Đồ án Môn học chi tiết máy - Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

: 12,49.107 Vì NHE2 > NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1. NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1= 1. Như vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định được ứng suất cho phép. [sH] = [sH]1= == 509,1 (MPa) [sH]2== = 481,8 (MPa) Vì cả bộ truyền cấp nhanh và bộ truyền cấp chậm đều sử dụng răng thẳng nên: [sH] =min([sH]1 , [sH]2 )=[sH]2 = 481,8 (MPa) Theo (6.7)/1/: => = 9.107 NFE2 > NFO nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1. Þ NFE1 > NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KFL1 = 1. Theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều, KFC = 0,7 ta có: [sF]1 == = 176,4 (MPa) [sF]2= == 165,6 (MPa) • Xác định ứng suất quá tải cho phép. Theo (6.10) và (6.11)/1/: [sH]max= 2,8.sch = 2,8.450 = 1260 (MPa) [sF1]max= 0,8.sch = 0,8.580 = 464 (MPa) [sF2]max= 0,8.sch = 0,8.450 = 360 (MPa) III-A. TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH . 1- Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw. Ta có : (1) Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5/1/ : Ka= 49,5 (răng thẳng). u1- tỷ số truyền của cặp bánh răng , u1= 4,79 (xác định ở trên). TI- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, TI = 50903,858 (N.mm) KHb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phụ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số ybd. Theo (6.16)/1/: ybd = 0,53.yba.(u1+1). Tra bảng 6.6/1/ ta chọn : yba = 0,3 è ybd = 0,53.0,3(4,79+1) = 0,92 Tra bảng 6.7/1/ được : KHb = 1,138 Thay tất cả các giá trị tìm được vào (1): = 159,9 (mm). 2 - Xác định các thông số ăn khớp: m = (0,01¸0,02) . aw1 = (0,01¸0,02) . 159,9 = 1,599 ¸ 3,198 Theo bảng 6.8/1/ chọn môđun pháp: m = 2,5. Số răng bánh nhỏ: z1= = 22,09 => Chọn : z1 = 22 (răng ) Số răng bánh lớn: z2 = z1 . u1 = 22 . 4,79 = 105,38 => Chọn : z2 = 105 (răng) zt= z1 +z2 =22+105= 127 ( răng ) Xác định tỉ số truyền thực: Um = = = 4,77 Như vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc . Tính lại khoảng cách trục : aw1 = = 158,75 (mm) với Zt là tổng số răng Do đó cần xác định hệ số dịch chỉnh răng để đảm bảo: aw1 = 160 (mm) Theo (6_22) ta tính hệ số dịch tâm: Hệ số dịch tâm: y= == 0,5 Hệ số : ky== 3,937 Tra bảng 6.10a/1/ ta được: kx= 0,1183 Hệ số giảm đỉnh răng : ry= 0,015 Tổng hệ số dịch chỉnh: xt=y+ry=0,5+0,015= 0,515 Hệ số dich chỉnh bánh 1: x1=0,5[xt-(z2-z1). ]=0,5[0,5162-(95-22).]= 0,0941 Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2=xt-x1=0,515-0,0941= 0,4209 Theo (6.27)/1/ góc ăn khớp atw: cosatw= atw= 21,1950 3 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Theo (6.33)/1/, ứng suất tiếp xúc: sH = ZM.ZH.Ze. (2) Trong đó : ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/1/ ta được : ZM= 274 MPa1/3. ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc . ZH= = => ZH = 1,722 Ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng eb = 0 ta có: Ze = Với: = 1,704 Ze = = 0,8748 T1- Momen xoắn trên trục bánh răng 1, T1 = 50903,858 (N.mm) KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc . KH = KHb.KHa.KHv trong đó: KHb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , KHb= 1,138 (chọn ở trên) KHa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp , với răng thẳng KHa= 1 KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của KHv tính theo công thức sau: KHv= 1 + . dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dw1= = 55,495 (mm) bw: Chiều rộng vành răng . bw= yba.aw1 = 0,3.160 = 48 (mm) Theo (6.42)/1/ : uH = dH..g0.v. vận tốc vòng : v = = 4,2316 (m/s) Với v = 4,2316 (m/s) tra bảng 6.13/1/ dùng cấp chính xác 8, do đó theo bảng 6.16/1/ : g0 = 56 Với HB2 = 230 < 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; dH= 0,006. uH = 0,006 . 56 . 4,15 .= 8,2346 (m/s) • KHv= 1 + = 1 + 1,1892 . KH = KHb.KHa.KHv = 1,138 . 1 . 1,1892 = 1,3533 Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào (2) sH = 274 .1,722 . 0,8748 . = 438,547 (MPa) • Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1)/1/ với v= 4,2316 (m/s) < 5 (m/s) lấy Zv= 1 Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công răng đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25 mm => ZR= 0,95 Với da < 700 mm lấy KxH= 1 Theo (6.1) và (6.1a)/1/ : [sH] = [sH]’.Zv.ZR.KxH = 481,8 . 1 . 0,95 . 1= 457,7 (MPa) Vậy sH = 438,547 < [sH] = 457,7 (MPa) Tính sự chênh lệch ứng suất : Ds = Sự chênh lệch này bằng 4% nên đã thoả mãn yêu cầu 4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo (6.43)/1/ : sF1 = [sF1] (3) trong đó : KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn, theo (6.45)/1/: KF= KFb. KFa. KFv. K Fb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/1/ được K Fb = 1,288 (sơ đồ 3) KFa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, răng thảng nên KFa = 1 . KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo (6.46)/1/ : KFv = 1 + theo (6.47)/1/ : uF = dF . g0 .v. Theo bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dF = 0,016 v = 4,2316 (m/s) (tính ở trên) và g0 = 56 (tra ở trên). uF = dF.g0.v.= 0,016.56.4,2316.= 21,959 KFv = 1 + =1+= 1,371 • KF = KFb. KFa. KFv = 1,288 . 1 . 1,371 = 1,7658 Ye- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ye = = 0,5868 (ea= 1,704 tính ở trên ). Yb - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Yb = 1. YF1,YF2 - Hệ số biến dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18/1/ với số răng tương đương : zv1 = z1 = 22 zv2 = z2= 105 ta được: YF1 = 3,83 YF2 = 3,53 Thay các giá trị vừa tính được vào (3) : => sF1 = = = 60,7096 (MPa) Theo (6.44)/1/ : sF2 = sF1 . = 55,954 (MPa) Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác : Theo (6.2) và (6.2a)/1/ : [sF] = [sF]’.YR.Ys.KxF. trong đó : YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng, YR= 1. Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất, với m = 2,5 (mm) : Ys = 1,08 – 0,0695 . ln(2,5) = 1,0163 KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da KxF = 1. [sF1] = [sF1]’.YR.Ys.KxF = 176,4.1.1,0163.1 = 179,275 (MPa) [sF2] = [sF2]’.YR.Ys.KxF = 165,6.1.1,0163.1.1 = 168,299 (Mpa) Vậy sF1 = 60,7096 < [sF1] = 179,275 (MPa) sF2 = 55,954 < [sF1] = 168,299 (Mpa) • thoả mãn điều kiện bền uốn. 5- Kiểm nghiệm quá tải: Theo (6.48): sH1max = sH. = 448,7 . = 530,9 (MPa) < [sH] max = 1260 (MPa) Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại sFmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép . Theo (6.49)/1/: sFmax = sF.Kqt sF1max = sF1.Kqt = 60,7096 . 1,4 = 84,993 (MPa) sF2max = sF2.Kqt = 55,954 .1,4 = 78,3356 (MPa) Vậy sF1max < [sF1]max = 464 (MPa) sF2max < [sF2]max = 360 (MPa) 6 - Xác định các thông số bộ truyền: Bảng 5 Bảng thống kê các thông số Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị Môđun pháp m m = 2,5 Số răng bánh răng Z z1 = 22 z2= 105 răng Tỷ số truyền thực um u1= 4,77 mm Khoảng cách trục aw aw= 160 mm Chiều rộng vành răng bw bw = 48 mm Góc ăn khớp atw atw=21,190 độ Đường kính lăn dw dw1 = 55,45 dw2 =264,54 mm Hệ số dịch chỉnh X x1= 0,0941 x2= 0,4209 mm Đường kính cơ sở db db1 = 55 db2 =262,5 mm Đường kính đỉnh răng da da1= 60,395 da2= 269,52 mm Đường kính chân răng df df1= 49,22 df2= 100,85 mm III-B. TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM . 1-xác định sơ bộ khoảng cách trục aw. Ta có : aw2 = Ka.(U2+1). Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5/1/ trang 96 được Ka= 49,5. U2- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U2 = 2,92 (tính ở trên). TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 234150,448 (N.mm) KHb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số y1d. ybd= 0,53.yb a.(U2+1). Tra bảng 6.6/1/ ta chọn: yb a = 0,4 ybd = 0,53.0,4(+1) = 0,831 Tra bảng 6.7/1/ trang 98 được KHb= 1,0531. aw2 = 49,5.(2,92+1)= 187,998 [mm]. 2-xác định các thông số ăn khớp. m= (0,01¸0,02)aw2 = (0,01¸0,02).187,7 = 1,879 ¸ 3,76. Theo bảng 6.8/1/ chọn môđun pháp : m = 2,5. • xác định số răng bánh nhỏ. Vì răng thẳng nên ta có : Z3= = 38,366 (răng) Chọn Z3 = 38 (răng) . Do đó Z4= u2.z3 = 2,92.38 =110,96 Chọn Z4= 110 (răng). Xác định tỉ số truyền thực: Um = = = 2,89 Như vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc Tính lại khoảng cách trục : aw2 = = 185 [mm]. Với Zt là tổng số răng . Do Z3 =38(răng ) > 30 => không dùng dịch chỉnh; • xác định góc ăn khớp atw. Cosatw= . => atw= 200 IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: sH = ZM.ZH.Ze.[sH]. Trong đó : ZM- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/1/ ta được: ZM= 274 Mpa1/3. ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc . ZH = = = 1,7639 . Ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng eb =0 ta có. Ze = . Với = 1,7667 Ze = = 0,8628 . TII- Momen xoắn trên trục bánh răng 3: TII = 234150,448 (N.mm) KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc . KH = KHb.KHa.KHv KHb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/1/ với yb d = 0,831 (tính ở trên ) tra được KHb= 1,0531 KHa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với răng thẳng KHa=1. KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv tính theo công thức sau. KHv= 1 + . dw3: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dw3= = 95,115 [mm]. bw:Chiều rộng vàng răng . bw= yba.aw2 = 0,4.185 = 74 [mm] VH = dH..g0.v. Với V là vận tốc vòng :V= = 1,515 [m/s]. Với V= 1,515 < 2 m/s tra bảng 6.13/1/ ta chọn cấp chính xác về mức làm việc êm là 9. Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g0= 73. Với HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp dH= 0,006. VH = dH..g0.v. = 0,006.73.1,515.= 5,309 [m/s] KHv= 1 + = 1 + 1,0757 KH = KHb.KHa.KHv = 1,0531.1.1,0757= 1,1328. sH = ZM.ZH.Ze. sH = 274.1,72.0,876.= 430,66 [Mpa]. • Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Với v= 1,515 m/s <5 m/s lấy Zv= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám Rz=10 ..40 mm do đó ZR= 0,9 . với da < 700 mm lấy KxH= 1. [sH] = [sH]’.Zv.ZR.KxH =481,8.1.0,9.1= 433,62 [Mpa]. Vậy sH= 430,66< [sH] =433,62 [Mpa]. Tính sự chênh lệch ứng suất . Ds = • Sự chênh lệc này thảo mãn yêu cầu tiết kiệm vật liệu . V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một trị số cho phép: sF1 = [sF1]. sF2 = [sF2] Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3. m- môđun pháp. bw- Chiều rộng vành răng. Ye- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Ye = . (ea= 1,7667 tính ở trên ). Yb- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Yb = 1. YF1,YF2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ trang 109 với số răng tương đương Zv1= Z3 =38, Zv2= Z4=110 và hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 tra được YF1 = 3,72 , YF2 = 3,6 KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn. KF= KFb. KFa. KFv. K Fb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98 được : K Fb = 1,2752 KFa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên: KFa = 1. KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. KFv = 1 + Với VF = dF.g0.V. Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dF = 0,016 , v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g0 = 73 (tra ở trên). VF = dF.g0.V.= 0,016.73.1,515.=15,903. KFv = 1 + =1+= 1,1874. KF = KFb. KFa. KFv = 1,2752.1.1,1874 = 1,514 Vậy ứng suất uốn trên bánh 3 sF1 = = = 149,89 [Mpa]. • Xác định ứng suất uốn trên bánh 4. sF2 = = 145,054 [Mpa]. • Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác . [sF] = [sF]’.YR.Ys.Kxk. Trong đó : YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng thông thường lấy YR= 1. Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất lấy Ys =1,08-0,0695.ln2,5= 1,0163 KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da < 700 mm lấy KxF = 1. [sF3] = [sF1].YR.Ys.KxF = 176,4.1.1,0163.1 = 179,275 (MPa) [sF4] = [sF2].YR.Ys.KxF = 165,6.1.1,0163.1 = 168,299 (Mpa) Vậy sF3 = 149,89 < [sF3] = 179,275 (MPa) sF4 = 145,054 < [sF4] = 168,299 (Mpa) VI- Kiểm nghiệm quá tải. Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là: Kqt = . Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại. Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vược ứng suất suất cho phép . sHmax= sH. [sH]max. sHmax= sH.= 430,66.= 509,563 [Mpa]. Vậy sHmax= 506,66 < [sHmax]= 1260 [Mpa]. Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại sFmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép . sFmax = sF.Kqt [sF]max. sF3max = sF3.Kqt = 149,89.1,4 = 209,846 [Mpa]. sF2max = sF2.Kqt = 145,054.1,4 = 203,076 [Mpa]. Vậy sF3max = 209,846 < [sF3]max = 360 [Mpa]. sF4max = 203,076 < [sF4]max = 464[Mpa]. Ta có Bảng thống kê các thông số Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị Môđun pháp M m=2,5 mm Số răng bánh răng Z Z3 =38 Z4= 110 răng Tỷ số truyền thực Um 2,89 Khoảng cách trục aw aw= 185 mm Chiều rộng vành răng bw bw=74 mm Góc ăn khớp atw atw= 200 độ Đường kính cơ sở db db3= 89,27 db4=258,4 mm Hệ số dịch chỉnh x X3=0 X4=0 mm đường kính chia d d3= 95 d4= 275 mm Đường kính lăn dw dw3= 95,1 dw4= 274,8 mm Đường kính đỉnh răng da da3= 100 da4= 280 mm Đường kính chân răng df df3= 88,75 df4= 268,75 mm D-THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH . Chọn loại xích. Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm ta chọn xích ống con lăn mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích răng. II-Xác định một số thông số của bộ truyền. 1Xác định số răng đĩa xích. Với Ux = 2,2 tra bảng 5.4/1/ trang 80 ta chọn được số răng đĩa xích nhỏ là Z1 = 25 răng , do đó số răng đĩa xích lớn là : Z2 = Ux.Z1 = 2,2.25 = 55. Vậy số răng đĩa xích lớn là : Z2= 55 răng . 2- xác định bước xích t . Bước xích t được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, điều kiện đảm bảo độ bền mòn được viết dưới dạng. Pt = PIII.k.kz.kn £ [P]. Trong đó: Pt, P,[P] – lần lược là công xuất tính toán, công xuất trên trục III, công xuất cho phép ,kw. Kz- Hệ số số răng , kz = z01/ z1 = 25/25 = 1. Kn- Hệ số số vòng quay, kn = n01/ nIII = 200/ 104,241= 1,9186 Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ theo dãy tiêu chuẩn n01 = 200 [v/ph]. K- Được tính từ các hệ số thành phần. K= k0.ka. kđc. k1t. Kđ. kc. K0- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, giả sử đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ được k0 = 1. Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử khoảng cách trục a = (30..50).t, tra bảng 5.6/1/ được ka = 1. Kđc- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây chọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra bảng 5.6/1/ được kđc = 1. Kbtr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, ở đây môi trường làm việc có bụi , chất lượng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ được Kbtr= 1,3. Kđ- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng, ở đây cho tải trọng thay đổi nên tra bảng 5.6/1/ được kđ= 1,35. Kc- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền làm việc một ca, tra bảng 5.6/1/ được kc = 1. Vậy K = k0.ka. kđc. k1t. Kđ. kc = 1.1.1.1,35.1,3 = 1,755. Pt = PIII.k.kz.kn = 7,167.1,755.1.1,9186 = 24,132 [kw]. Với n01 = 200 v/ph tra bảng 5.5/1/ chọn được bước xích t = 38,1 [mm] và công suất cho phép [P] = 34,8 kw, thoả mãn điều kiện. Pt = 24,132 < [P] = 34,8 [kw]. Đồng thời theo bảng 5.8/1/ có t < tmax, cũng theo bảng 5.5/1/ với t =38,1 mm ta tra đựơc đường kính chốt dc = 11,12 mm và chiều dài ống B = 35,46 mm . 3-Xác định khoảng cách trục a. Như trên đã chọn a = (30..50).t , với tỷ số truyền bé ta chọn a = 40.t. a=40.t = 40. 38,1 = 1524 [mm]. 4-Xác định số mắt xích x. Số mắt xích được xác định theo công thức sau. X = = 120,57 [mm] Chọn số mắt xích chẵn xc = 120 [mm] Tính lại khoảng cách trục a. a= 0,25.t a= 0,25.38,1.=1513 Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt một lượng Da =(0,002¸0,004).a , ở đây ta giảm một lượng Da = (0,003..0,004).1513 =4,539..6,052 = 5 [mm] . Do đó a= 1508 [mm]. 6- Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây. i = . Với [i] là số lần va đập cho phép, tra bảng 5.9/1/ được [i] = 20 [1/s] i = = 1,447 [1/s] Vậy i < [i]. III .Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn. Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với Kđ= Tmm/T = 1,4 . S = Trong đó : Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/1/ được Q = 127 [kN] Kđ- Hệ số tải trọng động, kđ= 1,4. Ft- lực vòng , Ft= V= = 1,6548 [m/s]. Ft= = = 4331 [N]. Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra, Fv= q.v2 = 5,5.1,65482 = 15,06 [N] q- Khối lượng 1 mét xích, tra bảng 5.2/1/ được q = 5,5 [kg/m]. F0- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra F0 = 9,81.kf.q.a= 9,81.4.5,5.1,513 = 326,5 [N] Với bộ truyền nghiêng một góc dưới 400 lấy kf = 4 Vậy S = = 16,48 Theo bảng 5.10/1/ với n = 200 v/ph tra được [S] =8,5 Vậy S > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. IV-Tính các thông số của bộ truyền xích. Đường kính vòng chia đĩa xích d. d1= = 303,989 [mm]. d2= = 667,38 [mm]. 2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích . da1= p.(0,5 + cotg) = 38,1.(0,5 + cotg) = 320,64 [mm]. da2= p.(0,5 + cotg) = 38,1.(0,5 + cotg) = 685,34 [mm]. 3-Xác định đường kính vòng đỉnh. df = d- 2.r. r = 0,5025.dL + 0,05. Trong đó:dL-Đường kính ống con lăn, tra bảng 5.2/1/được dL=22,23 [mm] r = 0,5025.dL + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 [mm]. df1= d1-2.r = 303,989 - 2.11,22 = 281,549 [mm]. df2= d2-2.r = 667,38 - 2.11,22 = 644,94 [mm]. V- Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau: sH = 0,47.£ [sH]. Trong đó : [sH]- ứng suất tiếp xúc cho phép . Ft- Lực vòng , Ft= 4087,5 [N] (tính ở trên). Fvd- Lực va đập trên m dãy xích, ở đây dùng một dãy xích. Fvd = 13.10-7.nIII.p2.m = 13.10-7.104,241 .38,12.1 = 7,49 [N] . Kd- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,Kd=1(1 dãy) Kđ- Hệ số tải trọng động, Kđ= 1,3 . Kr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích Kr1= 0,42 (vì Z1= 25 răng) Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/ được A=395 mm E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [Mpa]. =>sH1= 0,47.