V -8) · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc; Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn M = 0 + Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn: Mô men uốn M = -F x20. l23 = -4176,17.48 = -200456,06 (Nmm); Mô men uốn MxQ = -Fkn. l22 = -497,53.55 = -27364,15 (Nmm); Mô men uốn M: M = -Fy20. l23 = -1445,19 .48 = -69369,12 (Nmm); M = Fy21(l21- l23) = 4102,48.48 = 16919,04 (Nmm) Mô men xoắn M = 894958,75 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt P: Xét thấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men ở mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương của mặt cắt trục tại điểm P theo: M = = 803559,63(Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt P: dP == = 50,33 (mm) Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt P là: dP = 50,33 + 0,0450,33 = 52,34 (mm); ta chọn dP = 53 (mm) + Xét mặt cắt trục tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M =- Fkn. l22 =-497,53. 55 = -27364,15 (Nmm) Mô men xoắn M = 894958,75 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt Q: M = = 775539,92 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt Q: dQ = = 49,74 (mm); Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q là như nhau: dK = dQ = 50 (mm). + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp khớp nối S: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = 0; Mô men xoắn M = 894958,75 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt S: M = = 775057,01 (Nmm); , Kích thước của trục tại mặt cắt S: dS = = 49,73 (mm) Do tại mặt cắt S có lắp khớp nối, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là: dS = 49,73 + 0,04. 49,73 = 51,71 (mm) Ta chọn dS = 52 (mm). Như vậy để đảm tính công nghệ khi chế tạo ta chọn lại các kích thước trục II như sau. Ta dP = 60 (mm) Ta chọn dK = dQ = 55 (mm). Ta chọn dS = 52 (mm) Hình 6.7 Sơ đồ kết cấu trục II 4-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Khi xác định đường kính trục theo công thức (V -7), ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây: sj = ≥ [s] (V -9) Trong đó : [s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2 ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j. ssj = (V -10) st j= (V -11) Với s-1,t -1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép 45 có sb = 600 MPa; Þ s-1 = 0,436. sb = 0,436. 600 = 216,6 MPa t-1 = 0,58. s-1 = 0,58. 216,6 = 151,73 MPa ys ,yt - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10. 7 - tr 197 Tài liệu [1], với sb = 600 MPa, ta có: ys = 0,05 ; yt = 0 - Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: smj = 0 ; saj = smaxj = (V -12) sa, ta, sm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do vậy: tmj = taj = = (V -13) Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét. Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục I - vị trí điểm B Từ công thức (IV -12), với: M = = = 68507,33 (Nmm); WB = 32 . 3 B d p = 32 35 . 14 , 3 3 = 1533,20 (mm3) saB= 68507,331533,20 = 44,68 Từ công thức (IV -13), với: TB = TI = 178991,69 (Nmm); W = = 16 35 . 14 , 3 3 = 8414,21 (mm3) taB = tmB = = 178991,692.8414,21 = 10, 63 Hệ số Ksdj và Ktdj được xác định theo các công thức sau: Ksdj = (V -14) Ktdj = (V -15) Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có : Kx = 1,06 , với sb = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63; Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky = 1,6 es , et - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 35 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có: es = 0,9 , et = 0,85; Ks , Kt - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 - Tài liệu [1], ta có: Ks = 1,76 ; Kt = 1,54; Thay các giá trị trên vào (IV -14) và (IV -15), ta được: Ksdj = 1,760,85+1,06-11,6 = 1,33 Ktdj =1,540,80+1,06-11,6 1,24 Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được: ssj = 261,61,33.44,68+0,05.0 = 4,40 stj = 151,731,24.10,68+0 = 11,45 Theo (IV -10), ta tính được: s = 4,13.11,454,132+11,45= 3,88 > [s] = 2 Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục I - vị trí điểm C: Từ công thức (IV -12), với: M = = 2012502+140500,802= 245422,53(Nmm); Theo bảng 10. 