Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

hút v Mô men xoắn trên các trục: o 6 33 3 9,55.10 . 1409826, 28 P T n = = N.mm o 6 22 2 9,55.10 . 593685,64 P T n = = N.mm o 6 11 1 9,55.10 . 195268,02 P T n = = N.mm Trục Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất P (kW) 11 8,82 8,38 7,96 Tỷ số truyền u 3,38 3,20 2,50 Số vòng quay n (vòng/phút) 1458 431,36 134,80 53,92 Mô men xoắn T (N.mm) 72050,75 195268,02 593685,64 1409826,28 Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật của hệ thống dẫn động xích tải ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 11 III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: 3.1 Tính toán bộ truyền đai thang: v Thông số đầu vào: Pd = Pdc = 11 kW nd = ndc = 1458 vòng/phút ud = 3,38 3.1.1 Chọn dạng đai: Ta có Pdc = 11 kW Nd = 1458 vòng/phút Dựa vào H4.1/59-[1], chọn đai thang thường có tiết diện Ƃ Ký hiệu Bt B H Y0 A (mm2) D (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) Ƃ 14 17 10,5 4,0 138 140-280 800-6300 Với d1≈ 1,2 dmin = 1,2.140 = 168 mm Với d1 = 168 mm, tra d1 theo dãy số tiêu chuẩn trong bảng 4.21/63-[1] →Chọn d1 = 160 mm → Vận tốc đai: 11 . . .160.1458 12,2160000 60000 dd nv p p = = = m/s Kiểm tra: ta thấy v1 = 12,21 < 25 m/s : thỏa điều kiện đai thường. 3.1.2 Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2: ( ) 1 2 . 1 dd ud e= - § Trong đó: ε – hệ số trượt tương đối (0,01 ≤ ε ≤ 0,02) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 12 2 2 160.3,38 160.3,38 1 0,01 1 0,02 546,26 551,84 d d Þ £ £ - - Û £ £ · Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 560 mm · Tính lại tỉ số truyền đai: ud = 2 1 560 3,5160 d d = = · Kiểm tra: 0 0 0 0 0 0 0 0 3,5 3,38 3 .100 3,55 4 3,38 - £ = £ → thỏa điều kiện cho phép 3.1.3 Xác định khoảng cách trục ad: · Dựa vào bảng 4.14/60-[1] Ta có ud = 3,5 D2 = 560 mm 2 2 13,5 3 4 3 0,95 1 0,975 0,975.560 546( ) a d a a mmd -- Þ = - - Þ = Þ = = · Kiểm tra ad theo điều kiện 4.14/60-[1]: 1 2 1 20,55.( ) 2.( )dd d h a d d+ + £ £ + § Trong đó: h- chiều cao mặt cắt ngang của dây đai 0,55.(160 560) 10,5 2.(160 560) 406,5 1440 d d a a Û + + £ £ + Û £ £ Vậy ad =546 mm → thỏa điều kiện 4.14/60-[1] 3.1.4 Xác định chiều dài dây đai L: · Từ khoảng cách trục ad đã chọn: 2 2 1 2 2 1( ) ( ) (160 560) (560 160)2. . 2.546 .2 4. 2 4.546 2296, 23( ) d d d d d dL a a L mm p p+ - + -= + + = + + = ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 13 · Chọn L đai theo tiêu chuẩn: tra bảng 4.13/49-[1]→chọn L = 2240 mm · Kiểm tra đai theo tuổi thọ: 3max 12,2110 5,45 2240.10 vi iL= £ = = = § Trong đó: i - số lần uốn của đai trong 1 s · Xác định lại khoảng cách trục ad theo L tiêu chuẩn: (theo CT 4.6/54-[1]) ( )2 28.da l l= + - D · Trong đó: 1 2 2 1 .( ) .(160 560) 2240 1109,03 2 2 560 160 200 2 2 d d L d d p p l + + = - = - = - - D = = = 2 21109,03 1109,03 8.200 515,74( ) 4 a mm + - Þ = = 3.1.5 Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ: (theo CT 4.7/54-[1]) · Chọn vật liệu đai là sợi tổng hợp 0 00 0 0 1 2 1 57 57180 ( ). 180 (560 160). 135,8 d d d d a aa = - - = - - = 0 0135,8 120Þ > → thỏa điều kiện dành cho đai sợi tổng hợp. 3.1.6 Xác định số đai: (theo CT4.16/60-[1]) 1 0 . ([ ]. . . . ) d l u z P Kz P C C C Ca = § Trong đó: P1 = Pdc = 11kW [P0]=3,37 kW (nội suy theo bảng 4.19/62-[1]) Kd = 1,1+0,1 : hệ số tải trọng động (làm việc 2 ca) Cα = 0,87 : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (tra B4.15/61-[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 14 Cl = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai (tra B4.16/61-[1]) Cu = 1,14 : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (tra B4.17/61-[1]) Cz = 0,95 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng (tra B4.18/61-[1]) 11.1, 2 4,1 4(3,37.0,87.1.1,14.0,95)zÞ = = ; sợi 3.1.7 Xác định chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài: ( 1). 2. (4 1).19 2.12,5 82( )B z t e mm= - + = - + = § Trong đó: (tra B4.21/63-[1]) t = 19 h0 = 4,2 e = 12,5 · Đường kính ngoài của bánh đai: a1 1 0 a2 2 0 2. 160 2.4,2 168,4( ) 2. 560 2.4,2 568, 4( ) D d h mm D d h mm = + = + = = + = + = 3.1.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: (theo CT4.19/63-[1]) · Lực căng trên 1 đai: 1 0 .780. ( . . ) d v P KF Fv C za = + § Trong đó: Fv = qm.v 2 = 0,178.12,212 = 26,54(N) :lực căng do lực li tâm sinh ra qm = 0,178 kg/m (tra B4.22/64-[1]) v = 12,21 m/s P1 = 11kW : công suất trên trục bánh chủ động · Lực tác dụng lên trục: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 15 0 1362. . .sin( ) 2.268,85.4.sin( ) 1994,19( )2 2rF F z N a= = = 3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ: 3.2.1 Chọn vật liệu: Các bánh răng là những chi tiết máy đòi hỏi xác định chế độ gia công và tính toán sức bền khi thiết kế, vì thế vật liệu làm bánh răng thường thuộc nhóm thép kết cấu (thép cacbon chất lượng tốt; P,S thấp (P≤0,035%; S≤0,04%) được qui định về cơ tính và thành phần hóa học chặt chẽ. Do không có yêu cầu gì đặc biệt, và để giảm chi phí chế tạo, cho phép bộ truyền có khả năng chạy mòn sau khi gai công , ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, cụ thể như sau: · Dựa vào B6.1/92-[1], chọn: Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn (HB) σb (MPa) σch (MPa) Bánh dẫn động C45 Tôi cải thiện 241÷285 850 580 Bánh bị động C45 Tôi cải thiện 192÷240 750 450 Sở dĩ chọn bánh bị động (bánh răng lớn) có độ bền thấp hơn là nhằm mục đích tăng khả năng chạy mòn của răng, thường H1≥H2+(10÷15)HB 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép: · Theo B6.2/94-[1], thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180÷350HB có: o Ứng suất tiếp xúc cơ sở: σ0Hlim = 2HB+70 o Hệ số an toàn (tiếp xúc): sH = 1,1 o Ứng suất uốn cơ sở: σ0Flim = 1,8HB o Hệ số an toàn (uốn): sF = 1,75 · Chọn độ rắn bánh dẫn động (bánh răng nhỏ): HB1 = 245, bánh bị động (bánh răng lớn): HB2 = 230 0 0 1lim 1lim 0 0 2lim 1lim 2.245 70 560 , 1,8.245 441 2.230 70 530 , 1,8.230 414 H F H F MPa MPa MPa MPa s s s s ì = + = = =ïÞ í = + = = =ïî · Theo CT6.5/93-[1] : 2,430HO HBN H= : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 16 2,4 2,4 7 1 1 2,4 2,4 7 2 2 30 30.245 1,63.10 30 30.230 1,39.10 HO HB HO HB N H N H = = = = = = · Theo CT6.6/93-[1]: 64.10FON = (đối với tất cả các loại thép) :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. · Vì bộ truyền chịu tải thay đổi, ta có công thức tính số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương theo CT6.7,6.8/93-[1] 1 max 60. . . Fm i HE i i TN c n tT æ ö= ç ÷ è øå § Trong đó: c = 1 :số lần ăn khớp của 1 răng trong một vòng (tra theo hình 6.20/221-[3]) n1=431,36 vòng/phút t=(300 ngày).