Đồ án môn Thiết kế hệ truyền động cơ khí

3 179,46.10HEN     3 3 7 2 60.1. .24000 1 .0,7 0,8 .04 ,3 52,94.13 8 00,6HEN   Trong đó: Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ ta có t= 5.300.8.2 = 24000 (giờ). Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 13 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Vì: NHE1>NHo1 nên KHL1=1 NHE2>NHo2 nên KHL2=1 Như vậy theo công thức 6.1a trang 93 [1], sơ bộ ta tính được: (SH tra bảng 6.2)   0 lim /H H HL HK S    0 lim1 11 / 570.1/1,1 518,18H H HL HK S MPa       0 lim2 22 / 520.1/1,1 472,72H H HL HK S MPa    Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 trang 95 [1]:           1 2 2/ 2 518,18 472,72 / 2 495,45 1,25H H H HMPa         Theo công thức 6.8trang 93[1] ta có:    ax60 / 6 350 Fm FE i m i i FN c T T nt m khiHB     6 ax60 /FE i m i iN c T T nt   6 6 71 60.1.1460.24000 1 .0,7 0,8 .0,3 163,7.10FEN     6 6 72 60.1.430,68.24000 1 .0,7 0,8 .0,3 48,28.10FEN    Vì : NFE1 > NFo = 4.10 6 nên KFL1=1 NFE2 > NFo = 4.10 6 nên KFL2=1. Do đó theo (6.2a) trang 93 [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta được:   0 lim /F F FL FC FK K S    0 lim1 11 / 450.1.1/1,75 257,14F F FL FC FK K S MPa       0 lim2 22 / 405.1.1/1,75 231,43F F FL FC FK K S MPa    Ứng suất quá tải cho phép: Theo công thức 6.13 trang 95[1] và công thức 6.14 trang 96[1] ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 14 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195   11 ax 2,8 2,8.580 1624H chm MPa      22 ax 2,8 2,8.450 1260H chm MPa      11 ax 0,8 0,8.580 464F chm MPa      22max 0,8 0,8.450 360F ch MPa    3. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng khai triển cấp nhanh: a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức 6.15a trang 96 [1]:     1 3w1 1 2 1 1 H a H ba T K a K u u      Trong đó: với răng nghiêng ka = 43 bảng 6.5 trang 96 [1] Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,3 (không đối xứng) Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:    10,53 1 0,53.0,3. 3,39 1 0,698bd ba u      => Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], chọn KHβ = 1,14 (sơ đồ 3). T1 = 59327,74 (Nmm).   3w1 2 59327,74.1,14 43. 3,39 1 122,14 . 495,45 .3,39.0,3 a mm    Lấy w1 130a mm b. Xác định các thông số ăn khớp: Theo công thức 6.17 trang 97[1]: m=(0,01÷0,02).aw1=(0,01÷0,02).120=(1,2÷2,4)mm. Theo bảng 6.8 trang 99[1], chọn môđun pháp m = 2 mm Chọn sơ bộ β=100, do đó cosβ=0,9848 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 15 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Theo 6.31 trang 103 [1], ta có: - Số răng bánh nhỏ:    1 w12 os / 1 2.130.0,9848 / 2. 3,39 1 29,16bnnz a c m u          Chọn z1=29 Số răng bánh lớn: 2 1 3,39.29 98,31bnnz u z   Chọn z2=98 Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: ua=z2/z1=98/29=3,38    1 2 w1 2. 29 98 os 0,977 2 2.130 m z z c a       0 012,31 12 18'   (thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200) c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo 6.33 trang 105[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:   w1 1 2 w1 1 2 1H bnn H M H T K u Z Z Z b u d    Trong đó: - Theo bảng 6.5 trang 96 [1], ZM=274(MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. - Theo công thức 6.34 trang 105[1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:h  w2 os / sin 2H b tZ c   Trong đó : Theo bảng 6.11 trang 104 [1] ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 16 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195   0w ar / os ar ( (20) / os(12,31)) 20,43 20 25't t ctg tg c ctg tg c        α = 200 là góc nghiêng profin gốc, theo TCVN1065 -71 theo bảng 6.11 trang 104 [1] Theo công thức 6.35 trang 105[1], tgβb=cosαttgβ1 os(20,43).tg(12,31)=0,204btg c  0 011,55 11 33'b   2. os(11,55) 1,73 sin(2.20,43) H c Z   Theo công thức 6.37 trang 105 [1] ta có :  w1 sin /b m   Trong đó: Theo trang 108 [1] bw1 – chiều rộng vành răng. w1 w1 0,3.130 39( ).bab a mm      48.sin 12,31 / .2 1,63    - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε Vì εβ>1 nên theo công thức 6.36c trang 105 [1] ta có : 1 Z   Theo công thức 6.38btrang 105 [1]   1 2 1 1 1 1 1,88 3,2 os 1,88 3,2 os 12,31 1,697 29 98 c c z z                          1 0,767 1,697 Z   - Đường kính vòng lăn : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 17 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 w1 w1 2 2.130 59,22( ). 1 3,39 1brn a d mm u      1. 59,22.3,39 200,75 ( )w u mm w2d =d - Theo công thức 6.39 trang 106 [1], ta có: H H H HvK K K K  - HK  : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 [1] bd = 0,698 ứng với và sơ đồ 3 ta chọn 𝑲𝑯𝜷 = 𝟏, 𝟎𝟗 -Theo công thức 6.40 trang106 [1], ta có:  w1 1 .59,22.1460 / 60000 4,527 / 60000 v d n m s     Với v = 4,527(m/s) theo bảng 6.13 trang106 [1] dùng cấp chính xác 8. - HK  : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝛼 đối với bánh răng nghiêng theo bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 8 ta chọn KHα = 1,082 - Theo công thức 6.41trang 107 [1], ta có: w1 w1 1 1 2 H Hv H H b d K T K K     - Theo công thức 6.42 trang 107 [1], ta có: 0 w1 /H H bnng v a u  trong đó: δH=0,002 theo bảng 6.15 trang 107 [1], theo bảng 6.16 trang 107 [1] g0=56. 0,002.56.4,527 130 / 3,39 3,14H   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 18 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Do đó : 3,14.39.59,22 1 1,05 2.59327,74.1,09.1,082 HVK    Vậy ta có: 1,09.1,082.1,05 1,24HK   Thay các giá trị vào 6.33 trang 105 [1] ta có:   2 2.59327,74.1,24. 3,39 1 274.1,73.0,767 429,11( ). 