6 - tr 196 - Tài liệu [1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d = 40 (mm), tra bảng 9. 1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các thông số của then bằng: b = 12 (mm), t1 = 5 (mm) Wc = - = - = 5361,25 (mm3) saC= = 45,7 Từ công thức (IV -14), với: Tc = TI = 178991,69 (Nmm); W = =π40316-12.5(40-5)22.40 = 11641,25 (mm3) tac = tmC = = = 7,68 Hệ số Ksdj và Ktdj được xác định theo các công thức sau: Ksdj = (V -14) Ktdj = (V -15) Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 – Tài liệu [1], ta có : Kx = 1,06 , với sb = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63; Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky = 1,65 es , et - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có: es = 0,85 , et = 0,78 ; Ks , Kt - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 – Tài liệu [1], ta có: Ks = 1,76 ; Kt = 1,54; Thay các giá trị trên vào (IV -15) và (IV -16), ta được: Ksdj = = 1,45 Ktdj = = 1,27 Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được: ssj = =261,61,45.45,70+0,05.0 =3,94 stj = 151,731,27.7,68+0 = 11,38 = 15,55 Theo (VI -10), ta tính được: s = 3,94.15,553,942+15,55= 3,81 > [s] = 2. Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục II - vị trí điểm P Từ công thức (IV -12), với: M = = 169919,042+200456,0862= 262783,41(Nmm); Theo bảng 10. 6 - tr 196 - Tài liệu [1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d = 60 (mm), tra bảng 9. 1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các thông số của then bằng: b = 18 (mm), t1 =7 (mm) WP = - = π60332-18.7(60-7)22.60= 18256,30(mm3) saP = = 14,39 Từ công thức (IV -14), với: Tp = TII = 89556,64 (Nmm); W = =π60316-18.7(60-7)22.60 = 39462,05 (mm3) taP = tmP = = = 1,13 Hệ số Ksdj và Ktdj được xác định theo các công thức sau: Ksdj = (V -14) Ktdj = (V -15) Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 – Tài liệu [1], ta có : Kx = 1,06 , với sb = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63; Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky = 1,65 es , et - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có: es = 0,85 , et = 0,78 ; Ks , Kt - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 – Tài liệu [1], ta có: Ks = 1,76 ; Kt = 1,54; Thay các giá trị trên vào (IV -15) và (IV -16), ta được: Ksdj = = 1,45 Ktdj = = 1,27 Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được: ssj = =261,61,45.14,39+0,05.0 =12,53 stj = 151,731,27.1,13+0 = 105,11 Theo (VI -10), ta tính được: s = 12,53.105,1112,532+105,11= 12,25 > [s] = 2. Như vậy trục I và trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi. 5:Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tảI đột ngột, ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: std = £ [s] (V -16) Trong đó: s = (V -17) t = (V -18) Mmax , Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. Theo biểu đồ mô men, ta có: Kqt = 1,4 ; Mmax = Mu. Kqt Tmax = T. Kqt [s] = 0,8. sch , với thép 45 thường hóa có: sch = 340 MPa; [s] = 0,8. 340 = 272 MPa. Kiểm nghiệm cho trục I: Mặt cắt nguy hiểm của trục I là tại vị trí C, với: Mmax = MC u . Kqt = 172297,86. 1,4 = 241217,00 (Nmm) Tmax = TI . Kqt = 178991,69. 1,4 = 250588,36 (Nmm) dI = 40 (mm) s = = 37,69 (N/mm2) t = = 19,57 (N/mm2) Thay vào công thức (IV -16), ta tính được: std = = 50,69 (MPa) < [s] = 272 (MPa). Kiểm nghiệm cho trục II: Mặt cắt nguy hiểm của trục III là tại vị trí P, với: Mmax = M. Kqt = 200456,08. 1,4= 280638,51 (Nmm) Tmax = TII . Kqt = 89556,64. 