(2 ca).(8 h).(6 năm)=28800 h : tổng số giờ làm việc 3 3 1 1 1 1 1 7 1 1 0,87.60 12 60.1.28800.431,36. 72 72 70.10 HE HE HO T T N T T N N æ öæ ö æ ö ç ÷Þ = +ç ÷ ç ÷ç ÷è ø è øè ø Þ = > Vậy lấy NHO1=NHE1, do đó lấy KHL1 = 1 3 3 1 1 2 1 1 7 1 2 0,87.431,36 60 12 60.1.28800. . 3,20 72 72 21,97.10 HE HE HO T T N T T N N æ öæ ö æ ö ç ÷Þ = +ç ÷ ç ÷ç ÷è ø è øè ø Þ = > Vậy lấy NHO2=NHE2, do đó lấy KHL2 = 1 · Như vậy: o Theo CT6.1a/93-[1], sơ bộ xác định được ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 17 [ ] [ ] [ ] 0 lim 0 1 1lim1 0 2 2lim2 . 1. 560. 509( )1,1 1. 530. 481,8( )1,1 HL H H H HL H H H HL H H H K S K MPaS K MPaS s s s s s s = = = = = = = o Theo CT6.2a/93-[1], sơ bộ xác định được [ ] [ ] 0 1 1lim1 0 2 2lim2 1. . 560. 509( )1,1 1. . 530. 481,8( )1,1 FL F F FC F FL F F FC F KK MPaS KK MPaS s s s s = = = = = = · Vì cấp nhanh là bánh răng nghiêng, theo CT6.12/95-[1] [ ] [ ] [ ] [ ]1 2 2 509 481,8 495, 4 1, 25 2 2 H H H HMPa s s s s + + = = = < · Với cấp chậm là răng thẳng: [ ] [ ]' 2 418,8H H MPas sÞ = = · Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ ]max 0,8.F chs sÞ = khi HB≤350 (theo CT6.14/96-[1]) [ ] [ ] 11max 22max 0,8. 0,8.580 464 0,8. 0,8.450 360 F ch F ch MPa MPa s s s s ì = = =ïÞ í = = =ïî · Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: (theo CT6.13/95-[1]) [ ]max 2,8. 2,8.450 1260H ch MPas s= = = 3.2.3 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: A. Xác định khoảng cách trục: aw1 (theo 6.15/96-[1]) [ ] 1 31 1 2 1 . .( 1). . . H w a H ba T K a K u u b s y = ± § Trong đó: Ka=43 :hệ số phụ thuộc vào cặp vật liệu bánh răng và loại răng ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 18 (tra B6.5/96-[1]) T1= 195268,02 N.mm [σH]=495,4MPa u1=3,30 :tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng ᴪba=bw/aw=chiều rộng vành răng/khoảng cách trục=0,315 (theo B6.6/97-[1]) KHβ=1,1 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (tra B6.7/98- [1]) ᴪbd=0,53 ᴪa.(u1+1)=0,53.0,315.(3,30+1)=0,72 (theo CT6.16/97-[1]) 31 2 195268,02.1,1 43.(3,30 1). 172,29( ) (495, 4) .3,30.0,315w a mmÞ = + = Chọn aw=225 mm (sau vài lần tính toán để thỏa điều kiện bền và bôi trơn ngâm dầu) B. Xác định các thông số ăn khớp: · Mô đun m1=(0,01÷0,02)aw1=2÷4 (theo CT6.17/97-[1]) · Chọn mô đun pháp theo tiêu chuẩn mn=3 (tra B6.8/99-[1]) · Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=200 cos 0,94jÞ = · Tính số răng nhỏ (theo CT6.31/103-[1]) 1 1 1 2. .cos 2.225.0,94 33,57 .( 1) 3.(3,30 1) waz m u b = = = + + → chọn z1 = 34 răng 2 1 1. 3,30.34 108,80z u zÞ = = = → chọn z2 = 109 răng · Tỉ số truyền tính lại 2 1 1 109 3, 21 34 z u z = = = · Tính lại 1 2 1 .( ) 3.(34 109) cos 0,95 2. 2.225w m z z a b + + = = = → β = 18,190 · Khoảng cách trục chia: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 19 0,5.3.(34 109) 225( ) 0,95w a mm + = = Nhờ có góc nghiêng răng là 18,190 mà khoảng cách trục vẫn đảm bảo là 225mm mà không cần phải dịch chỉnh. C. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: [ ]1 1 2. 1 1 1 2. . .( 1). . . . H H m H H w w T K uZ Z Z b u de s s±= £ (theo CT6.33/105-[1]) § Trong đó: Zm=274 :hệ số kể đến cơ tính vật liệu (tra B6.5/96-[1]) ZH= 2.cos sin(2 )tw b a (theo CT6.34/105-[1]) § βb :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở § αt : góc profile răng § α : góc profile gốc § cos .tb ttg gb a b= · Theo B6.11/104-[1] 0 0 20,96 cos 20 ( 1065 71) t tg arctg theoTCVN aa b a ì æ ö = =ï ç ÷Þ í è ø ï = -î ( ) 0cos cos(20,96)arccos . arccos 225. 20,96225ttw wa aaa æ öÞ = =ç ÷è ø ; :góc ăn khớp · Với a=0,5.m.(z2+z1)/cosβ=0,5.3.(34+109)/cos(18,19)=225(mm) :khoảng cách trục chia · Vậy ZH= 2.cos(18,19) 1,69sin(2.20,96) = · Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng sin. ( . )p wb m be p= :hệ số trùng khớp dọc (theo CT6.37/105[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 20 sin(18,19)0,315.225. 2,35 1(3. )pe pÞ = = > →theo CT6.35c/105-[1]: 1Ze ae = · Với 1 2 1 1 1,88 3, 2. .cos z za e b é ùæ ö = - +ê úç ÷ è øë û (theo CT6.38/105-[1]) 1 1 1,88 3,2. .cos(18,19) 2,35 34 109a e é ùæ öÛ = - + =ç ÷ê úè øë û 1 0,77 1,67 ZeÞ = = · KH= KHβ .KHα .KHv :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (theo CT6.39/106-[1]) KHβ=1,1 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng (tra B6.7/98-[1]) KHα=1,13 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp (tra B6.14/107-[1] với CCX=9) KHv= 1 1 . . 1 2. . . H w w H H b d T K Kb a u + :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (theo CT6.41/107-[1]) § dw1=2aw1/(u1+1)=2.225/(3,30+1)=106,99(mm) :đường kính vòng lăn bánh nhỏ § v1=π.dw1.n1/60000=π.106,99.431,36/60000=2,42(m/s) :vận tốc vòng bánh nhỏ (theo CT6.40/106-[1]) § 0 1 1 . . . wH H ag v uu d= δH=0,002 :hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra B6.15/107-[1]) g0=73 :hệ số ảnh hưởng của các bước răng 1&2 (tra B6.16/107-[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 21 2250,002.73.2, 42. 