39.3,39.59,22 H MPa    - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo trang 91 [1] với v= 4,527 (m/s), 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 đạt độ nhám Ra=2,5...1,25μm. => ZR=0,95. Với da =dw1 + 2m = 59,22 + 2.2 = 63,22 < 700 (mm), KXH=1 Theo công thức 6.1 trang 91 và 6.1a trang 93 [1]       495,45.1.0,95.1 470,67 MpaH H v R XHZ Z K     Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền. b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. - Theo công thức 6.43 trang 108 [1], ta có:  1 1 1 1 12 /F F B F w wT K Y Y Y b d m  Trong đó: Theo trang 108 [1] ta có : - Hệ số kể đến sự trùng khớp: 1 1 0,59 1,697 Y     ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 19 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 12,31 1 1 0,912 140 140 Y       Với β= 12,31 YF1, YF2 : là hệ số hình dạng của bánh răng 1,2. Số răng tương đương: 1 1 3 3 29 31 os os (12,31) v Z Z c c    2 2 3 3 98 105 os os (12,31) v Z Z c c    Theo bảng 6.18 trang 109 [1] ta được: YF1=3,39 , YF2=3,6 - Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức 6.45 trang 109 [1] F F F FVK K K K  - Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với v≤ 5 (m/s) và cấp chính xác 8, ta chọn:KFα=1,26. Trong đó: KFβ=1,2 (bảng 6.7 trang 98 [1] sơ đồ 3) - Theo công thức 6.46 trang 109 [1], ta có: w1 w1 1 1 2 F FV F F b d K T K K     với: w1 0 130 0,006.56.4,527. 9,42 3,39 F F a a g v u     Với δF=0,006 tra bảng 6.15 trang 107 [1] ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 20 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 g0= 56 tra bảng 6.16 trang 107 [1] 9,42.39.59,22 1 1,12 2.59327,74.1,2.1,26 FvK    Do đó: 1,26.1,2.1,12 1,69FK   Thay các giá trị vào công thức 6.43 trang 108 [1] ta có: 1 1 1 1 1 2 F B F F w w T K Y Y Y b d m   1 2.59327,74.1,69.0,59.0,912.3,39 78,19( ) 39.59,22.2 F Mpa   2 2 1 1 F F F F Y Y   => 2 3,6 78,19. 83,03( ) 3,39 F Mpa   - Theo 6.2 trang 91 và 6.2a trang 93 [1], ta có:    1 1F F R S XFY Y K  trong đó: YR = 1 (hệ số bánh răng phay) 1,08 0,0695ln( ) 1,08 0,0695ln(2) 1,03SY m     KXF = 1 (da < 400 mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng  1 257,14.1.1,03.1 264,85( )F MPa   Tương tự:    2 2 231,43.1.1,03.1 238,4( )F F R S XFY Y K MPa    Như vậy:    1 1 2 2,F F F F     ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 21 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 =>Thỏa mãn điều kiện bền uốn. c. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy, hoặc có sự cố bất thường). vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại Theo công thức 6.48 trang 110 [1] với Kqt = Tmax/T = 1,9 ta có:  Trong đó:  T: momen xoắn danh nghĩa.  Tmax : momen xoăn quá tải  Tmm : momen mở máy  1max ax429,8. 1,9 592,44( ) 1624( ).H H qt H mK MPa MPa       Theo công thức 6.49 trang 110[1], ta có:  1max 1 1 ax78,19.1,9 148,56( ) 464( ).F F qt F mK MPa MPa        2max 2 2 ax83,03.1,9 157,75( ) 360( ).F F qt F mK MPa MPa       d.Các thông số và kích thước bộ truyền: Khoảng cách trục aw1 = 130(mm). Môđun pháp m = 2 (mm). Chiều rộng vành răng bw1 = 39 (mm). Tỉ số truyền ubrn = 3,39 Góc nghiêng của răng β1 =12,31= 12018’ Số răng bánh răng Z1 = 29; Z2 = 98 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 22 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cosβ1 = 2.29/cos(12,31) = 59 (mm) d2 = mZ2/cosβ1 = 2.98/cos(12,31) = 201 (mm). Đường kính đỉnh răng da1 = d1+ 2.(1+x1-∆y)m =63 (mm) da2 = d2 + 2.(1+x1-∆y)m = 205(mm). Đường kính đáy răng df1 = d1 - (2,5-2x1)m = 54 (mm) df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 196 (mm). 4. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp chậm: a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức 6.15a trang 96 [1], ta có:     2 3w2 2 2 2 1 H a H ba T K a K u u      Trong đó: với răng nghiên ta có Ka = 43 MPa1/3 (bảng 6.5 trang 96 [1]). Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,4 (vì trị số ψba đối với cấp chậm trong hộp giảm tốc nên lấy lớn hơn 20%-30% so với cấp nhanh) Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:    20,53 1 0,53.0,4 2,61 1 0,765bd ba u      Theo bảng 6.7 trang 98 [1], chọn KHβ=1,046 (sơ đồ 5). T2=191141,91 (Nmm). ta có: [σH] = 495,45 (MPa)   3w2 2 191141,91.1,046 43. 2,61 1 142,9( ) 495,45 .2,61.0,4 a mm    ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 23 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Chọn aw2=150 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp: Theo công thức 6.17 trang 97 [1]: m=(0,01÷0,02)aw2=(0,01÷0,02).150=(1,5÷3)mm. Theo bảng 6.8 trang 99 [1], chọn môđun pháp m = 2 mm. Chọn sơ bộ β=100, do đó cosβ=0,9848 Theo công thức 6.31 trang 103 [1]: - Số răng bánh nhỏ:    1 w2 2 22 os / 1 2.150.0,9848 / 2. 2,61 1 40,9z a c m u           Chọn z1=41 - Số răng bánh lớn: 2 2 1 2,61.41 107,01z u z   Chọn z2=107 Ta có tỉ số truyền thực sẽ là: ua = z2/z1 = 107/41 = 2,609    1 2 w2 2. 41 107 os 0,986 2 2.150 m z z c a       0 09,6 9 36'   (thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200) c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức 6.33 trang 105 [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:   w3 2 2 2 w 2 2 1H H M H T K u Z Z Z b u d    - Theo bảng 6.5 trang 96 [1], ZM=274 (MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. - Theo công thức 6.34 trang 105 [1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 24 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195  w2 os / sin 2H b tZ c   Theo công thức 6.35 trang 105[1], tgβb=cosαttgβ2 Với:   0w 2ar / os ar ( (20) / os(9,6) 20,26 20 15't t ctg tg c ctg tg c        os(20,26).tg(9,6)=0,158btg c  09b  2. os(9) 1,74 sin(2.20,26) H c Z   - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε Ta có:  w 2sin /b m   bw – chiều rộng vành răng. w w2 0,4.150 60( ).bab a mm      60.sin 9,6 / .2 1,59    - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε Vì εβ>1 nên theo công thức 6.36c trang 105 [1] ta có : 1 Z   Trong đó theo công thức 6.38b trang 105 [1] ta có: 2 1 2 1 1 1 1 1,88 3,2 os 1,88 3,2 os(9,6) 1,747 41 107 c c z z                          1 1 0,756 1,747 Z     - Đường kính vòng lăn : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 25 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 w2 w3 2 2 2.150 83,1( ) 1 2,61 1 a d mm u      3. 