=0,47.=527,336 Với sH1= 527,336 [Mpa] tra bảng 5.11/1/ ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210, sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]= 600 [Mpa] để chế tạo đĩa xích nhỏ. Tương tự sH2 < [sH ] (với cùng vật liệu và nhiệt luyệt). VI- Xác định lực tác dụng lên trục. Fr= Kx.Ft = 1,15.4331 = 4980,65 [N]. Trong đó: Ft- Lực vòng, Ft= 4087,5 [N] ( Xác định ở trên). Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 lấy kx= 1,15 D- TÍNH TOÁN TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC. Chọn vật liệu chế tạo trục . Vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 có độ cứng HB230-280 ,và sh= 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép t = (12..30) Mpa . Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục . dK= . Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k. [t]- Mômen xoắn cho phép chọn [t] = 20 Mpa. Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k. TI= 50903,858 [N.mm]. TII= 234150,448 [N.mm]. TIII= 656602 [N.mm]. dsb1 = = = 23,34 [mm]. dsb2 = = = 38,82 [mm] . dsb3 = = = 54,75 [mm] . Do đường kính đầu vào của hộp giảm tốc d1 được lắp bằng khớp nối với trục của động cơ nên đường kính tối thiểu của trục vào phải lấy bằng (0,8…1,2).dđc, tra bảng p1.6/1/ được dđc= 38 [mm] do đó d1= (0,8…1,2).38 = (30,4…45,6) mm. Vậy ta chọn : dsb1= 35 [mm] . chọn : dsb2= 40 [mm]. chọn : dsb3= 55 [mm]. tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 21(mm), bo2= 23(mm), bo3 = 29 (mm). xác định chiều rộng các may ơ. + Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có: lm12= (1,4…2,5).dsb1= (1,4..2,5).35=( 49…87,5) [mm]. Chọn lm12 = 59 [mm] + chiều rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng trên trục I : lm13= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).35 = (42…52,5) [mm]. Chọn lm13 = 50 [mm]. + chiều rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng lớn trên trục II : lm22= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).40 = (48…60) [mm]. Chọn lm22 = 51 [mm]. + chiều rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng nhỏ trên trục II : lm23= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).40 = (48…60) [mm]. Chọn lm23 = 55 [mm]. + Chiều rộng may ơ bánh răng thẳng trên trục thứ III lm32 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2…1,5).60 = (72…90) [mm]. Chọn lm32 = 70 [mm]. + Chiều rộng may ơ bánh xích : lm33 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2…1,5).60 = (72… 90) [mm] Chọn lm33 = 71 [mm]. Xác định chiều dài giữa các ổ. Ta có : k1 –khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay . Tra bảng 10.3/1/ chọn k1 = 11 [mm]. k2 – khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp . Tra bảng 10.3/1/ được k2 = 10 [mm]. k3- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ, .Tra bảng 10.3/1/ được k3 = 15 [mm]. h- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 17 [mm] . + Xét trục II: l22 = 0,5.(lm22 + b02) +k1 + k2 . = 0,5(51 + 23) + 11 + 10 = 58 [mm]. l23 = l22 + 0,5.( lm22 + lm23 ) +k1 = 58 + 0,5.( 51 +55 ) +11 = 122 [mm] . l21 = lm22 + lm23 + 3k1 + 2k2 + b02 = 182 [mm] . +Xét trục I : l11 = l21 = 182 [mm]. l12 = 0,5(lm12 + b01 ) + k3 + hn = 0,5.( 59 + 21 ) + 15 + 17 = 72 [mm] . l13 = l22 = 58 [mm] . +Xét trục III : l31 = l21 = 182 [mm]. l32 = l23 = 122 [mm] . l33 = l31 + lc33 = 182 + 82 = 264 [mm] . Với : lc33 = 0,5.(lm33 + b03 ) +k3 + hn = = 0,5.( 71 + 29) + 15 + 17 = 82 [mm] III- Xác định chính xác đường kính trục . Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm Ft1 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 1 - Chiều BR 1 là bánh chủ động nên có chiều ngược chiều w1 - Có trị số : Ft1== 1835,729 (N) Ft2 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 2 - Có chiều cùng chiều w2 - Có trị số : Ft1 = Ft2 = 1835,729 (N) Fr1 : - Phương vuông góc với trục BR 1 - Chiều hướng vào tâm BR 1 - Có trị số : Fr1=Ft1.tgatw= 711,848 (N) Fr2 : - Phương vuông góc trục BR 2 - Chiều hướng tâm BR 2 - Có trị số : Fr2=Fr1= 711,848 (N) Ft3 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 3 - Chiều BR 3 là bánh chủ động nên có chiều ngược chiều w2 - Có trị số : Ft3== 4924,299 (N) Ft4 : - Phương tiếp tuyến với vòng lăn BR 4 - Có chiều cùng chiều với w3 - Có trị số : Ft4 = Ft3 = 4924,299 (N) Fr3 : - Phương vuông góc với trục BR 3 - Chiều hướng vào tâm BR 3 - Có trị số : Fr3=Ft3.tgatw= 1792,298 (N) Fr4 : - Phương vuông góc trục BR 4 - Chiều hướng tâm BR 4 - Có trị số : Fr4=Fr3= 1792,298 (N) Tính trục I. F x 12 F lx 10 F ly 10 F x 13 F y 13 F ly 11 F lx 11 28130,4 30240 93144 50903,858 a-Xác định các lực tác dụng . Chọn hệ trục như hình vẽ, điểm đặt lực Fx12 tại tâm trục có phương theo trục x và chiều ngược với Fx13, có trị số tính theo công thức sau: Fx12 =(0,2…0,3)Ft= (0,2…0,3) Chọn : Fx12 = 420 [N]. Với Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 15-9/2/ được Dt = 68 [mm] . Đối với trục 1 : - Vị trí đặt lực của bánh răng là âm : r13 = = -27,729 (mm) Trục quay cùng chiều kim đồng hồ nên : cq1 = -1; - Bánh răng trên trục là bánh chủ động : cb1 = 1 Ta có : FX13 = 1835,729 [ N ] . FY13 = 711,848 [ N ] . b - Xác định phản lực các gối trục : = 664,562 [ N ] . = 484,99 [ N ] . = 751,167 [ N ] . = 226,858 [ N ] . c - Xác định mô men tại các vị trí đặt lực : Theo phương y: My13 = Fly10 . l13 = 484,99.58 = 28130,4 [N.mm] . Theo phương x : Mx10 = Fx12 .l12 = 420.72 = 30240 [N.mm] . Mx13 = Flx11.