2,953,30HuÞ = = → KHv= 2,95.225.0,315.106,991 1,05 2.195268,02.1,1.1,13 + = → KH= 1,1 .1,13.1,05=1,30 · Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: 2 2.195268,02.1,30.(3,30 1) 274.1,69.0,77. 324,83 225.0,315.3,30.106,99H MPas += = · Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo CT6.1/91-[1] [ ] lim . . . . 495,4.0,95.1.1.1 470,63( )HH R v XH HL H Z Z K K MPas ss æ ö= = =ç ÷ è ø § Trong đó: Zv=1 :hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng ZR=0,95 :hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc KXH= 1 :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bán răng KHL= 1 :hệ số tuổi thọ → σH < [ σH] :thỏa điều kiện bền D. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo CT6.43/108-[1]: [ ]1 11 1 1 1 2. . . . . . . F F F F w w T K Y Y Y b d m e bs s= £ § Trong đó: KF= KFβ. KFα. KFv :hệ số tải trọng khi tính về uốn (theo CT6.45/109- [1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 22 KFβ=1,21 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn (tra B6.7/98-[1]) KFα=1,37 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn (tra B6.7/98- [1]) KFv= 1 1 . . 1 2. . . F w w F F b d T K Kb a u + :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (theo CT6.41/107-[1]) § 0 1 1 . . . wF F ag v uu d= δF=0,006 :hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra B6.15/107-[1]) g0=73 :hệ số ảnh hưởng của các bước răng 1&2 (tra B6.16/107-[1]) 2250,006.73.2,42. 8,863,30FuÞ = = → KFv= 8,86.225.0,315.106,991 1,10 2.195268,02.1,37.1, 21 + = → KF= 1,21 .1, 37.1,10=1,83 Yε=1/εα=1/1,67=0,6 :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yβ=1-β/140=18,190/140=0,87 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1, YF2 :hệ số dạng răng của bánh răng 1&2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh 1 3 31 34 39,65 cos cos (18,19)v zz b= = = →chọn 40 răng 2 3 32 109 127,12 cos cos (18,19)v zz b= = = →chọn 127 răng Với hệ số dịch chỉnh x1, x2=0 (theo B6.9/100-[1]), tra B6.18/109-[1] 1 2 3,75 3,6 F F Y Y =ì Þ í =î ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 23 1 2.195268,02.1,83.0,60.0,87.3,75 61,42( ) 0,315.225.106,96.3F MPasÞ = = 2 61, 42.3,6 58,96( ) 3,75F MPasÞ = = Tính ứng suất uốn cho phép theo CT6.2a/91-[1]: [ ] . . .F F R s XFY Y Ks s= Trong đó: YR=1 :hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YS=1,08-0,695.ln(3)=1 :hệ số xét đến độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất KXF=1 :hệ số ảnh hưởng của kích thước đến độ uốn → σF < [ σF] : Vậy cặp bánh răng thỏa điều kiện bền về uốn. E. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo CT6.48/110-[1] với Kqt=Tmax/T=2,2 (tra P.13/237-[1]) 1max 1 . 324,83. 2,2 714,63( )H H qtK MPas s= = = < [σH]max=1260 MPa Theo CT6.49/110-[1] [ ] [ ] 1max 1 1 max 2max 2 2 max . 61,42.2,2 135,12( ) 464 . 58,96.2,2 129,71( ) 360 F F qt F F F qt F K MPa MPa K MPa MPa s s s s s s = = = < = = = = < = 3.2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: A. Xác định khoảng cách trục: aw1 (theo 6.15/96-[1]) [ ] 2 32 2 2 2 2 . .( 1). . . H w a H ba T K a K u u b s y = ± § Trong đó: Ka=49,5 :hệ số phụ thuộc vào cặp vật liệu bánh răng và loại răng (tra B6.5/96- [1]) [ ] [ ] 11 22 . . . 252.1.1.1 252( ) . . . 236,6.1.1.1 236,6( ) F F R s XF F F R s XF Y Y K MPa Y Y K MPa s s s s ì = = =ïÞ í = = =ïî ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 24 T2= 583685,64 N.mm [σH]=481,8MPa u1=2,50 :tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng ᴪba=bw/aw=chiều rộng vành răng/khoảng cách trục =0,4 (theo B6.6/97-[1]) KHβ=1,04 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (tra B6.7/98-[1]) ᴪbd=0,53 ᴪba.(u1+1)=0,53.0,4.(3,2+1)=0,74 (theo CT6.16/97-[1]) 32 2 583685,64.1,1 49,5.(2,50 1). 240,04( ) (481,8) .2,50.0,4w a mmÞ = + = Chọn aw=240 mm B. Xác định các thông số ăn khớp: · Mô đun m1=(0,01÷0,02)aw2=2,4÷4,8 (theo CT6.17/97-[1]) · Chọn mô đun pháp theo tiêu chuẩn mn=3 (tra B6.8/99-[1]) · Tính số răng nhỏ (theo CT6.31/103-[1]) 2 1 2 2. 2.240 45,71 .( 1) 3.(2,50 1) waz m u = = = + + →chọn z1=46 răng 2 2 1. 2,50.46 115z u zÞ = = = →chọn z2=115 răng · Tỉ số truyền tính lại 2 2 1 115 2,50 46 z u z = = = · Khoảng cách trục chia: 2 0,5.3.(46 115) 241,5( ) 1w a mm + = = C. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: [ ]2 2 2. 2 2 2 2. . .( 1). . . . H H m H H w w T K uZ Z Z b u de s s±= £ (theo CT6.33/105-[1]) § Trong đó: Zm=274 :hệ số kể đến cơ tính vật liệu (tra B6.5/96-[1]) ZH= 2.cos sin(2 )tw b a (theo CT6.34/105-[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 25 § αt : góc profile răng § α : góc profile gốc Theo B6.11/104-[1] 0 0 20 cos 20 ( 1065 71) t tg arctg theoTCVN aa b a ì æ ö = =ï ç ÷Þ í è ø ï = -î ( ) 0 2 cos cos(20)arccos . arccos 241,5. 20241,5 t tw w a a aa æ öÞ = = =ç ÷ è ø :góc ăn khớp Với a=0,5.m.(z2+z1)/cosβ=0,5.3.(46+115)/cos(0)=241,5(mm) :khoảng cách trục chia Vậy ZH= 2 1,76sin(2.20) = Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng → theo CT6.36a/105-[1]: ( ) ( )4 4 1,78 0,863 3Z ae e- -= = = Với 1 2 1 1 1,88 3, 2. .cos z za e b é ùæ ö = - +ê úç ÷ è øë û (theo CT6.38/105-[1]) 1 1 1,88 3,2. 1,78 46 115a e é ùæ öÛ = - + =ç ÷ê úè øë û · KH= KHβ .KHα .KHv :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (theo CT6.39/106-[1]) KHβ=1,04 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng (tra B6.7/98-[1]) KHα=1,13 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp (tra B6.14/107-[1] với CCX=9) KHv= 1 1 2 . . 1 2. . . H w w H H b d T K Kb a u + :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (theo CT6.41/107-[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 26 § dw1=2aw2/(u2+1)=2.241,5/(2,50+1)=138(mm) :đường kính vòng lăn bánh nhỏ § v1=π.dw1.n2/60000=π.138.134,80/60000=0,97(m/s) :vận tốc vòng bánh nhỏ (theo CT6.40/106-[1]) § 20 1 2 . . . wH H ag v uu d= δH=0,006 :hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra B6.15/107-[1]) g0=73 :hệ số ảnh hưởng của các bước răng 1&2 (tra B6.16/107-[1]) 241,50,006.73.0,97. 