83,1.2,61 216,9 ( )w u mm w4d =d Theo công thức 6.39 trang 106[1], ta có: H H H HVK K K K  - Theo công thức 6.40 trang 106[1], ta có:  w3 2 .83,1.430,68 / 60000 1,87 / 60000 v d n m s     Với v = 1,87 (m/s) theo bảng 6.13 trang 106[1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 trang 107[1] với cấp chính xác 9 và v = 1,87(m/s) < 2,5 (m/s) chọn KHα=1,13. - Theo công thức 6.41trang 107[1], ta có: w w3 2 1 2 H HV H H b d K T K K     - Theo bảng 6.7 trang 98[1], ta có: chọn KHβ=1,046 (sơ đồ 5). - Theo công thức 6.42 trang 107[1] ta có: 0 w2 2/H H g v a u  Trong đó: δH = 0,002 bảng 6.15 trang 107[1], bảng 6.16 trang 107[1] chọn g0 = 73 0,002.73.1,87. 150 / 2,61 2,07H   Do đó : 2,07.60.83,1 1 1,02 2.191141,91.1,13.1,046 HVK    Vậy ta có: 1,046.1,13.1,02 1,2HK   Thay các giá trị vào công thức 6.33 trang 105[1], ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 26 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195   2 2.191141,91.1,2. 2,61 1 274.1,74.0,756. 446,02( ). 60.2,61.83,1 H MPa    - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo công thức 6.1 trang 91[1] với v= 1,87 (m/s)< 5 (m/s), ta có: Zv=1. Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5...1,25μm. Do đó ZR=0,95. Với da = dw2 + 2m = 83,1 + 2.2 = 87,1< 700 (mm), KXH=1       495,45.1.0.95.1 470,68 MpaH H v R XHZ Z K     Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo công thức 6.43 trang 108[1], ta có:  1 2 1 2 32 /F F F w wT K Y Y Y b d m   Trong đó: - Hệ số kể đến sự trùng khớp: 1 1 0,572 1,747 Y     - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 2 9,61 1 0,93 140 140 Y       Với β2= 9,6 YF1, YF2 là hệ số hình dạng của bánh răng 1,2. Số răng tương đương : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 27 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 1 1 3 3 2 41 43 os os (9,6) v Z Z c c    2 2 3 3 107 112 os os (9,6) v Z Z c c    Theo bảng 6.18 trang 109[1], ta được : YF1=3,68 , YF2=3,6 - Hệ số tải trọng khi tính về uốn : F F F FVK K K K  trong đó: KFβ=1,113 bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5) Theo bảng 6.14 trang 107[1] với v = 1,87 (m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9, KFα=1,37. Theo công thức 6.46 trang 109[1], ta có: w2 w3 2 1 2 F Fv F F b d K T K K     trong đó: theo công thức 6.47 trang 109[1] ta được w2 0 2 150 0,006.73.1,87. 6,21 2,61 F F a g v u     Với δF=0,006 bảng 6.15 trang 107[1] g0=73 bảng 6.16 trang 107[1] 6,21.60.83,1 1 1,05 2.191141,91.1,113.1,37 FvK    do đó: 1,37.1,113.1,05 1,6FK   Thay các giá trị vào công thức 6.43 ta có: 1 1 1 2 3 2 F B F F w w T K Y Y Y b d m   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 28 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 1 2.191141,91.1,6.0,572.0,93.3,68 120,07( ) 60.83,1.2 F Mpa   2 2 1 1 F F F F Y Y   2 3,6 120,07. 117,46( ) 3,68 F Mpa   Theo công thức 6.2 và 6.2a, ta có    1 1F F R S XFY Y K  trong đó: YR = 1 (hệ số bánh răng phay) 1,08 0,0695ln(m) 1,08 0,0695ln(2) 1,03SY      KXF = 1 (da = dw3 + 2m = 83,1 + 2.2 = 87,1 < 400mm) – hệ số xét đến kích thước bánh răng.  1 257,14.1.1,03.1 264,85( )F MPa   Tương tự:  2 2 231,43.1.1,03.1 238,4( )F F R S XFY Y K MPa    Như vậy:    1 1 2 2,F F F F     =>Thỏa mãn điều kiện bền uốn. e Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo 6.48 với Kqt = Tmax/T = 1,9 ta có:  1max ax446,02. 1,9 614,8( ) 1260 .H H qt H mK MPa MPa       Theo 6.49:  1max 1 1 ax120,07.1,9 228,13( ) 464( ).F F qt F mK MPa MPa       ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 29 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195  2max 2 2 ax117,46.1,9 223,17( ) 360( ).F F qt F mK MPa MPa       g Các thông số và kích thước bộ truyền: Khoảng cách trục aw2 = 150 (mm) Môđun pháp m = 2 (mm) Chiều rộng vành răng bw2 = 60 (mm) Tỉ số truyền ubrc = 2,61 Góc nghiêng của răng β2 = 9,60 Số răng bánh răng Z1 = 41; Z2 = 107 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cosβ2 = 2.41/cos(9,6) = 83(mm) d2 = mZ2/cosβ2 = 2.107/cos(9,6) = 217 (mm). Đường kính đỉnh răng da1 = d1+2(1+x1-∆y)m = 87 (mm) da2 = d2+2(1+x2-∆y)m = 221 (mm). Đường kính đáy răng df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m = 78 (mm) df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 212 (mm). Phần 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 3.1 Chọn vật liệu: - Vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa theo trang 188 [1] có σb = 850 (MPa), σch = 580 (Mpa), theo trang 188 [1] ta có [τ]=15÷30 MPa - Chọn trục I: [τ]=15 (MPa), trục II: [τ]=20 (MPa), trục III: [τ]=25 (MPa). 3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: - Theo công thức 10.9 trang 188[1], ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 30 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195     3 / 0,2k kd T mm Trong đó: dk – đường kính trục thứ k với k=1,2,3. Tk – Momen xoắn trục thứ k (Nmm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép (MPa) Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục 1 là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó được nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó. Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục. - Đường kính sơ bộ của trục 1: d1 = (0,81,2)dđc Với dđc là đường kính trục động cơ Dk.62-4 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụ lục P1.7/trang 242 (tập 1)_Kích thước động học của động cơ 4A ta có: dđc = 45 (mm). Vậy dI = (0,81,2).45 = (3654) mm => Chọn dI = 40 (mm). - Trục 2: T2= 191141,91(Nmm) => dII = 36,3(mm), chọn dII = 45 (mm) - Trục 3: T3=474606,06 (Nmm) => dIII = 45,6 (mm), chọn dIII = 50 (mm) Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2 trang 189 [1] như sau: 3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: d(mm) 40 45 50 b0(mm) 23 25 27 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 31 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195  Khoảng cách giữa các gối đỡ: Theo bảng 10.3 trang 189 [1] hn = 18 – chiều cao nắp ổ và đầu bulong. k1 = 10 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. k2 = 10 – khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. k3 = 15 – khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 32 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 a. Trục 2: - Chiều dài mayơ bánh răng: Theo công thức 10.10 trang 189 [1]    22 21,2...1,5 54...67,5 .ml d mm  chọn lm22 = 60 (mm)    23 21,2...1,5 54...67,5 .ml d mm  chọn lm23 = 60 (mm). - Chiều dài các đoạn trục: Theo bảng 10.4 trang191 [1] l22 = 0,5(lm22+b02) + k1 + k2 = 0,5.