(l11 – l13) = 751,167 .124 = 93144,708 [N.mm] d - Mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtđj tại các thiết diện j trên chiều dài trục : Theo 10.15/1/194/ và 10.16/1/194/ ta có : M12 = 0 ; Mtđ12 = 44084 [N] ; M10 = 30240 [N] ; Mtđ10 = 53458,953 [N] ; M13 = 97299,825 [N] ; Mtđ13 = 106820,825 [N] ; e - Tính đường kính trục tại các thiết diện j trên trục . Với vật liệu đã chọn làm trục là thép 45 có db = 600 [Mpa] , bảng 6.5/1/195/. Chọn ứng suất cho phép [s] = 60 ta được khoảng cách sơ bộ của trục : d12 ³ 19,44 (mm) d10 ³ 20,73 (mm) d13 ³ 25,3 (mm) 2-TÍNH TRỤC II. 6140 234150,448 F ly 20 F lx 20 F x 22 F ly 21 58474,62 F y 22 F lx 21 F y 23 F x 23 166698 233154,96 a - Xác định các lực tác dụng . FX22 = -1835,729 [ N ] ; FY22 = -711,848 [ N ] . FX23 = -4924,299 [ N ] ; FY23 = 1792,298 [ N ] . b- Xác định phản lực các gối trục : = 974,577 [ N ] . = 3885,916 [N]. Flx20 = Fx22 + Fx23 - Flx21 = 2874,112 [N] Fly20 = Fy23 - Fy22 -Fly21 = 105,873 [N] c - Xác định mô men tại các vị trí đặt lực : Theo phương y: My22 = Fly20 . l22 = 105,873.58 = 6140,634 [N.mm] . My23 = Fly21 .(l21 – l23) = 58474,62 [N.mm] . Theo phương x : Mx22 = Flx20 .l22 = 2874,112.58 = 166698,496 [N.mm] . Mx23 = Flx21 .(l21 –l23 ) = 233154,96 [N.mm]. d - Mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtđj tại các thiết diện j trên chiều dài trục : Theo 10.15/1/194/ và 10.16/1/194/ ta có : M20 = M21 = 0 [N] ; Mtđ20 = Mtđ21= 0 [N] ; M22 = 1668,56 [N] ; Mtđ22 = 262575,55 [N] ; M23 = 199855 [N] ; Mtđ23 = 314484,24 [N] ; e - Tính đường kính trục tại các thiết diện j trên trục . Với vật liệu đã chọn làm trục là thép 45 có db = 600 [Mpa] , bảng 10.5/1/195/.Chọn ứng suất cho phép [s] = 56,5 ta được khoảng cách sơ bộ của trục : d22 ³ 35,95 (mm). d23 ³ 38,18 (mm). 3- TÍNH TRỤC III : 8F y 33 F lx 30 F ly 30 F ly 31 F lx 31 F x 33 F y 32 F x 32 329346,93 383782,,96 104418,946 139685,36 656602 a - Xác định các lực tác dụng vào trục : Chọn góc nghiêng của đường nối tâm 2 bánh xíc so với phương ngang bằng : ỏtw = 200 . Nên ta có : Frx = Fr .sin ỏtw = 1703,48 [N] Fry = Fr .cos ỏtw = 4680,28 [N] Ta có: Fx33 = Frx = 1703,48 [N] Fy33 = Fry = 4680,28 [N] . Fx32= 4924,299 [N]. Fy32 = -1792,298 [N]. b - Xác định phản lực các gối tựa : = 5587,547 [ N ] = 5771,886 [N] . Fly30 =Fy32 +Fly31 - Fy33 = 2699,565 [N] Flx30 =Fx32 -Fx33 – Flx31 = 855,893 [N] c - Xác định mô men tại các vị trí đặt lực : Theo phương y: My32 = Fly30 . l31 = 2699,565. 122 = 329346,93 [N.mm] . My31 = Fy33.lc33 = 4680,28 . 82 = 383782,96 [ N.mm ]. Theo phương x : Mx32 = Flx30 .l32 = 855,893.122 = 104418,946 [N.mm]. Mx31 = Fx33 .lc33 = 1703,48. 82 = 139685,36 [N.mm]. d - Mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtđj tại các thiết diện j trên chiều dài trục : Theo 10.15/1/194/ và 10.16/1/194/ ta có : M30 = 0 ; Mtđ30 = 0 [N] ; M31 = 408413,22 [N] ; Mtđ31 = 700104,28 [N] ; M32 = 345503,57 [N] ; Mtđ32 = 665370,09 [N] M33 = 0 [N] ; Mtđ33 = 568634,01 [N] ; e - Tính đường kính trục tại các thiết diện j trên trục theo công thức(10.17) : Với vật liệu đã chọn làm trục là thép 45 có db = 600 [Mpa] , bảng 10.5/1/195/.Chọn ứng suất cho phép [s] = 50 ta được khoảng cách sơ bộ của trục d31 = 51,9 (mm); d32 = 51(mm). d33 = 48,44(mm). 4 - Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền ,lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : Trục I : d11 = d10 = 35 [mm] . d12 = 32 [mm] . d13 = 40 [mm] . Trục II : d20 = d21 = 40 [mm] . d22 = d23 = 45 [mm] . Trục III: d30 = d31 = 50 [mm] . d32 = 55 [mm] . d33 = 48 [mm] . Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. a.) Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. Sj = ³ [s]. Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5..2,5. ssj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng xuất tiếp tại thiết diện j. ssj = stj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng xuất tiếp tại thiết diện j. stj = Trong đó : s-1,t-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép chọn làm vật liệu là thép 45 có db = 600 [Mpa] ta có thể lấy gần đúng : s-1 = 0,436.db =0,436.600 = 261,6 [Mpa] . t-1 = 0,58. s-1 = 0,58.261,6 = 151,728 [Mpa] . Theo bảng 10.7/1/ , ys , yt , hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình tới độ bền mỏi .Với db = 600 [Mpa] Þ ys = 0,05 , yt = 0 ; b)Các trục của hộp giảm tốc đều quay ,ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng , do đó : saj = smaxj = ; smj = 0 ; Vì trục quay theo 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng : tmj = 0 ; taj = ; Với Wj ,W0j , là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại thiết diện j của trục , được xác định theo bảng 10.6/1/ . Xác định các thiết diện nguy hiểm trên các trục : Theo biểu đồ mômen ta dễ dàng nhận thấy các thiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền trên các trục : Trên trục I : Thiết diện lắp ổ lăn (1-0). Thiết diện lắp khớp nối (1-2). Trên trục II : Hai thiết diện lắp bánh răng 2-2 và 2-3 . Trên trục III : Thiết diện lắp bánh xích (3 -3) Thiết diện lắp bánh răng 3-2 Thiết diện lắp ổ lăn 3-1. 1-Kiểm nghiệm truc : Đối với trục I, kiểm tra tại tiết diện lắp bánh răng (1-3), thấy : (df1- d1 )/2 – t2 = (49,2 -40)/2 – 3,3 = 1,3 (mm)< m.2,5=6,25(mm)=X (Với m là môdun pháp ); => Bánh răng trên trục I được chế tạo liền trục; Tại các tiết diện tròn , không có rãnh then : (1-0),(1-1),(2-0),(2-1),(3-0),(3-1); thì : (mm3) ; (mm3) Tại các tiết diện có 1 rãnh then : (1-2),(2-2),(2-3),(3-2),(3-3); thì : (mm3) ; (mm3) Chọnlắp ghép các ổlăn lắp trên trục theo k6 lắp bánh răng đĩa xích nối trục theo k6 kết hợp lắp then; Dựa vào bảng kích thước của then (bảng 9.1/1/).ta có Bảng trị số mô men cản uốn và mômen cản xoắn Tiết diện đường kính trục(mm) Số then b x h t1 W(mm3) W0(mm3) 10 35 0 4209.24 8418.5 12 32 1 8 x 7 4 2823.36 6038.7 22 45 1 14 x 9 5,5 7606.76 16548 23 45 1 14 x 9 5,5 7606.76 16548 31 50 0 12265,625 24531,25 32 55 1 14 x 9 5,5 14230,128 28722,18 33 48 1 14 x 9 5,5 9403 18599,19 Dựa vào giá trị của mô men uốn và mô men xoắn và két hợp với bảng trên ta có bảng trị số của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện: Tiết diện W(mm3) W0(mm3) Mj Tj daj taj 10 4209.24 8418.5 30240 50903,858 7.1842 6.0467 12 2823.36 6038.7 0 50903,858 0 8.4296 22 7606.76 16548 16681,56 234150,44 21,9 14,14 23 7606.76 16548 240375,7 234150,44 31,6 14,14 31 12265,62 24531,25 408413,2 656602 33,29 26,76 32 14230,12 