4,192,50HuÞ = = → KHv= 4,19.241,5.0,4.1381 1,04 2.593685,64.1,04.1,13 + = → KH= 1,04 .1,13.1,04=1,22 · Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền: 2 2.593685,64.1,22.(2,50 1) 274.1,76.0,86. 436,68 241,5.0,4.2,50.138H MPas += = · Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo CT6.1/91-[1] [ ] lim . . . . 481,8.0,95.1.1.1 457,71( )HH R v XH HL H Z Z K K MPas ss æ ö= = =ç ÷ è ø § Trong đó: Zv=1 :hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng ZR=0,95 :hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc KXH= 1 :hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bán răng KHL= 1 :hệ số tuổi thọ → σH < [ σH] :thỏa điều kiện bền ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 27 D. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo CT6.43/108-[1]: [ ]2 11 1 1 1 2. . . . . . . F F F F w w T K Y Y Y b d m e bs s= £ Trong đó: KF= KFβ. KFα. KFv :hệ số tải trọng khi tính về uốn (theo CT6.45/109-[1]) KFβ=1,22 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn (tra B6.7/98-[1]) KFα=1,37 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn (tra B6.7/98-[1]) KFv= 1 2 . . 1 2. . . F w w F F b d T K Kb a u + :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (theo CT6.41/107-[1]) § 20 1 2 . . . wF F ag v uu d= δF=0,016 :hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra B6.15/107-[1]) g0=73 :hệ số ảnh hưởng của các bước răng 1&2 (tra B6.16/107-[1]) 241,50,016.73.0,97. 11,182,50FuÞ = = → KFv= 11,18.241,5.0,4.1381 1,08 2.593685,64.1, 22.1,37 + = → KF= 1,22 .1, 37.1,08=1,80 Yε=1/εα=1/1,78=0,56 :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yβ=1 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1, YF2 :hệ số dạng răng của bánh răng 1&2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh 1 3 31 46 46 cos cos (0)v zz b = = = →chọn 46 răng ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 28 2 3 32 115 115 cos cos (0)v zz b = = = →chọn 115 răng Với hệ số dịch chỉnh x1, x2=0 (theo B6.9/100-[1]), tra B6.18/109-[1] 1 2.583685,64.1,80.0,56.1.3,65 109, 24( ) 0,4.241,5.138.3F MPasÞ = = 2 109,24.3,6 107,74( ) 3,65F MPasÞ = = Tính ứng suất uốn cho phép theo CT6.2a/91-[1]: [ ] . . .F F R s XFY Y Ks s= Trong đó: YR=1 :hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YS=1,08-0,695.ln(3)=1 :hệ số xét đến độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất KXF=1 :hệ số ảnh hưởng của kích thước đến độ uốn → σF < [ σF] : Vậy cặp bánh răng thỏa điều kiện bền về uốn. E. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo CT6.48/110-[1] với Kqt=Tmax/T=2,2 (tra P.13/237-[1]) 1max 1. 436,68. 2, 2 647,70( )H H qtK MPas s= = = < [σH]max=1260 MPa Theo CT6.49/110-[1] [ ] [ ] 1max 1 1 max 2max 2 2 max . 109,24.2,2 162,02( ) 464 . 107,74.2, 2 159,8( ) 360 F F qt F F F qt F K MPa MPa K MPa MPa s s s s s s = = = < = = = = < = [ ] [ ] 11 22 . . . 252.1.1.1 252( ) . . . 236,6.1.1.1 236,6( ) F F R s XF F F R s XF Y Y K MPa Y Y K MPa s s s s ì = = =ïÞ í = = =ïî 1 2 3,55 3,6 F F Y Y =ì Þ í =î ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 29 3.2.5 Các thông số và kích thước của hai bộ truyền bánh răng: Tên gọi Ký hiệu (đơn vị) Răng nghiêng Răng thẳng Khoảng cách trục aw (mm) 225,00 241,50 Mô đun pháp m 3 3 Chiều rộng vành răng bw (mm) 70,88 96,60 Tỉ số truyền u 3,21 2,50 Góc nghiêng của răng β (0) 18,10 0 Số răng bánh nhỏ z1 34 46 Số răng bánh lớn z2 109 115 Đường kính vòng chia bánh nhỏ d1 (mm) 107,37 138,00 Đường kính vòng chia bánh lớn d2 (mm) 344,20 345,00 Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ da1 (mm) 113,37 144,00 Đường kính vòng đỉnh bánh lớn da2 (mm) 350,20 351,00 Đường kính vòng đáy bánh nhỏ df1 (mm) 99,87 130,50 Đường kính vòng đáy bánh lớn df2 (mm) 336,70 337,50 Chiều cao răng h (mm) 6,75 6,75 3.2.6 Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu: · Điều kiện bôi trơn ngâm dầu: (theo ĐK/452-[3]) · Chiều cao ngâm dầu không được vượt quá giá trị (0,75÷2) chiều cao răng nhưng không được nhỏ hơn 10mm. Phần bánh răng ngâm trong dầu không được vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh. ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 30 Từ đường kính vòng đỉnh của bánh răng lớn bộ cấp nhanh: da2 (mm) = 350,20 và bộ cấp chậm da2 (mm) = 351 Với mức dầu thấp nhất là 10mm, mức dầu cao nhất là :2.6,75=13,5 mm trên bộ cấp nhanh Ta suy ra mức dầu cao nhất của bánh răng lớn bộ cấp chậm ( )350,20351 35113,5 13,9 58,52 2 6= - - = < = Vậy bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu. 3.3 Tính toán thiết kế trục và chọn then: 3.3.1 Chọn vật liệu: (tra B6.1/92-[1]) Thép C45 có σb=600 MPa Ứng suất xoắn cho phép [τ]=12…20MPa ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 31 3.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: (theo CT10.9/188-[1]) [ ]3 0, 2. k k Td t³ Tương ứng: T1=195268,02 N.mm → d1=31,93 mm → sơ bộ chọn d1=40 mm T2=583685,64 N.mm → d2=46,25 mm → sơ bộ chọn d2=55 mm T3=1409826,28 N.mm → d3=62,71 mm → sơ bộ chọn d3=65 mm 3.3.3 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục: · Frd=1994,19 N : lực tác dụng lên bộ truyền đai (theo CT4.21/64) · Frx=kx.Ft=1,15.7300= 8395(N) :lực tác dụng lên trục xích tải · Với Ft=7300 N: lực vòng trên xích tải (theo đề bài) kx=1,15 :hệ số kể đến trọng lượng xích · Lực vòng Ft12 = Ft21 = 2.T1/dw1=(2.195268,02)/106,99=3650,21 Ft23 = Ft32 = 2.T2/dw1=(2.593685,64)/138=3131,65 N · Lực hướng tâm (theo CT10.1/184) 1 r12 r21 . 3650, 21. (20,96)F F • 1471,81( )cos cos(18,19) t twF tg tg Na b= = = = 23 r23 r32 . 8604,14. (20)F F • 3131,65( )cos cos(0) t twF tg tg Na b= = = = ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 32 · Lực dọc trục: (theo CT10.1/184) 12 21 12. 