(60 + 25) + 10 + 10 = 62,5 (mm) l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 62,5 + 0,5(60 + 60) + 10 = 132,5 (mm). l21 = lm22 + lm23 +3k1+ 2k2+b02= 195 (mm) b . Trục 3: - Chiều dài mayơ bánh răng: Theo công thức 10.10 trang 189 [1]    32 31,2...1,5 60...75 .ml d mm  chọn lm32 = 65 (mm). -Chiều dài mayơ nối với bộ truyền xích :    33 31,2...1,5 60...75 .ml d mm  chọn lm33 = 65 (mm). - Chiều dài các đoạn trục Theo bảng 10.4 trang191 [1] l32 = l23 = 132,5(mm) l31 = l21 = 195(mm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 33 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 l33 = l31 + lc33 Theo công thức 10.14 trang 190 [1] trong đó lc33 = 0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 0,5.(65 + 27) + 15 + 18 = 79 (mm) => l33 = 195 + 79 =274 (mm) c. trục 1: Chiều dài mayer  Chiều dài mayơ nối với trục đàn hồi theo công thức 10.13 trang 189 [1]:    12 11,4...2,5 56...100ml d mm  Chọn lm12 = 75 (mm). -Chiều dài mayơ bánh răng: Theo công thức 10.10 trang 189 [1]    32 11,2...1,5 48...60 .ml d mm  chọn lm13 = 55 (mm). - Chiều dài các đoạn trục l11 = l21 = l31 = 195 (mm) l13 = l22 = 62,5(mm) l12 = lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(75 + 23) + 15 + 18 = 82 (mm) 3.4 Xác định đường kính các đoạn trục: a. Trục 1 Giá trị các lực tác dụng lên bánh răng 1: - Lực vòng: 1 1 1 59327,2 2. 2003,6( ) 59 4 ,22 7 t w T F N d    - Lực hướng tâm: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 34 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Fr1 = (Ft1.tanαtw)/cosβ = [2003,6.tan (20,43)]/cos (12,31) = 764(N) - Lực dọc trục: Fa1 = Ft1.tanβ =2003,6.tan(12,31) = 437,2 (N). - Moment xoắn : T = Ft .d /2 =59327,74 (Nmm)   w1a1 a1 d 59,22 M F . =437,2. = 12945,5 N.mm 2 2 - Lực tác dụng từ khớp nối: Ở đây dùng khớp nối trục vòng đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và làm việc tin cậy (được dùng khá phổ biến với tải trọng trung bình) Lực tác dụng lên trục : 𝐹𝑘𝑛 = (0,1 ÷ 0,3)𝐹𝑡 = (0,1 ÷ 0,3) 2𝑇𝑑𝑐 𝐷0 Lấy: 𝐹𝑘𝑛 = 0,2 2𝑇𝑑𝑐 𝐷0 (1) Trong đó: Tdc: mômen xoắn trên trục động cơ Tđc = 59916,44 (Nmm) Do: đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen xoắn tính toán Tt của khớp nối) Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi: Tt = K.Tđc (2) Với: K: hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16.1/trang 58 (giáo trình Trịnh Chất tập 2), do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K = 1,5 Thay các số liệu vào (2) ta được: Tt = 1,5.59916,44 =89874,66 (Nmm) Với Tt = 89,874 (Nm) thì dựa vào bảng 16.10a/trang 68 (tập 2), ta có: Do = 90 (mm) Vậy ta thay Do = 90 (mm) và Tđc = 59916,44(Nmm) vào (1) ta được: 𝐹𝑘𝑛 = 0,2 2𝑇𝑑𝑐 𝐷0 = 0,2. 2.59916,44 90 = 266,3 (𝑁)  Tính các phản lực: Xác định phản lực trong mặt phẳng xOy và yOz: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 35 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 1 10 .62,5 .195 0 178,5 Ax r By a By M F R M R N 1 0 0 585,5 Y r Ay By Ay F F R R R N 1 0 .62,5 .195 .82 0 754,2( ) Ay t Bx kn Bx M F R F R N 1 0 0 983,1( ) x Ax Bx kn t Ax F R R F F R N Biểu đồ momen ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 36 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 37 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Moment tương đương theo công thức: 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0 0 21836,6 21836,6 36594 99931,5 106421 j xj yj C B A Ax Ay D Dx Dy M M M M M M M M Nmm M M M Nmm 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0,75. 0,75. 0 0,75.59327,74 51379,3 0,75. 21836,6 0,75.59327,74 55827,1 0,75. 106421 0,75.59327,74 118174,7 0,75. 0 0,75.0 0 j j j C tđ tđC tđA tđD C A A D tđB D B B M M T M M T Nmm M M T Nmm M M T Nmm M M T Nmm Từ bảng 10.5 trang 195[1] với đường kính sơ bộ d = 40 mm, ta chọn 61MPa 3 33 33 33 33 0,1. 51379,3 20,3 0,1. 0,1.61 55827,1 20,9 0,1. 0,1.61 118174,7 26,86 0,1. 0,1.61 0 0 0,1. 0,1.55 tđ tđC tđ j j C A D A tđD tđB B M d M d mm M d mm M d mm M d mm Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các thiết diện có các giá trị sau: dA1 = dB1 = 25mm dD1 = 28 mm dC1 = 22mm b.Trục 2: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 38 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Lực tác dụng lên bánh răng 2: 2 1 2 1 2 1 2003,6 746 437,2 t t r r a a F F N F F N F F N   w2a2 a2 d 200,75 M F . =437,2. = 43884 N.mm 2 2 Lực tác dụng lên bánh răng 3: 2 3 3 2 2.191141,91 4600,3( ) 83,1 t w T F N d    Fr3 = (Ft3.tanαtw)/cosβ = [4600,3.tan (20,26)]/cos (9,6) =1722,17 (N) Fa3 = Ft3.tanβ =4600,3.tan(9,6) = 778 (N)   w3a3 a3 d 83,1 M F . =778. = 32325,9 N.mm 2 2 - Moment xoắn : T = Ft .d /2 =191141,91 (Nmm)  Tính các phản lực: Xác định phản lực trong mặt phẳng xy và yz : 2 2 3 30 .62,5 .132,5 .195 0 540,27( ) Ax r a r a By By M F M F M R R N 2 3 0 0 435,9 Y r r Ay By Ay F F F R R R N 2 3 0 .62,5 .132,5 .195 0 3768( ) Ay t t Bx Bx M F F R R N 2 3 0 0 2835,9( ) x Ax Bx t t Ax F R R F F R N Biểu đồ momen: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 39 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 40 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Moment tương đương theo công thức: 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0 27243,75 177243,75 179325,3 66092,77 235504,75 244603,23 j xj yj A B C Cx Cy D Dx Dy M M M M M M M M Nmm M M M Nmm 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0,75. 