1,4 = 125379,29 (Nmm) dII = 40 (mm) s = = 12,99 (N/mm2) t = = 2,90 (N/mm2) Thay vào công thức (IV -16), ta tính được: std = = 56,84 (MPa) < [s] = 272 (MPa). Như vậy hai trục I và II đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Phần VII – TÍNH CHỌN THEN 7.1:Chọn then cho trục I Đường kính trục tại vị trí lắp bánh bánh đai với trục một d = 30 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 – Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 10 (mm), h = 8 (mm), t1 = 5 (mm), t2 = 3,3 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,4 (mm) , rmin = 0,25 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh đai là: lm11 = 42 (mm); Với lt1 = (0,8…0,9)lm11 = (33,6…37,8) mm Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 36 (mm). -Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TI = 178991,69 (Nmm); lt = lt1 - b =36 - 10 = 26 (mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1] , có [sd] =150 (MPa) tải trọng tĩnh. Þ sd = = 110, 48(MPa) <[s] = 150 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. -Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 33,14 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa Þ tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. Đường kính trục tại vị trí lắp khớp nối trục II : d = 52 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 16 (mm), h = 10 (mm), t1 = 6 (mm), t2 = 4,3 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,4 (mm) , rmin = 0,25 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là: lm22 = 40 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm22 = (32…36) mm Chọn lt1=36 mm -Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TII = 89556,64 (Nmm); lt = lt1 - b = 36 - 6 = 30 (mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 -- Tài liệu [1] , có [sd] =150 (MPa) tải trọng tĩnh. Þ sd = = 28,70 (MPa) <[s] = 100 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. -Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 19,13 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa Þ tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. VI -2:Chọn then cho trục I Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng nhỏ d = 40 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 12 (mm), h = 8 (mm), t1 = 5 (mm), t2 = 3,3 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,4 (mm) , rmin = 0,25 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng nghiêng nhỏ là: lm12 = 45 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm12 = (36…40,5) mm Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 40 (mm). -Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TI = 178991,69 (Nmm); lt = lt1 - b = 40- 12= 28 (mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1] , có [sd] =150 (MPa) Þ sd = = 122,19 (MPa) <[s] = 150 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. -Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 26,63 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa Þ tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng lớn d = 60 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 18 (mm), h = 11 (mm), t1 = 7 (mm), t2 = 4,4 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,4 (mm) , rmin = 0,25 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng nghiêng lớn là: lm32 = 40 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm23 = (32…36) mm Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 36(mm). Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TII = 89556,64 (Nmm); lt = lt1 - b = 36 - 18 = 18(mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 - tr 178 - Tài liệu [1], có [sd] =150 (MPa) Þ sd = = 67,02 (MPa) <[s] = 150 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 15,07 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. Phần VIII – TÍNH CHỌN Ổ TRỤC Chọn ổ lăn cho trục I. a.Chọn loại ổ lăn. -Do Fa /Fr = 0,8 > 0,3 ta dùng ổ bi đỡ - chăn. b.Chọn sơ bộ kích thước ổ. Ký hiệu d mm D mm B=T mm r, mm r1, mm C kN Co kN 46307 35 80 21 2,5 1,2 33,4 25,20 (bảng P2.7 phụ lục). b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Tải trọng hướng tâm của ổ: 3157,64 (N) 91 , 395 3150,8 2 2 2 10 2 10 0 F F F y x r = + = + = Fr0 =Fx102+Fy102 = 4129,712+1520,642 = 4459.95 (N) Tra bảng 11.4 ta có α = 26 độ ta có e = 0,68 Ta có Fs0= e. Fr0= 0,68.3157,64 = 2159,43 (N) Fs1= e. Fr1= 0,68.4459,95 = 3032,67 (N) Theo sơ đồ ∑Fa0= Fs1- Fat < 0 .suy ra Fa0< Fs0 lấy Fa0= Fs0 ∑Fa1= Fs0+ Fat= Fs0 suy ra Fa1= Fs0 Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1 Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ chặn được xác định theo công thức (11.3): Q= (X.V.Fr +Y.Fa). .kt.kđ Trong đó : X – Hệ số tải trọng hướng tâm. Y – Hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng11.4 Trang.215, Fa/VFr0 = 2159,43/1.51746 =0,4 < e => X=1,Y=0 Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t£100°C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có kd=1 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước : Q= (X.V.Fr +Y.Fa) .kt.kđ=(1.1.5175,46 +0.Fa) .1.1=5175,46 N Khả năng tải động được xác đinh theo công thức. (11.11) Cd=QmL Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3 Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay) Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li= 60n.Lhi/106 L = 60.n.Lh/106 = 60.337,20.22000/106 = 445,10 triệu vòng => Cd=QmL=4159,593445,10 = 31,73 kN< 34,40 kN Vậy ổ đã chọn là phù hợp. c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn 1 dãy Xo= 0,5; Y0 = 0,37. Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,5.2857 + 0,37.940,7 = 1776,58N Theo CT 11.20 Qt= Fr => Qt < C0 = 25,20kN=2520N Vậy ổ đủ khả năng tải. 2.Chọn ổ lăn cho trục II. Ký hiệu d mm D mm B=T mm r, mm r1, mm C kN Co kN 46211 55 100 21 2,5 1,2 39,4 32,1 (bảng P2.7 phụ lục). b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Tải trọng hướng tâm của ổ: Fr0 =Fx202+Fy202 = 4176,162+1445,192 = 4419,14 (N) Fr1 =Fx212+Fy212 = 3198,552+4102,482 = 5202,20 (N) Tra bảng 11.4 ta có α = 26 độ ta có e = 0,68 Ta có Fs0= e. Fr0= 0,68. 4419,14 = 3005,01 (N) Fs1= e. Fr1= 0,68.4459,95 = 3032,67 (N) Theo sơ đồ ∑Fa0= Fs1+ Fat =5348,22 .suy ra Fa0>Fs0 lấy Fa0 ∑Fa1= Fs0 - Fat= Fs0 suy ra Fa1= Fs0 Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1 Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ chặn được xác định theo công thức (11.3): Q= (X.V.Fr +Y.Fa). .kt.kđ Trong đó : X – Hệ số tải trọng hướng tâm. Y – Hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng11.4 Trang.215, Fa/VFr0 = 2159,43/1.51746 =0,4 < e => X=1,Y=0 Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t£100°C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có kd=1 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước : Q= (X.V.Fr +Y.Fa) .kt.kđ=(1.1.5175,46 +0.Fa) .1.1=5175,46 N Khả năng tải động được xác đinh theo công thức. (11.11) Cd=QmL Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3 Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay) Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li= 60n.Lhi/106 L = 60.n.Lh/106 = 60.67,44.22000/106 = 89,02 triệu vòng => Cd=QmL=4159,59389,02 = 18,57 kN< 39,40 kN Vậy ổ đã chọn là phù hợp. c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn 1 dãy Xo= 0,5; Y0 = 0,37. Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,5.2857 + 0,37.940,7 = 1776,58N Theo CT 11.20 Qt= Fr => Qt < C0 = 32,10kN=3210N Vậy ổ đủ khả năng tải. Phần IX – BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC 1- Bôi trơn ăn khớp Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn loại dầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác định như hình vẽ 2- Bôi trơn ổ lăn ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ phần X: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 1.1- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Theo bảng 18.1 - tr 85 - Tài liệu [2], ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc như sau: 1- Chiều dày thân hộp: Với d=0,03.aw +3=0,03.100 +3=6 chọn d = 6(mm) 2- Chiều dày nắp bích: d1 = 0,9 . d = 0,9 .6 = 5,4 (mm), chọn d1 = 5(mm) 3- Gân tăng cứng: - Chiều dày e =( 0,8…1) . d = ( 4,8… 6) (mm) ,chọn e = 6 (mm) - Chiều cao h < 58 (mm) - Độ dốc: 20 4-Đường kính bu lông: - Bu lông nền : d1 > 12 (mm) , chọn d1 = 13(mm) - Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 = (9,8…11,2) (mm) ,chọn d2 = 10 (mm) - Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (8…9) (mm) ,chọn d3 = 9 (mm) - Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 = (6…7) (mm) ,chọn d4 =7 (mm) - Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 =(5…6) (mm) ,chọn d5 = 6 (mm) 5- Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(12,6…16,2) (mm) ,chọn S3=16mm) - chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(14,4…16) (mm) chọn S4=16(mm) - Bề rộng bích nắp và thân k3 = k2 - (3…5) = 34 - (3…5) =(29…31) (mm) ,chọn k3=31(mm) 6- Kích thước gối trục: Kích thước của gối trục được tra theo bảng 18. 