3550, 21. (18,19) 1199,42( )a a tF F F tg tg Nb= = = = 32 23 23. 0( )a a tF F F tg Nb= = = Lực nối trục tác dụng theo phương x: Fnt=0,2.2.(T3/Dt)=0,2.2.(1409826,28/200)=2819,65 (N) Với Dt=200 mm : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của vòng nối trục đàn hồi (xem H16.6/67 và tra B16.10a/69-[2]) 3.3.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 33 Biểu đồ chung: Hình 3.1 Sơ đồ phân tích lực trên ba trục hộp giảm tốc y x z ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 34 Chọn chiều rộng ổ lăn sơ bộ: (tra B10.2/189-[1]) b01=23 mm b02=29 mm b01=35 mm lm12=1,5.d1=1,5.40=60 mm : chiều dày moay-ơ của bánh đai trên trục 1 lm22=1,5. d2=1,5.55=82,5 mm : Chiều dày moay ơ của bánh răng 1 trên trục 2 (răng lớn cấp nhanh) lm23=100 mm : Chiều dày moay ơ của bánh răng 2 trên trục 2 (răng nhỏ cấp chậm) lmnt= 2.d3=2.65=130 (mm): Chiều dày nối trục đàn hồi k1=15 mm :khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp- khoảng cách của các chi tiết quay k2=10 mm : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp k3=20 mm : khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ trục hn1=25 mm : chiều cao nắp ổ và đầu đai ốc trên trục 1 hn2=15 mm : chiều cao nắp ổ và đầu đai ốc trên trục 3 l21= l11= l31=lm22+ lm23+ 3k1+ 2k2+ b02= 82,5+ 100+ 3.15+ 2.10+ 29=276,5mm :khoảng cách giữa các gối đỡ l22=0,5.( lm22+ b02)+k1+k2=0,5.(82,5+29)+15+10=80,75 :khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng 2 trên trục 2 l23=l22+0,5.( lm22+ lm23)+k1=80,75+0,5.(82,5+100)+15=187(mm) :Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng 2 trên trục 2 l12=lc12=0,5.( lm12+b01)+k3+hn=0,5.( 60+23)+20+25=86,5 (mm) lc33=0,5.b03+lmnt+k3+hn=0,5.35+130+02+15=182,5 (mm) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 35 3.3.5 Tính phản lực và momen uốn: Trên mặt phẳng y0z: Lực Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 Ray (N) Phản lực tại A trên mặt phẳng y0z 1808,13 772,27 1013,68 Rby (N) Phản lực tại B trên mặt phẳng y0z 1285,75 2432,10 2117,97 Max(N.mm) Momen uốn tại A trên mặt phẳng y0z 172497,44 0 0 Mbx(N.mm) Momen uốn tại B trên mặt phẳng y0z 0 0 0 Mcx (N.mm) Momen uốn tại C trên mặt phẳng y0z 251685,26 62360,49 Mdx (N.mm) Momen uốn tại D trên mặt phẳng y0z 217673,29 189558,31 Trên mặt phẳng x0z: Lực Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 Rax (N) Phản lực tại A trên mặt phẳng y0z 2584,19 5369,26 4646,14 Rbx (N) Phản lực tại B trên mặt phẳng y0z 1066,02 6885,09 1138,35 Max (N.mm) Momen uốn tại A trên mặt phẳng y0z 0 0 0 Mbx (N.mm) Momen uốn tại B trên mặt phẳng y0z 0 0 514586,59 Mcx (N.mm) Momen uốn tại C trên mặt phẳng y0z 208673,40 433567,41 Mdx (N.mm) Momen uốn tại D trên mặt phẳng y0z 616215,96 868827,76 Mo men xoắn trên trục Lực Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 T (N.mm) Momen xoắn 195268,02 593685,64 1409826,28 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 36 Hình 3.2 Biều đồ lực tác dụng lên trục 1 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 37 Hình 3.3 Biều đồ lực tác dụng lên trục 2 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 38 Hình 3.4 Biều đồ lực tác dụng lên trục 3 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 39 Momen uốn tổng Lực Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 M0 (N.mm) Momen tổng tại tiết diện 0 0 0 0 M1 (N.mm) Momen tổng tại tiết diện 1 172497,44 438029,14 889266,01 M2 (N.mm) Momen tổng tại tiết diện 2 326940,45 653531,77 514586,59 M3 (N.mm) Momen tổng tại tiết diện 3 0 0 0 Momen xoắn Lực Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 T0 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 0 195268,02 0 0 T 1 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 1 195268,02 593685,64 1409826,28 T 2 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 2 195268,02 593685,64 1409826,28 T 3 (N.mm) Momen xoắn tại tiết diện 3 0 0 1409826,28 Momen tương đương Lực Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 Mtd0 (N.mm) Momen tương đương tại tiết diện 0 195268,02 0 0 M td1 (N.mm) Momen tương đương tại tiết diện 1 260547,43 737788,70 1666854,58 M td2 (N.mm) Momen tương đương tại tiết diện 2 380814,46 882930,58 1500802,95 M td3 (N.mm) Momen tương đương tại tiết diện 3 0 0 1409826,28 · Ứng suất tiếp cho phép chế tạo trục: (tra B10.5/195-[1]) Trục 1: [σ]1=63 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 40 Trục 2: [σ]2=50 Trục 1: [σ]3=48 · Tính đường kính trục tại các tiết diện (theo CT10.17/194-[1]) [ ]( )3 0,1. tdi j Md s = Tiết diện Tên gọi Trục 1 Trục 2 Trục 3 d0 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 0 31,41 32 0 50 0 75 d1 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 1 34,58 40 52,84 55 70,29 80 d2 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 2 39,25 45 56,10 60 67,87 75 d3 (mm) Đường kính trục tại tiết diện 3 0 40 0 50 66,47 71 3.3.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: a) Với thép C45 có σb=600 MPa, σ-1 = 0,436.σb=0,436.600=211,6 MPa τ-1= 0,58. σ-1 = 0,58.211,6=151,7 MPa Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: ( tra B10./196-[1]) 0,05 0,00 s t y y =ì Þ í =î b) Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó σaj+ tính theo CT10.22/196-[1] ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 41 max m 0 j aj j j j M Ws s s ì = =ïÞ í ï =î Với Mj theo 10.15/194- [1] : Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó τmj= τaj tính theo CT10.23/196-[1] ( ) max 0 2 2. j j mj aj j T W tt t= = = Với Wj và W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo CT tra B10.6/196-[1] Trục có 2 rãnh then ( ) ( ) 2 3 1 1 2 3 1 1 0 . .. 32 . .. 