0,75. 0 0,75.0 0 0,75. 0 0,75.0 0 0,75. 179325,3 0,75.191141.91 244047,1 0,75. 244603,23 0,75.191141,91 295350,9 j j j A tđ tđA tđ A BB tđC t B C đD C D D M M T M M T Nmm M M T Nmm M M T Nmm M M T Nmm Theo bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d =45 mm, ta chọn 58 .MPa 3 33 33 33 33 0,1. 0 0 0,1. 0,1.58 0 0 0,1. 0,1.58 244047,1 34,78 0,1. 0,1.58 295350,9 37,06 0,1. 0,1.58 tđ tđA tđB t j j A đC tđD B C D M d M d mm M d mm M d mm M d mm Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các thiết diện có các giá trị sau: dA2 = dB2 = 35 mm dC2 = 36 mm dD2 = 38 mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 41 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 c.Trục 3: Lực tác dụng lên bánh răng: 4 3 4 3 4 3 w4 4 4 4600,3 1722,17 778 216,9 . 778. 84374,1 2 2 t t r r a a a a F F N F F N F F N d M F Moment xoắn : T = Ft .d /2 =474606,06 (Nmm Lực tác dụng từ bộ truyền xích: Theo (5.20) 1,15.3129,8 3599,3rx x tF k F N   trong đó 1,15xk  bộ truyền nằm ngang.  Tính các phản lực: Xác định phản lực trong mặt phẳng xy và yz : 4 40 .132,5 .195 .274 0 6660,36( ) Ax r a By rx By M F M R F R N 40 0 1338,89 Y r rx Ay By Ay F F F R R R N 40 .132,5 .195 0 3125,84( ) Ay t Bx Bx M F R R N 40 0 1474,46( ) x Ax Bx t Ax F R R F R N Biểu đồ momen: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 42 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 43 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Moment tương đương theo công thức: 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0 177402,9 195365.95 263893,24 284345 0 284345 j xj yj A D C Cx Cy B Bx By M M M M M M M M Nmm M M M Nmm 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0,75. 0,75. 0 0,75.0 0 0,75. 263893,24 0,75.474606,06 488444,3 0,75. 284345 0,75.474606,06 499790,2 0,75. 0 0,75.474606,06 4110 tđ tđA tđC j j j A A C C tđB tđ B B D DD M M T M M T Nmm M M T Nmm M M T Nmm M M T 20,9Nmm Từ bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d3 = 50 mm, ta chọn 55 .MPa 3 33 33 33 33 0,1. 0 0 0,1. 0,1.55 488444,3 44,61 0,1. 0,1.55 499790,2 44,95 0,1. 0,1.55 411020,9 42 0,1. 0,1.55 tđ tđA tđC tđ j j A B C D B D tđ M d M d mm M d mm M d mm M d mm Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các thiết diện có các giá trị sau: dA3 = dB3 =45 mm dC3 = 50 mm dD3 = 42 mm 3.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 44 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 a. Vật liệu trục: - Thép C45 tôi cải thiện với σb = 850 (MPa), ta có:   1 1 1 0,436. 370.6( ) 0,58. 215 b MPa MPa            b. Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là: Theo công thức 10.20 và 10.21 trang 195 [1] ta có: 1 1 . . . . j dj aj mj j dj aj mj s K s K Trong đó: Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn: 1 0,436. 0,436.850 370,6b MPa 1 10,58. 0,58.370,6 215MPa Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất: Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Theo công thức 10.22 trang 196 [1]: max 0 j aj j j mj M W Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều theo công thức 10.23 trang 196 [1]: max 02 2. j j aj mj j T W c. Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 45 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: - Trục 1: tiết diện C1 (nơi lắp nối trục); tiết diện D1 (lắp bánh răng). - Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng C2;D2. - Trục 3: tiết diện lắp bánh răng C3 ; tiết diện D3 (nơi lắp bộ truyền xích) d. Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh xích, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then Moment cản uốn W và cản xoắn W0 của các thiết diện theo bảng 10.6 trang 195 [1]: Moment cản uốn W và cản xoắn W0 đối với trục có 1 then: 3 2 3 2 0 .( ) 32 2 ( ) 16 2 d bt d t W d d bt d t W d Theo bảng 9.1 a trang 173 [1] Kích thước then bằng, trị số momen cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Đường kính b h t W W0 C1 22 6 6 3,5 882 1927,4 D1 28 8 7 4 1826 3981,1 C2 36 10 8 5 3913,1 8493,5 D2 38 10 8 5 4670,6 10057,6 C3 50 14 9 5,5 10747 23018,9 D3 42 12 8 5 6295,7 13569,28 e. Xác định các hệ số djK và djK đối với các tiết diện nguy hiểm: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 46 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Theo công thức 10.25 và 10.26 trang 193 [1] 1 1 x dj y x dj y K K K K K K K K Các trục được gia công bằng máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 0,63. Theo bảng 10.8trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx và Ky(không dùng phương pháp tăng bền): 1,1 1 x y K K Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên theo bảng 10.12 trang 199 [1] ta có : 2,072 1,965 K K Theo bảng 10.10 trang 198 [1] ta được: d(mm) C1 = 22 0,91 0,87 D1 = 28 0,88 0,83 C2 = 36 0,86 0,79 D2 = 38 0,86 0,79 C3 = 50 0,81 0,76 D3 = 42 0,84 0,78 Từ bảng 10.11 trang 198 [1] với 850b MPa ta tra được K và K do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm. Hệ số an toàn s tại các tiết diện nguy hiểm: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 47 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 2 2 .j j j j j s s s s s s với s = 1,5÷ 2,5: hệ số an toàn cho phép. Theo công thức 10.20 và 10.21 trang 195 sách [1] ta có: 1 1 . . . . j dj aj mj j dj aj mj s K s K Hệ số   , xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi phụ thuộc vào cơ tính vật liệu ở bảng 10.7 trang 197 [1]: 0,1 0,05.  