28722,18 234503,5 656602 24,27 22,86 33 9403 18599,19 0 656602 0 35,3 . Ksd , Ktd –Hệ số xác định theo công thức sau: Ksd = ; Ktd = . Kx- Hệ số tập trung ứng xuất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt ,tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06 Ky – Hệ số tăng bền bề mặt phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt , cơ tính vật liệu Không dùng các phương pháp tăng bền: KY=1 es, et- Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10/1/ . Ks,Kt - Hệ số tập trung ứng xuất thực tế khi uốn và xoắn .Tra bảng 10.12/1/ .Bảng 10.13/1/ Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỷ số Ks/esvà Kt /et theo bảng 10.11/1/ Theo bảng 10.12/1/ : khi dùng dao phay đĩa hệ số tập trung ứng suấttại rãnh then ứng với vật liệu có sb=600 Mpa là Ks=1,46 , Kt=1,54 Sau khi tính được tỷ số Ks/es và Kt /et ta dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Ks/es để tính Ksd . Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của tiếp tỷ Kt /et để tính Ktd . Sau khi tra bảng và tính toán ta được các trị sốghi trong bảng sau : V.KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc do quá tải đột ngột(chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệmtrục về độ bền tĩnh công thức kiểm nghiệm có dạng stđ= Trong đó : s= - ứng suất pháp; s= - ứng suất tiếp xúc. Với thép 45 . có sb=600 Mpa ;sch= 340 Mpa. [s]=0,8.340= 272 Mpa. d – đường kính đoạn trục. Mmax ,Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải Dựa theo kết cấu trục và các biểu đồ mô men tương ứng có thể thấy tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm lúc quá tải cần được kiểm tra về độ bền tĩnh. Kết quả tính toán được ghi trong bảng sau: tiết diện đường kính d(mm) Tmax (Nmm) Mmax (Nmm) s Mpa t Mpa stđ Mpa [s] Mpa kết luận V- TÍNH CHỌN CÁC THEN . Với các tiết diện trục dùng mối ghép then thì cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt của then:: sd = . Với then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ thì Theo bảng 9.5/1/ tra được [t]= .(60 ¸ 90) = ( 40 ¸60 ) Mpa. [sd]= 100 Mpa. Tính chọn then cho nửa khớp nối và bánh răng trên trục I. Với : d12 = 32 mm ,ta có b = 8, h = 7 , t1= 4 , chiều dài then lt = (0,8…0,9) lm = (0,8..0,9) . 59 = 47… 53 => chọn lt = 50 sd == 21,2 [Mpa] = 7,95 [Mpa]. Vậy tại các tiết diện có then ta thấy : tc < [t]. s < [s] =>đảm bảo an toàn Tính chọn then cho trục II. Với : d22 = d23= 45 mm ,ta có : b =14 , h = 9 , t1= 5,5 . chiều dài then lt = 50 mm . sd == 59,46 [Mpa] = 14,86 [Mpa]. Ta thấy tc < [t]. s đảm bảo an toàn Tính chọn then cho trục III. Với : d32 = 55 mm , ta có : b =14, h = 9 , t1= 5,5 . chiều dài then lt = 63 mm . sd == 85 [Mpa] = 27 [Mpa]. d33 = 48 mm, ta có : b =14, h = 9 , t1= 5,5 . chiều dài then lt = 63 mm . sd == 97,42 [Mpa] = 31 [Mpa]. Ta thấy tc < [t]. s đảm bảo an toàn. Bảng mối lắp then. Tiết diện d lt B H t1 T dd tc 12 32 45 8 7 4 50903,858 21,2 7,95 22 45 45 14 9 4 234150 59 14 23 45 50 14 9 4 234150 59 24 32 55 63 14 9 5,5 656602 85 27 33 48 63 14 9 5,5 656602 97,42 31 VI. TÍNH CHỌN Ổ . Chọn ổ lăn bao gồm các bước sau đây : Chọn loại ổ . Chọn cấp chính xác của ổ. Chọn kích thước ổ . Trường hợp cần thiết kiểm tra khả năng quay nhanh của ổ . Tính chọn ổ cho trục I. a.) Chọn loại ổ . Dựa vào các kết quả đã tính toán ở các phần trên ta có tuy không tồn tại lực dọc trục nhưng với tải trọng là tải trọng va đập nhẹ và mômen xoắn vào trục không lớn lắm nên ta có thể chọn ổ bi đỡ 1 dãycỡ nhẹ kiểu 207 có : d = 35(mm) ; D = 72 (mm) ; B = 17 (mm) ; r = 2,0 (mm) ; C = 20,1 KN ; C0 = 13,9 KN ; 2.) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ . Vì đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều Fx12 ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với lực Fx13 , khi đó phản lực trong mặt phẳng zox: -1720,17 (N). = -787 (N). Phản lực tổng trên ổ : 1763,38 [N] . 806,22 [N] . Trong khi đó phản lực của 2 gối đỡ khi tính trục là : Flt10 = 706,98 [N] , Flt11 = 690,54 [N] .Vậy ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn khi Fx12 cùng chiều với Fx13 với Fr = Flt10 = 1763,38 [N]. Theo công thức 11.3/1/1với Fa =0 ,tải trọng quy ước : Q10 = X.V.Fr .kt.kd = = 1.1.1763,38.1.1,2 = 2116,056 [N]. Trong đó : X- Hệ số tải trọng hướng tâm ,tra bảng 11.4/1/ta được X = 1 ; 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 khi nhiệt độ £ 1050 C ; kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , kt =1,2 ,tải trọng va đập nhẹ . Theo 11.13/1/ tải trọng tương đương QE được xác định theo công thức = Q10. = 2116,056. 1754,21 [N] . đối với ổ bi . Theo 11.1/1/ , khả năng tải động của ổ : Cd = . Theo 11.14/1/ : LE = 60 . n.10-6 .LhE = = 60.1425.10-6. 6.300.8= 1257,12 triệu vòng . Þ Cd = 18932,465 [N] . Þ Cd = 18,893 KN < C = 20,1 KN . Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động . 3.) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh . Theo 11.19/1/ và 11.20 /1/ với Fa = 0 .chọn Q0 là trị số lớn hơn trong 2 giá trị được tính sau đây : Qt = X0 . Fr = 0,6.1763,38 = 1058,028 [N] . Với X0 hệ số tải trọng hướng tâm ,tra bảng 11.6/1/ ta được X0 = 0,6 . Qt = Fr = 1763,38 [N] . Vậy Q0 = 1,763 KN < C0 =13,9 KN . Như vậy ổ đã chọn thoả mãn các yêu cầu sử dụng : ổ được sử dụng là ổ bi đỡ cỡ nhẹ kiểu 207 , có đường kính trong d = 35 mm , đường kính ngoài D = 72 mm ,khả năng tải động : C = 20,1 KN , khả năng tải tĩnh : C0 = 13,9 KN. Tính chọn ổ cho trục II. a.) Chọn loại ổ . Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ kiểu 208 cỡ nhẹ có : d = 40(mm) ; D = 80 (mm) ; B = 18 (mm) ; r = 2,0 (mm) ; C = 25,6 KN ; C0 = 18,1 KN ; Ta có : Số vòng quay : n = 336,8 vg/ph . Thời gian sử dụng : 14400 giờ . Đường kính ngõng trục : d = 40 mm . Phản lực tại các ổ : Flt20 = = 2436,14 [N] . Flt21 = = 3147,32 [N] -> kiểm nghiệm cho ổ chịu tảI lớn nhất Fr = Flt21 =3147,32 [N] b.) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ . Theo công thức 11.3/1/ với Fa =0 ,tải trọng quy ước : Q20 = X.V.Fr .kt.kd = = 1.1.3147,32.1.1,2 = 3776,784 [N]. Trong đó : X- Hệ số tải trọng hướng tâm ,tra bảng 11.4/1/ta được X = 1 ; 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 khi nhiệt độ £ 1050 C ; kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , kt =1,2 ,tải trọng va đập nhẹ . Theo 11.13/1/ tải trọng tương đương QE được xác định theo công thức = Q20. = 3776,784. 3130,95 [N] . Theo 11.1/1/ , khả năng tải động của ổ : Cd = . Theo 11.14/1/ : LE = 60 . n.10-6 .LhE = = 60.336,8.10-6. 14400 = 290,99 triệu vòng . Þ Cd = 20747,65 [N] . Þ Cd = 20,747 KN < C = 25,6 KN . Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động . c.) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh . Theo 11.19/1/ và 11.20 /1/ với Fa = 0 .chọn Q0 là trị số lớn hơn trong 2 giá trị được tính sau đây : Qt = X0 . Fr = 0,6.3147,32 = 1888,39 [N] . Với X0 hệ số tải trọng hướng tâm ,tra bảng 11.6/1/ ta được X0 = 0,6 . Qt = Fr = 3147,32 [N] . Vậy Q0 = 3,147 KN < C0 =18,1 KN . Như vậy ổ đã chọn thoả mãn các yêu cầu sử dụng : ổ được sử dụng là bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ kiểu 208 ,có đường kính trong d = 40 mm , đường kính ngoài D = 80 mm ,khả năng tải động : C = 25,6 KN , khả năng tải tĩnh : C0 = 18,1 KN . Tính chọn ổ cho trục III. a.) Chọn loại ổ . Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ kiểu 210 có : d = 50(mm) ; D = 90 (mm) ; B = 20 (mm) ; r = 2,0 (mm) ; C = 27,5 KN ; C0 = 20,2 KN ; Ta có : Số vòng quay : n = 104,241 vg/ph . Thời gian sử dụng : 14400 giờ . Đường kính ngõng trục : d = 50 mm . Phản lực tại các ổ : Flt30 = = 3092 [N] . Flt31 = = 5561,14 [N] -> kiểm nghiệm cho ổ chịu tảI lớn nhất Fr = Flt31 = 5561,14 [N] b.) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ . Tiến hành cho ổ 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn : Theo công thức 11.3/1/ với Fa =0 ,tải trọng quy ước : Q30 = X.V.Fr .kt.kd = = 1.1.5561,14.1.1,2 = 6673,368. Trong đó : X- Hệ số tải trọng hướng tâm ,tra bảng 11.4/1/ta được X = 1 ; 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 khi nhiệt độ £ 1050 C ; kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , kt =1,2 ,tải trọng va đập nhẹ . Theo 11.13/1/ tải trọng tương đương QE được xác định theo công thức = Q30. = 6673,368. 5532,22 [N] . Theo 11.1/1/ , khả năng tải động của ổ : Cd = . Theo 11.14/1/ : LE = 60 . n.10-6 .LhE = = 60.121,15 .10-6. 14400 = 104,67 triệu vòng . Þ Cd = 26071,95 [N] . Þ Cd = 26,07195 KN < C = 27,5 KN . Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động . c.) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh . Theo 11.19/1/ và 11.20 /1/ với Fa = 0 .chọn Q0 là trị số lớn hơn trong 2 giá trị được tính sau đây : Qt = X0 . Fr = 0,6.5561,14 = 3336,684 [N] . Với X0 hệ số tải trọng hướng tâm ,tra bảng 11.6/1/ ta được X0 = 0,6 . Qt = Fr = 5561,14 [N] . Vậy Q0 = 5,56 KN < C0 = 20,2 KN . Như vậy ổ đã chọn thoả mãn các yêu cầu sử dụng : ổ được sử dụng là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ kiểu 210 ,có đường kính trong d = 50 mm , đường kính ngoài D = 90 mm ,khả năng tải động : C = 27,5 KN , khả năng tải tĩnh : C0 = 20,2 KN. VII- TÍNH CHỌN KHỚP NỐI . Dựa vào momen xoắn TI trên trục và trục của động cơ d= 38 mm (tra bảng P1.7/1/) ta chọn nối trục đàn hồi theo bảng 16-10a/2/ tra được D = 140 mm, dm = 80 mm, L = 175 mm, l = 110 mm, d1 = 71 mm, D0 = 105 mm, Z = 6, nmax = 3800 v/ph, B = 5 mm, B1 = 42 mm, l1= 30 mm, D3 = 28mm, l2= 32mm. Để đường kính trục là 40 ta lắp vào trục động cơ 1 ống lót dày 2mm. D D0 d dm dc D3 d1 L l B l2 l1 D2 l3 l h l1 l2 dc d1 Sau khi chọn được nối trục cần kiểm ngiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt + Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi : sd= Với băng tải theo bảng 16-1/2/ lấy k= 1,4, T – momen xoắn danh nghĩa trên trục, T = 50903,858 [N.mm]. Theo bảng 16-10b/2/ tra được dc= 14 mm, l3 = 28 mm. sd= = 0,577 < [s]d = 2 [Mpa]. + Điều kiện sức bền của chốt , với l0= l1+l3/2 = 34+14 = 48 mm su = = 17,73 [Mpa] < [(Mpa) E- TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP. Chọn vỏ hộp đúc, mặt lắp ghép giữa thân và nắp là mặt phẳng đi qua các trục để việc lắp ghép được dễ dàng. Theo bảng 18-1/2/ cho phép ta tính được các kích thước các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp. Chiều dày thân và lắp. + Chiều dầy thân hộp d : Xác định theo công thức sau. d = 0,03.aw + 3 = 7,8 [mm]. Với aw = 160 [mm] . Lấy d = 8( mm.) + Chiều dầy nắp hộp d1: d1 = 0,9. d = 0,9 .8 = 7,2 [mm]. Gân tăng cứng . + Chiều dầy gân e : e= (0,8...1).d = (0,8...0,9).8 = 6,4...7,2 [mm]. Lấy e = 7 (mm). + Chiều cao h : lấy h = 56 [mm]. + Độ dốc lấy = 20. Các đường kính bulong và vít. + Đường kính bulông nền d1 : d1 > 0,04.aw + 10 = 0,04.160 + 10 = 16,4[mm]. Lấy d1 = 16 mm, chọn bulông M16 ( theo TCVN). + Đường kính bulông cạnh ổ d2 : d2 = (0,7...0,8).d1 = (0,7...0,8).16 = 11,2...12,8 [mm]. Lấy d2 = 12 mm, chọn bulông M12 ( theo TCVN). + Đường kính bulông ghép bích nắp và thân . d3 = (0,8...0,9).d2= (0,8...0,9).12 = 9,6...10,8 [mm]. Lấy d3= 10 mm, chọn bulông theo TCVN : M10. + Đường kính vít ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6...0,7).d2 = (0,6...0,7).12 = 7,2...8,4 [mm]. Lấy d4=8 (mm), chọn vít M8 .( theo TCVN) +Đường kính vít nắp cửa thăm d5 : d5 = (0,5...0,6).d2 = (0,5...0,6).12 = 6...7,2 [mm]. Lấy d5= B( mm), chọn vít M6 .(theo TCVN) Mặt bích ghép nắp và thân. + Chiều dầy bích thân hộp s3: R3 s4 s3 k3 s3= (1,4...1,8).d3= (1,4...1,8).10 = 14...18 [mm]. Lấy s3 = 18 (mm). + Chiều dầy bích nắp hộp S4: s4= (0,9...1).s3 = s3= 18 [mm] + Bề rộng bích nắp và thân : K3 = k2- (3 ¸5)mm. K2 = E2 + R2+(3 ¸5)mm. E2= 1,6.d2 = 1,6.12 = 19,2 [mm] lấy E2 = 20. R2 = 1,3.d2= 1,3.12 = 15,6[mm], lấy R2= 16 mm. K2 = E2 + R2+(3 ¸5)mm.= 20 +16 +4 mm= 40[mm]. K3 = k2 - (3 ¸5)mm = K2- 4 = 40 – 4 = 36 [mm]. Đế hộp . + Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s1. S1 = (1,3…1,5).d1 = (1,3…1,5). 