2 - tr 88 - Tài liệu [2], ta có bảng số liệu như sau: Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 62 75 90 52 8 M6 4 I I 80 100 125 75 10 M8 6 - Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 = 1,6 . d2 = 16(mm) R2 = 1,3 . d2 = 13(mm) - Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: k2 = E2 + R2 + (3…5) (mm) Þ k2 = 16 + 13 + (3…5) = (32…34) (mm) ,chọn k2 = 34(mm) 7- Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 = (1,3…1,5) . d1 = (18,2…21) (mm) ,chọn S1 = 21(mm) - Chiều dày khi có phần lồi: S1 = (1,4…1,7) . d1 = (19,6…23,8) (mm) chọn S1 = 23(mm) S2 = (1…1,1) . d1 = (14…15,4) (mm) ,chọn S2 = 15(mm) - Bề rộng mặt đế hộp : k1 » 3 d1 = 42 (mm) và q ≥ k1 + 2d = 42 + 2 . 7 = 56 (mm) 8- Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong của hộp r=10mm Giữa đỉnh của báng răng lớn và đáy hộp: r1(3…5)=(21…35)mm chọn r1=35mm 9. 2. thiết kế các chi tiết máy khác 1- Chốt định vị : Để đảm bảo vị trí tương đói của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắp ghép. Ta chọn chốt định vị là chốt côn. theo bảng 18.4b –tr91 Tài liệu [2], ta có các kích thước của chốt như sau: d=8mm; c=1,2mm ;l=50mm ;độ côn đường sinh bề mặt trụ:v1:50 2- Cửa thăm: Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng 18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn được nắp thăm dầu với các thông số sau: A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M822 4 3- Nút thông hơi: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi. Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn được nút thông hơI với các thông số sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 6 4 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4- Nút tháo dầu: Tháo dầu bị bẩn biến chất để thay dầu mới. Theo bảng 18.7 tr 93 Tài liệu [2] d b m f L c q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 5- Chọn que thăm dầu và bôi trơn: Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc. 6- Chọn vít nâng: để xiết, đẩy nắt của hộp giảm tốc lên khi cần tháo nắp ra khỏi thân hộp ta chon vít nâng M8 Phần XI: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP 10. 1 Xây dựng bản vẽ lắp 03 bản vẽ A3, mỗi hình vẽ thể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc 10.2 Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếu Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau: Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu lắp ghép là H7/k6. Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục kiểu lắp ghép H7/h6. Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có độ hở K7/h6. Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để đảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6. Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6. : Dựa vào bảng phạm vi sử dụng của các kiểu lắp 20.4 [1] ta có thể lựa chọn các kiểu lắp thích hợp để lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau. Vì trong quá trình gia công các chi tiết việc gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn gia công trục do đó ở đây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơp cấp 6 và chọn luôn miền dung sai của trục là miền k. Từ đó ta có thể chọn kiểu lắp miền dung sai đồng thời trị số sai lệch giới hạn theo bảng sau: Bảng10.1. Bảng thống kê dung sai và kiểu lắp Vị trí lắp ghép Kiểu lắp Giá trị sai lệch giới hạn Dung sai lỗ Dung sai trục Nắp ổ và vỏ hộp H7/d11 +30 -100 0 -290 Trục và ổ k6 +15 +2 Vỏ hộp và ổ H7 +30 0 Cốc lót và vỏ hộp H7/h6 +30 0 0 -19 Vòng vung dầu và trục H9/k6 +52 +15 0 +2 Vành bánh răng và mayơ H7/p6 +40 +68 0 +43 Mayơ bánh răng và trục H7/k6 +25 +18 0 +2 Trục và ống chèn H9/k6 +62 +18 0 +2