Kết quả tính toán đối với thiết diện ba trục: Tiết diện d Tỉ số    K Tỉ số    K dK dK aj aj s s s Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng C1 22 2,28 2,53 2,26 1,92 2,38 2,36 50,25 15,4 3,1 7,7 2,9 D1 28 2,35 2,53 2,37 1,92 2,45 2,47 64,7 7,4 2,3 11,5 2,25 C2 36 2,4 2,53 2,49 1,92 2,5 2,59 62,4 11,25 2,4 7,2 2,3 D2 38 2,4 2,53 2,49 1,92 2,5 2,59 63,2 9,5 2,3 8,6 2,2 C3 50 2,56 2,53 2,58 1,92 2,66 2,68 45,4 10,3 3,1 7,6 2,9 D3 42 2,46 2,53 2,52 1,92 2,56 2,63 65,3 17,5 2,2 4,6 1,98 Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên trục đều đảm bảo an toàn về mỏi. 3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của then: Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức 9.1 trang 173 [1] ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 48 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 1 2. . . d d t T d l h t Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức 9.2 trang 173 [1] ta có: 2. . . c c t T d l b Theo bảng 9.5 trang 178 [1] ta có ứng suất dập cho phép: 100 .d MPa (Do tải bị va đập nhẹ) Ứng suất cắt cho phép: 40 60 .c MPa (Do tải bị va đập nhẹ) Chiều dài then: 1,35.tl d Đường kính (mm) Then (mm) Chiều dài làm việc của then lt (mm) Moment T (N.mm) d (MPa) d (MPa) bxh t1 Trục I 22 6x6 3,5 32 59327,74 67,4 28 28 8x7 4 36 59327,74 39,2 14,7 Trục II 36 10x8 5 45 191141,91 78,6 23,6 38 10x8 5 50 191141,91 67 20,1 Trục III 50 14x9 5,5 63 474606,06 86,1 21,5 42 12x8 5 56 474606,06 134,5 33,6 Ta thấy đa số then đều thỏa điều kiện bền dập và độ bền cắt. Tại nơi không thỏa mãn điều kiện dập ta có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 o ,khi đó mỗi then có thể tiếp nhận 0,75T. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 49 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Phần 4 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ VÀ NỐI TRỤC: 4.1 Tính toán chọn ổ hộp giảm tốc 4.1.1 Chọn ổ cho trục 1 - Xét tỉ số :    a1 r1 F 437,2 0,57 0,3 F 764 =>Nên ta dung ổ bi đỡ - chặn Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46305 (bảng P2.11/trang 263 (tập 1), có: C = 21,1 (KN) ; Co = 14,9 (KN)  Chọn ổ theo khả năng tải động : Ở phần tính trục 1 ta đã tính được: RAx =983,1 (N) ; RAy = 585,5 (N) RBx = 754,2 (N) ; RBy = 178,5 (N) Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là: 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥 2 + 𝑅𝐴𝑦 2 = √983,12 + 585,52 = 1144,24 (𝑁) 𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥 2 + 𝑅𝐵𝑦 2 = √754,22 + 178,52 = 775 (𝑁) Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:    A1 o F 437,2 0,03 e 0,31 C 14900 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: FsA = e.FrA = 0,31.1144,24 =354,71 (N) FsB = e.FrB = 0,31.775 = 240,25 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: ΣFaA = FsB + Fat =240,25 + 437,2 = 677,45 (N) ΣFaB = FsA - Fat = 354,71 – 437,2 = -82,49 (N) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 50 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 => Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: FaA = max{ΣFaA, FsA} = max{667,45 , 354,71} = 667,45 (N) FaB = max{ΣFaB, FsB} = max{-82,49 , 240,25} = 240,25 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y: Với ổ A : 𝐹𝑎𝐴 𝑉.𝐹𝑟𝐴 = 667,45 1.1144,24 = 0,58 > 𝑒 = 0,31 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XA = 0,45; YA = 1,76 Với ổ 1: 𝐹𝑎𝐵 𝑉.𝐹𝑟𝐵 = 240,25 1.775 = 0,31 = 𝑒 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 1; YB = 0 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) => Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B: QA = (XA.V.FrA + YA.FaA).kt.kd = (0,45.1.1144,24 + 1,76.667,45).1.1 = 1689,62 (N) QB = (XB.V.FrB + YB.FaB).kt.kd = (1.1.775 + 0.240,25).1.1 = 775 (N) => Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 1689,62 (N) - Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 Đối với ổ bi: m = 3 Với L = 60.10-6.n.Lh Thời gian làm việc của ổ là 2 năm thay 1 lần: Lh = 2.300.2.8 = 9600 (h) => L = 60.10-6.1460.9600 = 840,96 (triệu vòng) Vậy 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 1689,62. √840,96 3 = 15948,3 (𝑁) = 15,9483(𝐾𝑁) < 𝐶 = 21,1(𝐾𝑁) Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46305 có các thông số: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 51 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Kí hiệu d mm D mm T mm r mm r1 mm C KN C0 KN 46305 25 62 17 2,0 1,0 21,1 14,9 4.1.2 Chọn ổ cho trục 2 - Xét tỉ số   a2 r2 F 437,2 0,58 0,3 F 746   a3 r3 F 778 0,45 0,3 F 1722,17 Nên ta dùng ổ bi đỡ - chặn Với đường kính ngõng trục d = 35 mm, chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46307 (bảng P2.11/trang 263 (tập 1), có: C = 33,4 (KN) ; Co = 25,2 (KN)  Chọn ổ theo khả năng tải động : Ở phần tính trục 2 ta đã tính được: RAx =2835,9 (N) ; RAy =435,9 (N) RBx = 3768 (N) ; RBy = 540,27 (N) Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là: 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥 2 + 𝑅𝐴𝑦 2 = √2835,92 + 435,92 = 2869,2 (𝑁) 𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥 2 + 𝑅𝐵𝑦 2 = √37682 + 540,272 = 3806,5 (𝑁) Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:    A o F 340,8 0,013 e 0,3 C 25200 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: FsA = e.FrA = 0,3.2869,2 = 860,76 (N) FsB = e.FrB = 0,3.3806,5 = 1141,95 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 52 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ΣFaA = FsB + Fat =1141,95 -340,8 = 801,15 (N) ΣFaB = FsA - Fat = 860,76 + 340,8 = 1201,56 (N) => Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: FaA = max{ΣFaA, FsA} = max{801,15 , 860,76} = 860,76 (N) FaB = max{ΣFaB, FsB} = max{1201,56 , 1141,95} = 1201,56 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y: Với ổ A : 𝐹𝑎𝐴 𝑉.𝐹𝑟𝐴 = 860,76 1.2869,2 = 0,3 = 𝑒 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XA = 1; YA = 0 Với ổ 1: 𝐹𝑎𝐵 𝑉.𝐹𝑟𝐵 = 1201,56 1.3806,5 = 0,32 > 𝑒 = 0,3 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 0,45; YB = 1,76 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) => Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B: QA = (XA.V.FrA + YA.FaA).kt.kd = (1.1.2869,2 + 0.860,76).1.1 = 2869,2 (N) QB = (XB.V.FrB + YB.FaB).kt.kd = (0,45.1.3806,5 + 1,76.1201,56).1.1 = 3827,67 (N) => Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 3827,67 (N) - Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 Đối với ổ bi: m = 3 Với L = 60.10-6.n.Lh Thời gian làm việc của ổ là 2 năm thay 1 lần: Lh = 2.300.2.8 = 9600 (h) => L = 60.10-6.430,68.9600 = 248,07 (triệu vòng) Vậy 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 3827,67. √248,07 3 = 24050 (𝑁) = 24,05 (𝐾𝑁) < 𝐶 = 33,4 (𝐾𝑁) Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 53 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46307 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm T mm r mm r1 mm C KN C0 KN 46307 35 80 21 2,5 1,2 33,4 25,2 4.1.3 Chọn ổ cho trục 3 - Xét tỉ số   a4 r4 F 778 0,45 0,3 F 1722,17 Nên ta dùng ổ bi đỡ - chặn Với đường kính ngõng trục d = 45 mm, chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46309 (bảng P2.11/trang 263 (tập 1), có: C = 48,1 (KN) ; Co = 37,7 (KN)  Chọn ổ theo khả năng tải động : Ở phần tính trục 2 ta đã tính được: RAx =1474,46 (N) ; RAy =1338,89 (N) RBx = 3125,84 (N) ; RBy = 6660,36 (N) Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là: 𝐹𝑟𝐴 = √𝑅𝐴𝑥 2 + 𝑅𝐴𝑦 2 = √1474,462 + 1338,892 = 1991,64 (𝑁) 𝐹𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑥 2 + 𝑅𝐵𝑦 2 = √3125,842 + 6660,362 = 7357,4 (𝑁) Theo bảng 11.4/trang 215-216 (tập 1) thì ổ bi đỡ chặn có:    A o F 778 0,018 e 0,3 C 37700 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: FsA = e.FrA = 0,3.1991,64 = 597,5 (N) FsB = e.FrB = 0,3.7357,4 = 2207,22 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 54 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 ΣFaA = FsB + Fat =2207,22 +778 = 2985,22 (N) ΣFaB = FsA - Fat = 597,5 -778 = -180,5 (N) => Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: FaA = max{ΣFaA, FsA} = max{2985,22 , 597,5} = 2985,22 (N) FaB = max{ΣFaB, FsB} = max{-180,5 , 2207,22} = 2207,22 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y: Với ổ A : 𝐹𝑎𝐴 𝑉.𝐹𝑟𝐴 = 2985,22 1.1991,64 = 1,5 > 𝑒 = 0,3 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XA = 0,35; YA = 0,57 Với ổ 1: 𝐹𝑎𝐵 𝑉.𝐹𝑟𝐵 = 2207,22 1.7357,4 = 0,3 = 𝑒 Vậy theo bảng 11.4/trang 215-216 ta có: XB = 1; YB = 0 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) => Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B: QA = (XA.V.FrA + YA.FaA).kt.kd = (0,35.1.1991,64+ 0,57.2985,22).1.1 = 2398,6 (N) QB = (XB.V.FrB + YB.FaB).kt.kd = (1.1.7357,4 + 0.2207,22).1.1 = 7357,4 (N) => Vậy ta tính chọn ổ cho ổ A là ổ chịu tải lớn hơn, Q = QA = 7357,4 (N) - Khả năng tải động của ổ: 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 Đối với ổ bi: m = 3 Với L = 60.10-6.n.Lh Thời gian làm việc của ổ là 2 năm thay 1 lần Lh = 2.300.2.8 = 9600 (h) => L = 60.10-6.165.9600 =95,04 (triệu vòng) Vậy 𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 7357,4. √95,04 3 = 33576 (𝑁) = 33,576 (𝐾𝑁) < 𝐶 = 48,1 (𝐾𝑁) Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 55 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Ổ đã chọn là loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp 46309 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm T mm r mm r1 mm C KN C0 KN 46309 45 100 25 2.5 1,2 48,1 37,7 4.2 Nối trục đàn hồi: Ta chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì: - Có bộ phận đàn hồi cho nên nó có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao dộng xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. - Nối trục có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, nên được sử dụng khá rộng rãi. Trong phần thiết kế trục, ta đã có mômen xoắn tính toán là: Tt = 59,32774 (Nm) Vậy dựa vào bảng 16-10a/trang 68 (tập 2), ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi (mm): ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 56 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 20 100 36 104 50 36 71 6 5700 4 28 21 20 20 Theo bảng 16-10b/trang 69 (tập 2), ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi (mm): dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 10 M8 15 42 20 10 15 1,5  Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt: - Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: 𝜎𝑑 = 2𝑘𝑇 𝑍. 𝐷0. 𝑑𝑐 . 𝑙3 ≤ [𝜎𝑑] Trong đó: [σd]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy: [σd] = (2 ÷ 4) MPa K: hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn k = 1,5 T = 59327,74 (Nmm) - Vậy:    d 0 3 2 2.1,5.59327,74 2,78 2 4 MPa . . . 6.71.10.15 d c kT Z D d l        - Ta thấy σd = 2,78 MPa thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi. - Điều kiện sức bền uốn của chốt: - 𝜎𝑢 = 𝑘𝑇𝑙0 0,1.𝑑𝑐 3.𝑍.𝐷0 ≤ [𝜎𝑢] - Trong đó: [σu]: ứng suất uốn cho phép của chốt, [σu] = (60 ÷ 80) MPa. - 𝑙0 = 𝑙1 + 𝑙3 2 = 20 + 15 2 = 27,5 (𝑚𝑚) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 57 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 - Nên ta có: 𝜎𝑢 = 𝑘𝑇𝑙0 0,1.𝑑𝑐 3.𝑍.𝐷0 = 1,5.59327,74.27,5 0,1.103.6.100 = 40,78 < [𝜎𝑢] = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎 - Vậy chốt thỏa mãn điều kiện sức bền uốn. Phần 5. Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác: 5.1. Vỏ hộp: Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết tránh bụi bặm Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32. 5.1.1 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường đi qua đường tâm các trục, nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế. 5.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ( bảng 18.1 trang 85 [2])  Chiều dày: - Thân hộp: δ = 0,03a + 3 = 0,03.150 + 3 = 7,5 (mm) Với a = 150 mm: khoảng cách tâm(khoảng cách giữa trục II và III.) Lấy δ = 11 (mm) > 6 (mm). - Nắp hộp: δ1 = 0,9δ = 0,9.11 ≈ 10(mm).  Gân tăng cứng: - Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)δ = (8,8 ÷ 11) mm. Chọn e = 10 (mm). - Chiều cao: h < 58 mm. Chọn h = 40 (mm). - Độ dốc: 2o ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 58 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195  Đường kính: - Bulông nền: d1 > 0,04a + 10 > 12 (mm) . Ta có: d1 > 0,04.150 + 10 = 16 mm > 12 (mm) . => Chọn d1 = 20 (mm) - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (0,7 ÷ 0,8).20 = (14 ÷ 16) (mm). => Chọn d2 = 16 (mm). - Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = (0,8 ÷ 0,9).16 = (12,8 ÷ 14,4) (mm) => Chọn d3 = 14 (mm) - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = (0,6 ÷ 0,7)16 = (9,6 ÷ 11,2) (mm). => Chọn d4 = 10 (mm). - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = (0,5 ÷ 0,6)16 = (8 ÷ 9,6) (mm). => Chọn d5= 8 (mm).  Kích thước gối trục: - Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Tra bảng 18–2/trang 88 (tập 2), ta có: Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 62 (mm) => D3 = 90 (mm); D2 = 75 (mm) Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 100 (mm) => D3 = 150 (mm); D2 = 120 (mm) - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 ≈ 1,6d2 = 1,6.16 = 25,6 (mm). Chọn E2 = 26 (mm). R2 ≈ 1,3d2 = 1,3.16= 20,8 (mm). Chọn R2 = 21 (mm). - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) (mm) = 26 + 21 + (3 ÷ 5) = (50 ÷ 52) (mm). Chọn K2 = 50 (mm). - Khoảng cách từ tâm bulông tới mép ổ: k ≥ 1,2d2 = 1,2.16 = 19,2 mm. Lấy k = 20 (mm).  Mặt bích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (1,4 ÷ 1,8)14 = (19,6 ÷ 25,2) mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 59 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Chọn S3 = 24 (mm). - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (0,9 ÷ 1)24 = (21,6 ÷ 24) mm Chọn S4 = 22 (mm). - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (3 ÷ 5) mm. Lấy K3 = K2 – 4 = 50 – 4 = 46 (mm)  Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 ≈ (1,3 ÷ 1,5)d1 = (26 ÷ 30) mm. Lấy S1 = 28 (mm). - Khi có phần lồi: S1 ≈ (1,4 ÷ 1,7)d1 = (1,4 ÷ 1,7).20 = (28 ÷ 34) mm. Lấy S1 = 28 (mm). S2 ≈ (1 ÷ 1,1)d1 = (1 ÷ 1,1).20 = (20 ÷ 22) mm. Lấy S2 = 21 (mm). - Bề rộng mặt đế hộp: K1 ≈ 3d1 = 3.20 = 60 mm. q ≥ K1 + 2δ = 60 + 2.11 = 82 mm. Lấy q = 82 (mm).  Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp: Δ ≥ (1 ÷ 1,2)δ = (1 ÷ 1,2).11 = (11 ÷ 13,2) mm. Lấy Δ = 12 (mm). - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: Δ1 ≥ (3 ÷ 5)δ = (3 ÷ 5).11 = (33 ÷ 55) mm. Lấy Δ1 = 40 (mm). - Giữa mặt bên các bánh với nhau: Δ ≥ δ = 11 mm. Lấy Δ = 11 (mm).  Số lượng bulong nền : 535 230 3,8 200 300 250 L B Z Lấy Z = 4 Sơ bộ chọn L = 535 mm, B = 230 mm. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 60 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 5.2 Một số chi tiết khác: 5.2.1.Vòng móc: Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Hiện nay vòng móc được dùng nhiều. Kích thước vòng móc có thể được xác định như sau: Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3).δ = (22 ÷ 33) mm. Chọn S = 30 (mm). Đường kính: d = (3 ÷ 4).δ = (33 ÷ 44) mm. Chọn d = 36 (mm). 5.2.2.Chốt định vị: Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Chọn chốt định vị hình côn: d = 15 mm C = 1,6 mm l = 36 ÷ 220 mm 5.2.3.Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đẩu dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18-5/trang 92 (tập 2). A B A1 B1 C k R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8x22 4 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 61 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 5.2.4.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, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hay ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Hình dạng kích thước nút thông hơi Các thông số có trong bảng 18-6 tập 2 trang 93: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 5.2.5.Nút tháo dầu: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 62 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và hạt mài), hay bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Ta chọn nút tháo dầu trụ có kết cấu và kích thước như sau: Các thông số trong bảng 18-7 tập 2 trang 93(đối với nút tháo dầu trụ) và bảng 18-8 tập 2 trang 94(đối với nút tháo dầu côn): d b m f L c q D S D0 M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 5.2.6.Que thăm dầu: Que thăm dầu dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc. Vị trí lắp đặt nghiêng 55° so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 63 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Mức dầu ngâm : chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính răng cấp nhanh, còn răng cấp chậm khoảng 1/4. 5.2.7.Vòng chắn dầu: Nhằm để bảo vệ ổ khỏi bị bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ. Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han rỉ. Ngoài ra còn đề phòng dầu chảy ra ngoài ra dùng vòng phớt. Theo bảng 15.17 [2] ta có: Vòng gồm 2 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600. Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 (mm). Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm. Khe hở giữa vỏvới mặt ngoài của vòng ren là 0,4 (mm). ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 64 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Phần 6 : CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên ta dùng kiểu lắp 6 7 k H . Mối ghép then và trục ta dùng mối ghép trung gian 9 8 N h Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp k6, còn mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì ta dùng mối ghép H7. Trục 1 Trục 2 Chi tiết Kiểu lắp Bánh răng nghiêng2 và trục Ф36 𝐻7 𝑘6 ổ lăn và trục Ф35𝑘6 ổ lăn và thành hộp Ф100𝐻7 Bánh răng nghiêng 3 và trục Ф38 𝐻7 𝑘6 Chi tiết Kiểu lắp ổ lăn và trục Ф25𝑘6 Bánh răng nghiêng 1 và trục Ф28 𝐻7 𝑘6 ổ lăn và thành hộp Ф62𝐻7 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG 65 PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195 Trục 3 Chi tiết Kiểu lắp ổ lăn và trục Ф45𝑘6 Bánh răng nghiên 4 và trục Ф50 𝐻7 𝑘6 ổ lăn và thành hộp Ф120𝐻7 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1,2) , Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, nhà xuất bản Giáo dục Việt Nam. 2. Tập bản vẽ chi tiết máy thư viện ĐH GTVT TP.HCM.