16 jj j j jj j j b t d td W d b t d td W d p p - = - - = - Trong đó b, t1 là bề rộng và chiều sâu rãnh then trên trục tra theo đường kính trong B9.1a/173-[1] c) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục: Dựa theo kết cấu trục trên các h…… và biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi Trục 1: tiết diện lắp bánh đai (10), tiết diện lắp ổ lăn (11), tiết diện lắp bánh răng (12) Trục 2: tiết diện lắp bánh răng nghiêng (21), tiết diện lắp bánh răng thẳng (22) Trục 3: tiết diện lắp bánh răng thẳng (31), tiết diện lắp ổ lăn (32), tiết diện lắp nối trục (33) d) Chọn lắp ghép: 2 2 j yj xjM M M= + ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 42 Tra B20.4/12/-[2] về phạm vi sử dụng của các kiểu lắp, ta chọn mối lắp H7/k6 – dùng cho các mối lắp không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, tháo không thuận tiện, hoặc có thể gây hư hại các chi tiết được ghép → Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước của then (tra B9.1a/173-[1]), trị số momen cản uốn và momen càn xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Đường kính trục b x h t1 Mj Tj W(mm 3) W0 (mm 3) 10 32 10 x 8 5 0 195269,02 2076,30 5291,66 11 40 172497,44 195269,02 6280,00 12560,00 12 45 10 x 8 5 326940,45 195269,02 7163,86 16105,50 21 55 16 x 10 6 438029,14 593685,64 12134,71 28460,26 22 60 16 x 10 653531,77 593685,64 16529,40 37724,40 31 80 22 x 14 9 889266,01 1409826,28 37763,53 88003,53 32 75 514586,59 1409826,28 413996,48 82792,97 33 71 22 x 14 9 0 1409826,28 35120,02 59520,15 e) Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo CT10.25 và CT10.26/197-[1] 1 1 x dj y x dj y K K K K K K K K s s s t t t e e æ ö+ -ç ÷ è ø= æ ö+ -ç ÷ è ø= ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 43 § Trong đó: o Kx = 1,06 : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt (tra B10.8/197)-[1], với các trục được gia công t rên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra=2,5…0,63µm o Ky = 1 : hệ tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp gia công, tăng bền bề mặt (tra B10.8/197)-[1]) · Theo B10.12/199-[1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb= 600 MPa là Kσ=1,76 ; Kτ=1,54. · Theo B10.10/198-[1], tra hệ số kích thước εσvà ετ ứng với đường kính của tiêt diện nguy hiểm, từ đó xác định được tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên các tiết diện này. Kết quả cho trong Bảng 3.1 g) Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ theo CT10.20/195-[1] và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo CT10.21/195-[1], cuối cùng tính hệ số an toàn s theo CT10.19/195-[1] ứng với các tiết diện nguy hiểm. Kết quả cho trong bảng 3.2 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 44 Tiết diện Đường kính trục Kσ εσ Kτ ετ Kσ/ εσ Kτ/ ετ Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 32 1,76 0,88 1,54 0,81 2 2,06 1,90 1,64 11 40 2,06 1,64 12 45 1,76 0,85 1,54 0,78 2,07 2,06 1,97 1,64 21 55 1,76 0,8 1,54 0,75 2,20 2,52 2,05 2,03 22 60 1,76 0,785 1,54 0,74 2,24 2,52 2,08 2,03 31 80 1,76 0,75 1,54 0,72 2,35 2,52 2,14 2,03 32 75 2,52 2,03 33 71 1,76 0,79 1,54 0,735 2,52 2,10 2,03 Bảng 3.1 Trị số Kσ/ εσ và Kτ/ ετ đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Tiết diện Đường kính trục Kx Ky Kσd Kτd σ-1 τ-1 sσ sτ s 10 32 1,06 0,88 1 2,12 261,6 151,73 4,19 4,19 11 40 1,06 1 2,12 261,6 151,73 4,49 11,48 4,18 12 45 1,06 0,85 1 2,13 261,6 151,73 2,69 12,30 2,63 21 55 1,06 0,8 1 2,58 261,6 151,73 2,81 6,88 2,60 22 60 1,06 0,785 1 2,58 261,6 151,73 2,56 9,01 2,47 31 80 1,06 0,75 1 2,58 261,6 151,73 4,31 8,61 3,85 32 75 1,06 1 2,58 261,6 151,73 8,16 8,53 5,89 33 71 1,06 0,79 1 2,58 261,6 151,73 11,48 5,94 Bảng 3.2 Hệ số an toàn Kết quả cho trong bảng cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều bảo đảm an toàn về độ bền mỏi. ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 45 3.3.7 Tính kiểm nghiệm độ bền then: Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo (CT9.1,9.2/173-[1]) [ ] [ ] [ ] [ ] 1 2. . .( ) 2. . . d d t c c t T d l h t T d l b s s t t = £- = £ Tiết diện Đường kính trục lt Chọn lt (theo TC) b x h t1 Tj σd σc 10 32 43,20 45 10 x 8 5 195268,02 2076,30 5291,66 12 45 60,75 63 10 x 8 5 195268,02 7163,86 16105,50 21 55 74,25 70 16 x 10 6 593685,64 12134,71 28460,26 22 60 81,00 80 16 x 10 6 593685,64 16529,40 37724,40 31 80 108 100 22 x 14 9 1409826,18 37763,53 88003,53 33 71 95,85 100 22 x 14 9 1409826,18 35120,02 59520,15 3.4 Tính toán chọn ổ lăn và nối trục: 3.4.1 Tính ổ lăn A. Trục 3: (trục ra) N=53,92 vòng/phút Lh=28800 h, tải va đập nhẹ ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 46 Ra=4755,43 N : phản lực tác dụng lên ổ tại A Rb=2404,50 N : phản lực tác dụng lên ổ tại B Đường kính ngõng trục: d = 75 mm a. Với tải trọng thay đổi và chỉ có lực hướng tâm→chọn ổ bi đỡ 1 dãy b. Tra P2.7/254-[1] → chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 315 Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) Co (kN) 315 75 160 37 3,5 26,99 89,00 72,80 c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều Fx33 ngược chiều với chiều đã dùng khi tính trục để phản lực tác dụng lên ổ là lớn nhất Ra’ = 1371,61 N : phản lực tác dụng lên ổ tại A Rb’ = 10711,28 N : phản lực tác dụng lên ổ tại B → Kiểm nghiệm ổ chịu tại lớn nhất với Fr = Rb’=10711,28 N Với Fa = 0, tính tải trọng động qui ước (theo CT11.3/214-[1]) . . . . 1.1.10711,28.1.1,3 13924,67( )t dQ X V Fr k k N= = = § Trong đó: X = 1 : hệ số tải trọng qui ước (tra B11.4/215-[1]) Y= 0 : hệ số tải trọng dọc trục (tra B11.4/215-[1]) V = 1 : hệ số kể đến vòng trong quay kt = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( nhiệt độ < 1050 C) kd = 1,3 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (tra B11.3/215-[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 47 Tải trọng tương đương: ( ) 1 21 2 1 1 1 . . . m mm i i h hm m E i h h Q L L LQ Q Q Q L Q L Q L æ ö æ ö = = +ç ÷ ç ÷ è ø è ø å å 1 3 360 1213924,67. 0,87 . 13655.31( ) 72 72 Næ öÛ + =ç ÷ è ø d. Tính khả năng tải động: (theo CT11.1/213-[1]) 3. 13655,31. 93,12 61,89( ) 89md EC Q L KN C KN= = = < = Trong đó: Theo CT11.2/213-[1], tính tuổi thọ của ổ lăn theo giờ 6 6 60. . 60.53,92.28800 93,12 10 10 hn LL = = = e. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Theo CT11.19/221-[1] 0 0. . 0,6.10711, 28 6426,77 6, 43tQ X Fr Y Fa kN= + = = ; Như vậy : Qt = Fr = 10711,28 ≈10,71 kN << C0 = 72,80 kN B. Trục 2: n=134,80 vòng/phút Lh=28800 h, tải va đập nhẹ Ra=5424,51 N : phản lực tác dụng lên ổ tại A Rb=7302,03 N : phản lực tác dụng lên ổ tại B Đường kính ngõng trục: d = 50 mm ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 48 a. Chọn loại ổ: Vì 1199, 42 0,81 0,3 1471,81 Fa Fr = = > → Dùng ổ bi đỡ chặn b. Chọn ổ lăn: Tra P2.12/263-[1] → chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nặng hẹp 66410 Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) Co (kN) 66410 50 130 31 3,0 2,0 77,6 61,2 c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: → Kiểm nghiệm ổ chịu tại lớn nhất với Fr = Rb=7302,03 N Với Fa = 1199,42 ; Fr = 7302,03 , tính tải trọng động qui ước (theo CT11.3/214-[1]) ( . . . ). . (1.1.7302,03 0.1199,42).1.1,3 9492,64( )t dQ X V Fr Y Fa k k N= + = + = § Trong đó: X = 1 : hệ số tải trọng qui ước (tra B11.4/215-[1]) Y= 0: hệ số tải trọng dọc trục (tra B11.4/215-[1]) V = 1 : hệ số kể đến vòng trong quay kt = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( nhiệt độ < 1050 C) kd = 1,3 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (tra B11.3/215-[1]) ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 49 Tải trọng tương đương: ( ) 1 21 2 1 1 1 . . . m mm i i h hm m E i h h Q L L LQ Q Q Q L Q L Q L æ ö æ ö = = +ç ÷ ç ÷ è ø è ø å å 1 3 360 129492,64. 0,87 . 9309,01( ) 72 72 Næ öÛ + =ç ÷ è ø d. Tính khả năng tải động: (theo CT11.1/213-[1]) 3. 9309,01. 232,93 57276,79( ) 77,6md EC Q L KN C KN= = = < = Trong đó: Theo CT11.2/213-[1], tính tuổi thọ của ổ lăn theo giờ 6 6 60. . 60.134,8.28800 232,93 10 10 hn LL = = = e. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Theo CT11.19/221-[1] 0 0. . 0,5.7302,03 0,37.1199, 42 4094,80 4,10tQ X Fr Y Fa kN= + = + = ; Như vậy : Qt = Fr = 7302,03 ≈7,3 kN << C0 = 61,2 kN C. Trục 1: n=431,36 vòng/phút Lh=28800 h, tải va đập nhẹ Ra=3153,94 N : phản lực tác dụng lên ổ tại A Rb=1670,19 N : phản lực tác dụng lên ổ tại B ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 50 Đường kính ngõng trục: d = 40 mm a. Chọn loại ổ: Vì 1199, 42 0,81 0,3 1471,81 Fa Fr = = > → Dùng ổ bi đỡ chặn b. Chọn ổ lăn: Tra P2.12/263-[1] → chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nặng hẹp 66408 Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) Co (kN) 66408 40 110 27 2,5 1,2 52,7 38,8 c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: → Kiểm nghiệm ổ chịu tại lớn nhất với Fr = Ra=3153,94 N Với Fa = 1199,42 ; Fr = 3153,94 , tính tải trọng động qui ước (theo CT11.3/214-[1]) ( . . . ). . (1.1.3153,94 0.1199, 42).1.1,3 3563,95( )t dQ X V Fr Y Fa k k N= + = + = Trong đó: X = 1 : hệ số tải trọng qui ước (tra B11.4/215-[1]) Y= 0: hệ số tải trọng dọc trục (tra B11.4/215-[1]) V = 1 : hệ số kể đến vòng trong quay kt = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( nhiệt độ < 1050 C) kd = 1,3 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (tra B11.3/215-[1]) Tải trọng tương đương: ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 51 ( ) 1 21 2 1 1 1 . . . m mm i i h hm m E i h h Q L L LQ Q Q Q L Q L Q L æ ö æ ö = = +ç ÷ ç ÷ è ø è ø å å 1 3 360 123563,95. 0,87 . 3495,01( ) 72 72 Næ öÛ + =ç ÷ è ø d. Tính khả năng tải động: (theo CT11.1/213-[1]) 3. 3495,01. 745, 40 31689,08( ) 52,7md EC Q L KN C KN= = = < = Trong đó: Theo CT11.2/213-[1], tính tuổi thọ của ổ lăn theo giờ 6 6 60. . 60.431,36.28800 745,40 10 10 hn LL = = = e. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Theo CT11.19/221-[1] 0 0. . 0,5.3153,94 0,37.1199, 42 2020,76 2,02tQ X Fr Y Fa kN= + = + = ; Như vậy : Qt = Fr = 3153,94 ≈3,15 kN << C0 = 38,8 kN 3.4.2 Chọn nối trục: Theo yêu cầu làm việc, chọn nối trục vòng đàn hồi do có các ưu điểm sau: Ø Giảm va đập và chấn động Ø Bù lại cộng hưởng do dao động xoắn gây nên Ø Bù lại độ lệch trục ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 52 Ứng với T3= 1409826,28 N.mm≈ 1410 Nm đường kính trong d= 71 mm (đã chọn trong phần tính trục) → tra B16-10a, chọn nối trục vòng đàn hồi với các kích thước cơ bản sau: T (Nm) d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 2000 71 260 160 175 140 125 200 8 2300 8 70 48 48 48 T (Nm) dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 2000 24 M16 32 95 52 24 44 2 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt: Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: [ ] 0 3 2. . . . .d dc k T Z D d l s s= £ Trong đó : k=1,5 : hệ số chế độ làm việc (tra B16.1/58-[2]) T=1410 Nm 3 29 2.1,5.1410.10 2503,55 2,5 8.(200.24.44).10d kN MPa m s - -Û = ; Vậy σd nằm trong khoảng 2÷4 MPa, thỏa điều kiện sức bền dập Điều kiện sức bền của chốt: [ ]03 0 . . 0,1. . . c u u k T l d D Z s s= £ Trong đó: l0= l1+l2/2 = 52 + 24/2 = 64 mm 3 3 23 3 3 1,5.1410.10 .64.10 61197,92 61, 2 0,1.(24.10 ) .200.10 .8u kN MPa m s - - - -Û = = ; ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 53 Vậy σu nằm trong khoảng 60÷80 MPa, thỏa điều kiện sức bền của chốt. 3.5 Chọn thân máy, bulon, và các chi tiết phụ khác 3.5.1 Thiết kế vỏ hộp Vở hộp giảm tốc có nhiệm vụ bào đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền xuống đế hộp, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi. Vật liệu là gang xám GX15-32 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp ráp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn. Bề mặt nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít (khi lắp cần có một lớp sơn mỏng hoặc thủy tinh lỏng. Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10÷20 Kết cấu hộp giảm tôc đúc, với các kích thước cơ bản như sau: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày : Thân hộp, d Nắp hộp , d1 d =0,03.a+3=0,03.241,5+3=10,245> 6mm →chọn = 10mm d1 =0,9δ = 0,9.10 = 9 mm Gân tăng cứng: Chiều dày e Chiều cao h Độ dốc e =(0,8÷1) d = 10 mm h = 50 mm khoảng 20 Đường kính: Bulon nền d1 Bulon cạnh ổ d2 Bulon ghép bích nắp và thân d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm d5 d1 >0,04a+10>12 ↔ d1 > 19,66, →chọn d1 = 20mm d2 =0,8d1=0,8.20=16mm d3 =(0,8÷0,9) d2 →chọn d3= 16mm d4 =(0,6÷0,7) d2 = 0,6.16=9,6→chọn d4= 10 mm d5 =(0,5÷0,6) d2= 0,6.16 = 9,6 →chọn d5= 10 mm ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 54 Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày Thân hộp 0,03.a+3=0,03.241,5+3=10,245> 6mm →chọn = 10mm Nắp hộp δ1=0.9δ=9 Gân tăng cứng Chiều dày e=(0.8÷1)δ=8÷10→e=10mm Chiều cao h=50mm Độ dốc Khoảng 2o Đường kính Bulong nền d1>0.04a+10=19,66>12mm→d1=20mm Bulong cạnh ổ d2=(0.7÷0.8)d1=14÷16→d2=16mm Bulong ghép bích nắp và thân d3=(0.8÷0.9)d2=12.8÷14.4→d3=16mm Vít ghép nắp ổ d4=(0.6÷0.7)d2=9.6÷11.2→d4=10mm Vít ghép nắp cửa thăm d5=(0.5÷0.6)d2=8÷9.6→d5=10mm Kích thước gối trục Tâm lỗ bulong cạnh ổ E2=1.6d2=25.6mm →E2 = 26mm và R2=1.3d2=20.8mm Khoảng cách từ tâm bulon đến mép lỗ k ≥1,2.d2=1,2 . 16=19,2 ≈19 mm Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ K2=E2+R2+ (3÷5)=49.4÷51.4→K2=50mm Các thông số kích thước D D3 D2 d4 Z Trục I 110 130 120 M10 6 Trục II 130 155 142 M10 6 Trục III 160 220 190 M10 6 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3=(1.4÷1.8)d3→S3=18mm Chiều dày bích nắp hộp S4=(0.9÷1)S3=16.2÷18→S4=18mm Bề rộng bích nắp và thân K3=K2-(3÷5)=47÷45→K3=47mm Mặt đế hộp khi có phần lồi S1=(1.4÷1.7)d1=28÷34→S1=30mm Bề rộng mặt đế hộp K1=3d1=60mm ; q≥K1+2δ=80 mm Khe hở Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥(1÷1.2)δ=10÷12→.=15mm=k1 Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp .1≥(3÷5)δ=30÷50→.1=40mm Giữa mặt bên các bánh răng với nhau .2≥δ=10mm →.=15mm=k1 Số lượng bulong nền Chiều dài hộp L=a1+a2+da1/2+da2/2+2δ+2.=867,2mm Chiều rộng hộp B=l+δ=276.5+2×10=296,5 Z=(L+B)/(200÷300)=4,58 ÷5,82 →Z=6 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 55 3.5.2 Các chi tiết phụ: 1. Vòng chắn dầu: tác dụng không cho dầu mỡ tiếp xúc nhau 2. Chốt định vị hình côn (tra B18.4/91-[2]) d=10 c=1,6 l=45 3. Nắp quan sát (tra B18.5/92-[2] ) : A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) C1 (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lượng 200 150 250 200 230 130 180 12 M10x22 6 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 56 4. Nút thông hơi: Chọn M48x3 với các thông số (theo B18.6/93-[2]) A B C D E G H I K L M N O P Q R S M48x3 35 45 25 70 62 52 10 5 15 13 32 10 56 36 62 55 5. Nút tháo dầu: Chọn M30x2. Các thông số kích thước tra B18.7 -[2]/93 d b m f L c q D S Do M30x2 18 14 4 36 4 27 45 32 36,9 6. Que thăm dầu: kích thước tra theo H18.11/96-[2] ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 57 IV.CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP: Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 4.1 Dung sai lắp ghép bánh răng: Chịu tải nhẹ, thay đổi, va đập nhẹ, ít tháo lắp →ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 4.2 Dung sai và lắp ghep ổ lăn: v Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý: Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay. Đối với các vòng quay không nên chọn kiểu lắp có độ hở. → Chính vì vậy mà khi lắp ổ lă lên trục ta chọn mối ghép k6, còn vòng ngoài ổ lăn lắp vào gối trục thì ta chọn H7. 4.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp 4.4 Dung sai lắp then trên trục: Theo chiều rộng chọn kiểu lắp then trên trục là P9 và kiểu lắp trên bánh răng là D10 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 58 Bảng 4.1 Dung sai lắp ghép bánh răng Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) maxN ( m)m maxS ( m)m ES es EI ei Æ45H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 Æ55H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 Æ60H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 Æ80H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 Bảng 4.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) maxN ( m)m maxS ( m)m ES es EI ei Æ40k6 0 +18 -12 +2 26 - Æ50k6 0 +18 -12 +2 26 - Æ75k6 0 +21 -15 +2 36 - Æ110H7 +35 0 0 -10 - 45 Æ130H7 +40 0 0 -10 - 50 Æ160 H7 +40 0 0 -13 - 53 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 59 Bảng 4.3 Dung sai lắp ghép then: Kích thước then bxh Sai lệnh giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then Trên trục Trên bạc Trên trục t1 Trên bạc t2 P9 D10 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn 10 x 8 -0,051 +0,098 +0,040 5 +0,2 3,3 +0,2 16 x 10 -0,061 +0,120 +0,050 6 +0,2 4,3 +0,2 22 x 14 -0,074 +0,149 +0,065 9 +0,2 5,4 +0,2 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn GVHD: PGS.TS. Nguy ễn Hữu Lộc Page 60 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn GVHD: PGS.TS. Nguy ễn Hữu Lộc Page 61 ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Nguyễn Thanh Tuấn Page 62 V. TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. [1]- Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - Trịnh Chất-Lê Văn Uyển (tập 1 – 2008) 2. [2]- Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - Trịnh Chất-Lê Văn Uyển (tập 2 – 2008) 3. [3]- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc (2008) 4. Dung sai lắp ghép – Ninh Đức Tốn (2008) 5. Thiết kế cơ khí với AutoCAD Mechanical – Nguyễn Hữu Lộc (2007) 6. Mô hình hóa sản phẩm cơ khí với Autodesk Inventor – Nguyễn Hữu Lộc (2008) 7. AutoCAD 2008 –Cơ sở vẽ thiết kế hai chiều – Nguyễn Hữu Lộc (tập 1 – 2008) 8. Vẽ Cơ Khí – Vũ Tiến Đạt (2006) 9.