16 = 20,8…24 [mm]. Chọn S1 = 24[mm]. + Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3.d1 = 3.16 = 48 [mm]. q³ k1 + 2.d = 48 +16 = 64 [mm]. Khe hở giữa các chi tiết . + Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp. D ³ ( 1..1,2).d = (1..1,2)8 = 8..9,6 [mm]. Chọn D = 9 [mm] + Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp. D1 = (3…5). d = (3…5).8 = 24…40 [mm], Chọn D1 = 30 [mm]. + Khe hở giữa các bánh răng với nhau D> d = 8, lấy D = 12mm. Số lượng bulông nền. Z= Lấy Z= 6 Sơ bộ chọn L = 250mm, B= 600mm. Cửa thăm. 125 100 75 100 150 87 4 Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ , theo bảng 18-5/2/ trađược các kích thước của cửa thăm. Nút thông hơi. Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng 18-6/2/ tra được các kích thước như hình vẽ. Nút tháo dầu. Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, 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 tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu, kết cấu và kích thước như hình vẽ (các kích thước tra bảng 18-7/2/). 28 15 9 25,4 M16 22 30 12- Kiểm tra mức dầu. Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ. 30 F18 F12 F6 6 12 D1:50 8 13- Chốt định vị . Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục .Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi xiết bulôngkhông bị biến dạng vòng ngoài ổ . 14- ống lót và nắp ổ. ống lót. 6 6 6 D2 D3 ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp trục vít , ống lót làm bằng gang GX15-32 , trong ngành chế tạo máy, kích thước ống lót được chọn như sau: + Chiều dầy d = 6…8 mm, ta chọn d = 6 mm, + Chiều dầy vai d1 và chiều dầy bích d2. d1= d2 = d. + Đường kính lỗ lắp ống lót : D’ = D +2. d = 67 +12 = 79 [mm]. + Đường kính tâm lỗ vít : D2 = D’ + (1,6…2).d4 = 79 + ( 1,6…2).8 = 91,8…95 [mm]. Chọn D2 = 95 [mm]. + Theo bảng 18-2/2/ chọn vít M8 số lượng 6 chiếc. + Đường kính ngoài của bích: D3 = D’ + 4,4.d4 = 79 + 4,4.8 = 114,2 [mm], lấy D3 = 115mm. NẮP Ổ . Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang GX15-32. Có hai loại nắp ổ : nắp ổ kín và nắp ổ thủng để trục lắp xuyên qua . Các kích thước của nắp ổ có thể tính như đối với ống lót hoạc theo bảng 18.2/2/. Riêng chiều dày bích nắp lấy bằng 0,7 ¸ 0,8 chiều dày thành nắp ổ . G- tính chọn dầu và mỡ bôi trơn. 1-Chọn dầu và phương pháp bôi trơn trong hộp và ngoai hộp. a- Bôi trơn trong hộp. Vận tốc vòng của bánh răng cặp bánh răng cấp nhanh là V= 4,15 mm/s, vận tốc vòng của cặp bánh răng cấp chậm là : V = 1,77 mm/s (tính ở trên). Vì vận tốc vòng của cả 2 cấp đều nhỏ nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu, bánh răng lớn của 2 cấp đều đựoc ngâm trong dầu .Với chiều sâu ngâm dầu lấy bằng 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh và khoảng 1/4 bán kính bánh răng cấp chậm . Với vạn tốc vòng của bánh răng V= 4,15 m/s < 5m/s , theo bảng 18-12/2/ tra được độ nhớt 20 ứng với nhiệt độ 1000C. Theo bảng 18-13/2/ ta chọn loại dầu AK-20 có độ nhớt 20 centisto. b- Bôi trơn ngoài hộp (bộ truyền xích). Vận tốc vòng của xích : Vx = = 1,6 [m/s]. Với Vx = 1,6 m/s < 4 m/s theo bảng 5.7/1/ tra được phương pháp bôi trơn nhỏ giọt 4... 10 giọt/phút, ta chọn loại dầu công nghiệp 20 có độ nhớt 20 centistoc ứng với nhiệt độ 500C. 2-Bôi trơn ổ lăn. Do vận tốc các ổ trên trục I , II và III nhỏ không thể dùng phương pháp bắn toé để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn ổ, theo bảng 15-15a/2/ ta chọn loại mỡ T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60...1000C và vận tốc dưới 1500 v/ph, lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng củabộ phận ổ, để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ ta làm bạc chắn dầu. 3- Chọn tiết máy dùng cho bôi trơn. Để che kín các đầu trục ra , tránh sự xâm nhập của bụi bụm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài , ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17/2/ tra được kích thước vòng phớt cho các ổ như sau. d d1 d2 D a b S0 35 36 34 48 9 6,5 12 40 41 39 59 9 6,5 12 50 51,5 49 69 9 6,5 12 a D a b S0 d2 d d1 D Bảng thống kê dùng cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo AK- 20 Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng Dầu công nghiệp Bộ truyền xích 4..10 giọt/ph Mỡ T ổ lăn trục II và III 2/3 chỗ rỗng bộ phận ổ 1 năm H- Xác định và chọn các kiểu lắp. Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục Ghi chú 1 Bánh răng ´ trục II F45 +25mm +18mm +2mm 2 Bánh răng´trục III F55 + 25 mm + 18 mm + 2 mm 3 Đĩa xích´ trục III F48 + 25 mm + 18 mm + 2 mm 4 Khớp nối ´ trục I F32 + 25 mm + 18 mm + 2 mm 5 Bạc chặn ´ trục I F35 +33 mm Dùng khống chế bánh răng . + 15 mm + 2 mm 6 Bạc chặn ´ trục II F45 + 33 mm Dùng khống chế bánh răng . + 15 mm + 2 mm 7 Bạc chặn ´ trục III F55 + 46 mm Dùng khống chế bánh răng. + 18 mm + 2 mm 8 Trục I ´ vòng trong ổ F25k6 + 15 mm + 2 mm 9 Trục II ´ vòng trong ổ F40k6 + 15 mm + 2 mm 10 Trục III ´vòng trong ổ F50k6 + 18 mm + 2 mm 11 Trục I ´ then 8 0 mm b´h = 8x7 0 mm 12 Trục II ´ then 14 - 43 mm b´h = 14´9 - 43 mm 13 Trục III ´ then 14 -43 mm b´h = 14´9 -43mm 14 Lỗ hộp ´ ống lót F115 +35 mm ổ gối 0 trục I +25 mm +3 mm 15 Lỗ hộp ´ vòng ngoài ổ F72 H7 +30 mm ổ gối 1 trục I 16 Lỗ hộp ´ vòng ngoài ổ F79 H7 +30 mm Hai ổ trục II 17 Lỗ hộp ´ vòng ngoài ổ F90 H7 +30 mm Hai ổ trục III Bảng thông kê các chi tiết tiêu chuẩn. TT Ký hiệu Tên gọi Số lượng Ghi chú 1 M6 Vít 16 bulông nắp cửa thăm và vòng phớt 2 M10 Bulông 36 Bulông nắp ổ trục I ,II,III 3 M12 Bulông 10 Ghép nắp bích và thân 4 M14 Bulông 6 bulông cạnh ổ 5 M16 Bulông 6 Bulông nền 6 42206 ổ bi đỡ cỡ nhẹ 2 Lắp trên trục II 7 2206 ổ bi đỡ cỡ nhẹ 2 Lắp trên trục I 8 42209 ổ bi đỡ cỡ nhẹ 2 Lắp trên trục III Tài liệu tham khảo Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II, nhà xuất bản Giáo dục-1999. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II, nhà xuất bản Giáo dục. Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai, Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000. Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội