Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích

II, Phân phối tỷ số truyền 3 III, Xác định các thông số trên các trục 4 IV, Bảng tổng kết 5 Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I, Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 6 A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn răng thẳng) 6 B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) 13 II, Tính bộ truyền xích 19 III, Thiết kế trục 23 A, Chọn và kiểm tra khớp nối 23 B, Thiết kế trục 24 1, Sơ đồ đặt lực 24 2, Xác định sơ bộ đường kính trục 25 3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 25 4, Tính kiểm nghiệm kết cấu trục 27 a, Trục I 27 b, Trục trung gian II 31 c, Trục ra III 37 IV, Chọn và tính toán ổ lăn 41 1, Chọn và tính ổ lăn cho trục I 41 2, Chọn và tính ổ lăn cho trục II 42 3, Chọn và tính ổ lăn cho trục III 44 V, Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 45 VI, Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 51 VII, Bảng thống kê các kiểu lắp 52 Lời nói đầu Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích . Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp. Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS Trịnh chất và TS lê văn uyển. Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn. Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ. Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Lê Văn Uyển đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Sinh viên : Giần Hải Anh tính toán động học hệ dẫn động phần I : động học hệ băng tải I, Chọn động cơ 1, Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất tương đương xác định theo công thức : P =b; Trong đó : +,Công suất công tác Pct : KW Với : v =0,58 m/s - vận tốc băng tải; 2F =6000 N - lực kéo băng tải; +, Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hnib . Theo sơ đồ đề bài thì : h =hk.h5ôl.hbrcôn. hbrtrụ.hx; Tra bảng( 2.3) Ttttkhdđck tập1 , ta được các hiệu suất: hk = 0,99 - hiệu suất nối trục. hol = 0,992 - hiệu suất một cặp ổ lăn; hbrcôn= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng côn; hbrtrụ = 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ; hx = 0,90 - hiệu suất bộ truyền xích để hở ; h = 0,99. 0,9925. 0,96.0,96. 0,902 = 0,703 ; +, Hệ số xét đến sự phân bố tải không đều b : b = Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: KW 2, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là uc .Theo bảng 2.4, truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc đồng trục2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài): Uc= usbh. usbx; usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; usbh =(12..20); usbx: tỉ số truyền sơ bộ của xích ; usbx =(2.5..3); Uc=(12..20).(2.5..3)= 30..60 ; +, Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = = 34,616 vg/ph Trong đó : v : vận tốc băng tải; v = 0,58 m/s ; D : đường kính băng tải ; D=320 mm ; Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 31,42(30..60) = (942,6..1885,2) vg/ph ; Ta chọn số vòng quay đồng bộ : nđb=1500 v/ph ; 3, Chọn động cơ Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc Ptđ , nđc ằ nsb và - hệ số quá tải; Từ kết quả : ; ; Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A112M4Y3 (theo bảng P 1.3 tập 1) Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 như sau : Pđc = 5,5 kw ; nđc = 1425 vg/ph ; cosj = 0,85 ; n % = 85.5 ; ; Theo bảng P 1.7 tập 1 Tttkhdđck có: Đường kính trục động cơ : d T=32 mm ; Khối lượng : m=56 kg; Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II, PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN Như đã biết tỷ số truyền chung : uc = usbh. usbx mặt khác: Do đó : +, Chọn uxích = 2,5 ị uhộp =; mà uh= u1. u2 Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn ; u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ ; Theo kinh nghiệm bộ truyền côn trụ : u1=(0,25..0,28). Uh; và u1 1,25.u2 ( hoặc có thể lấy u2 đ u1) +, Chọn : u1 =115/25 = 4,600; u2 =225/35 = 3,571; III, Xác định các thông số trên các trục 1, Công suất tác dụng lên các trục +, Trục công tác : P’ct== 1,74 kw +, Trục III := = 2,201 kw +, Trục II : P2= == 4,621 kw +, Trục I : P1= = = 5,011 kw 2, Số vòng quay trên các trục +, Tốc độ quay của trục I : n1 = nđc = 1425 vg/ph +, Tốc độ quay của trục II : n2 = = = 309,78 vg/ph +, Tốc độ quay của trục III : n3 = = = 86,74 vg/ph +, Tốc độ quay của trục công tác : nct = ==34,62 vg/ph 3, Mô men xoắn trên các trục Ti = 9,55.106. Trục I : N.mm Trục II : N.mm Trục III : N.mm Trục công tác: N.mm IV, bảng tổng kết Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Khớp = 1 U1 = 4,60 U2 = 3,57 Ux =2,51 Công suất: P(kW) 4,724 5,011 4,621 2,201 1,740 Số v/quay:n(vg/ph) 1425 1425 309,78 86,74 34,62 Mômen: T(N.mm) 31659 33584 142470 242280 480035 Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I, thiết kế Bộ TRUYềN BáNH RĂNG của HộP GIảM TốC A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn) 1, Chọn vật liệu. Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm) như nhau ; theo bảng (6.1) tttkhdđck tập 1; với chế độ làm việc êm, ta chọn vật liệu: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . . 240 Có : sb1 = 750 MPa ; sch 1 = 450 MPa. Bánh lớn : Thép 45, thường hóa độ rắn HB 170 . . 217 Có : sb2 = 600 Mpa ; sch 2 = 340 MPa. 2, Xác định ứng suất cho phép +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +, ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị ; +, Dựa vào bảng (6.2) tttkhdđck tập 1 ,với thép 45 tôi cải thiện và thường hoá ta chọn độ rắn bề mặt : Bánh nhỏ HB = 230 Bánh lớn HB = 210 ị soHlim1 = 2.HB1+ 70 = 2. 230 + 70 = 530 Mpa ; soFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 230 = 414 Mpa ; ị soHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 210 + 70 = 490 Mpa ; soFlim2 = 1,8. HB2 = 1,8 . 210 = 378 Mpa ; +, KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức : KHL= KFL= Với : mH , mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB < 350 đ mH = mF = 6; +, NHo: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHo1 =30 . NHo2 =30 . +, NFo : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 ; +, NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : ; ; ị NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 ; ; ị NFE1 > NFO => KFL1 = 1 NFE2 > NFO => KFL2 = 1 +, SH , SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2), ta có SH =1,1. SF =1,75. Thay vào ta được : +, ; ị +, ; ị [sF]1 = ; [sF]2 = ; +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max=2,8.sch ị [sH]max1=2,8.450=1600 Mpa ; [sH]max2=2,8.340 = 952 Mpa [sF]max=0,8.sch ị [sF]max1= 0,8.450 =360 Mpa ; [sF]max2=0,8.340 = 272 Mpa 3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên : a, Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Re và đường kính chia ngoài de , Đường kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức (6.52a) : Re = ; Trong đó: +, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép; KR = 0,5.Kd = 0,5. 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 ) ; +, Kbe : hệ số chiều rộng vành răng , Kbe= = 0,25…0,3 ,do u1 = 4,2 > 3 đ Kbe = 0,25 ; +, KHb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 , với: Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4,6/(2 – 0,25) = 0,657 ; với ổ đũa đ ta được : KHb = 1,144 ; +, T1 =33584 Mpa - mômen xoắn trên trục I ; +, [sH]=445,455 Mpa ; Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ là: , Đường kính chia ngoài sơ bộ của bánh răng côn chủ động là : b, Xác định các thông số ăn khớp +, Số răng bánh nhỏ Z1 : Từ = 60,781 mm và tỉ số truyền u1 = 4,6 ,tra bảng (6.22) ,ta có :z1p =15 ; Với: HB1, HB2 < HB 350 ị Z1 = 1,6.z1p = 1,6.15 = 24,8 ị chọn Z1 = 25 răng dựa vào bảng (6.20) tttkhdđck tập 1, chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng : x1 =0,4 ; x2 =- 0,4 ; +, Đường kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ : +, Mô đun vòng ngoài mte : Theo (6.56) : Theo bảng (6.8) tttkhdđck tập 1, lấy theo trị số tiêu chuẩn: mte = 2,5 mm Do đó : Mô đun trung bình tính lại là: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,5.(1- 0,5.0,25) = 2,188 (mm) Đường kính trung bình bánh nhỏ tính lại là: dm1 = mtm .Z1 = 2,188.25 = 54,688 (mm) ; Đường kính chia ngoài bánh nhỏ de1 : de1 = mte .Z1 = 2,5.25 = 62,5 (mm) ; +, Số răng bánh lớn Z2 : Z2 = u1.Z1 = 4,6. 25 = 115 ị Z2 = 115 răng Tỷ số truyền thực là : u1 = Z2/Z1 = 115/25 = 4,6 +, Góc côn chia d : d1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(25/115) = 12015’53,19’’ d2 = 90 - d1 = 77044’6,81’’ +, Chiều dài côn ngoài Re : +, Đường kính chia ngoài của bánh răng côn lớn de2 : d e2 = Z2.mte = 115. 2,5 = 287,5 (mm) +, Chiều rộng vành răng b : b’ = Re . Kbe = 147,108 . 0,25 = 35,765 (mm) lấy b = 40 (mm) 4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn a, Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức (6.58) : (1) Trong đó : +, ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, vật liệu thép-thép , tra bảng (6.5 ), ta có : ZM =274 MPa1/3 +, ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng (6.12) ; ta có : ZH =1,76 (với b=0 và x1 + x2 =0 ); +, Ze : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Theo (6.59a) , bánh răng côn thẳng : trong đó theo (6.60) có (do ) ea = 1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2) = 1,88 – 3,2(1/25 + 1/115) = 1,724 +, KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ; Theo (6.61) : KH = KHb.KHa.KHn Với : KHb : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; tra bảng (6.21), ta được : KHb =1,144 ; KHa : hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng động thời ăn khớp; bánh răng côn thẳng KHa = 1; KHV : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp ; KHV =1 + nH .b.dm1 /(2.T1 . KHb . KHa) ; Trong đó : Vận tốc vòng : v = p.dm1.n1/60.1000 = 3,14.54,688.1425/60.1000 = 4,080 (m/s) Theo bảng (6.13) dùng cấp chính xác 8 . Theo bảng (6.15) dH =0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ), Theo bảng (6.16) với cấp chính xác 8, tra được g0 = 56 ; Theo công thức (6.64), ta có: tra bảng (6.17) có : nH < nmax ; +, b : chiều rộng vành răng ; b = 40 (mm) ; Theo công thức (6.63): KHn =1+nH.b.dm1/(2.T1.KHb.KHa) = 1 + 11,187. 40. 54,688/(2.33584.1,144.1) = 1,318 ; Do đó : KH = 1,144. 1. 1,178 = 1,509 Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có : +, Tính chính xác ứng suất cho phép hay Do: v < 5 m/s nên : Zv = 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR = 0,95 da < 700 mm nên : KXH = 1 [sH] = 445,455. 0,95. 1. 1 = 423,182 (MPa) ; Ta có: [sH] sH ị đủ bền . Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc ; b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức ( 6.65) : ; trong đó : +, T1 = 33584 Nmm : mômem xoắn trên trục chủ động ; +, mtm = 2,188 mm : môđun pháp trung bình ; +, b = 40 mm : chiều rộng vành răng ; +,dm1 = 54,688 mm : đường kính trung bình của bánh chủ động ; +,Yb : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yb =1(do răng thẳng) ; +,với ea =1,724 đ Ye =1/ea =0,58 ; +,YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng (6.18) ta có : YF1 =3,48 ; YF2=3,65 (với x1 = 0,4); +, KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb .KFa .KFv ; KFb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, KFb =1,536 KFa: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng (6.14) tttkhdđck tập 1, ta được: KFa = 1 KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp : KFn =1+nF.b.dm1/(2.T1.KFbKFa ) Theo 6.64 : Trong đó : dF = 0,016 bảng (6.15) g0 = 56 bảng (6.16) ị ; Do đó : KFv = 1 + 11,187. 40. 54,688/(2. 33584. 1,536. 1) =1,237 ; KF = 1,536. 1. 1,237 = 1,90 ; ị <[sF1] ; sF2 = sF1 .YF2/YF1 = 63,326.3,65/3,48 = 66,424 (MPa)<[sF2] ; Như vậy: điều kiện bền uốn được đảm bảo. c, Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 : Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 63,326. 1,6 = 101,321 (MPa) < [sF1] max sF2max = sF2.Kqt = 66,424. 1,6 = 106,278 (MPa) < [sF2] max ị Thoả mãn điều kiện về quá tải; 5, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 147,108 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 mm Chiều rộng vành răng b = 40 mm Tỷ số truyền um= 4,6 Góc nghiêng của răng b = 0 Số răng bánh răng Z1 =25 răng ; Z2 = 115 răng Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 ; x2 = - 0,4 Đường kính chia ngoài de1 = 62,500 mm ; de2 = 287,500 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 67,386 mm ; dae2= 288,562 mm Góc côn chia d1 = 12015’53,19’’; d 2 = 77044’6,81’’ Chiều cao răng ngoài he = 5,50 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 3,50 mm ; hae2 = 1,50 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,00 mm ; hfe2 = 4,00 mm 6, Tính lực ăn khớp Fr1 = Fa2 = Ft1.tga.cosd1 = 1228,233.tg20o.cos12015’53,19’’ = 437 (N) Fa1 = Fr2 = Ft1.tga.sind1 = 1228,233.tg20o.sin12015’53,19’’ = 95 (N) B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) 1, Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm như đối với cấp nhanh : thép 45. Bánh lớn : Thép 45, thường hóa đạt độ rắn HB 170 . . .217 Có : sb2 = 600 Mpa ; sch 2 = 340 MPa. Bánh nhỏ : Thép 45, thường hoá đạt độ rắn HB 170 . . .217 Có : sb1 = 600 MPa ; sch 1 = 340 MPa. 2, Xác định ứng suất cho phép +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +,ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị ; Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh côn lớn (vì cùng lắp trên trục). Do đó ta có: NHo3 = 111231753 ; NHo4 = 6763923 ; NFo = 4.107 NHE3 = NHE2 = 22,54.107 ị NHE4 = NHE3/u2= 6,312.107 ị KHL3 = 1 KHL4 = 1 NFE3 = NFE2 = 20,68.107 ị NFE4 = NFE3/u2= 5,791.107 ị KFL3 = 1 KFL4 = 1 +, ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép : [sH]3 = 445,455 MPa [sF]3 = 216,000 MPa [sH]4 = 372,727 MPa [sF]4 =174,857 Mpa +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max3 = 952,000 Mpa [sF]max3 = 272,000 MPa [sH]max4 = 952,000 Mpa [sH]max4 = 272,000 MPa 3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên : a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 142470 N.mm Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ; K a= 49,5 KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; KHb = 1,026 Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt đối xứng nên chọn Yba = 0,3 ; ybd = 0,53.yba.(u2+1) = 0,53.0,3.(3,571 +1 ) = 0,727 (công thức 6.16) Tra bảng(6.7) tttkhdđck tập 1 , ta có: KHb = 1,026 = 49,5.(3,571+1). 224,947 (mm) Lấy b, Xác định các thông số ăn khớp +, Mô đun pháp : m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 2 á 4 (mm) Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8, chọn m = 2,5 (mm) +, Số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Z3 = 2 aw2/ m(u2+1) = 2.200/ 2,5.(3,571 + 1) = 35 răng ta lấy Z3 = 35 răng +, Số răng bánh lớn (bánh 4) : Z4 = u2.Z3 = 3,571. 35 = 125 răng lấy Z4 = 125 răng ị Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z4/ Z3 = 125/35 = 3,571 +, Tính lại khoảng cách trục : aw2= m(Z3+Z4)/ 2 = 2,5.(125+35)/ 2= 200 (mm) ị aw2 = 200 (mm) Do khoảng cách trục khi tính sơ bộ và khi tính kiểm nghiệm là giống nhau nên cặp bánh răng này không cần dịch chỉnh. +, Chiều rộng bánh răng : bw = yba .aw = 0,3. 200 = 60 (mm) ; chọn bw = 60 (mm) +, Chiều rộng vành răng : dw3 = m. Z3 = 2,5. 35 = 87,5 (mm) dw4 = m .Z4 = 2,5. 125 = 312,5 (mm) 4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Theo công thức (6.33) : sH = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu ; ZM =274 Mp1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ị ZH = = = 1,414 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; ea = [1,88 – 3,2(1/z3 + 1/z4)].cosb ea = 1,88 – 3,2(1/35 + 1/125) = 1,781 ị Ze = = = 0,860 KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb. KHVKHa ; KHb : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; (bảng 6.7) KHb = 1,03; KHa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; KHa = 1; KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp với : m/s vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 (tra bảng 6.15 răng thẳng không vát đầu được :dH =0,006 ) (tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 được :go =73 ) ị ị KH =1,03. 1 . 1,076 = 1,108 bw : Chiều rộng vành răng; b = 60 mm dw3 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; dw3 = 87,5 mm TII = 142470 N.mm sH = 274. 1,414. 0,860. = 313,148 MPa ; +, Tính chính xác ứng suất cho phép hay Do: v < 5 m/s nên : Zv = 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR = 0,95 da < 700 mm nên : KXH = 1 [sH] = 372,727. 0,95. 1. 1 = 354,091 MPa ; Ta có: [sH] sH ị đủ bền . Vậy cặp bánh răng trụ thỏa mãn bền tiếp xúc ; b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức ( 6.33) : ; trong đó : +, T1 = 142470 Nmm : mômem xoắn trên trục chủ động ; +, m = 2,5 mm : môđun pháp ; +, b = 60 mm : chiều rộng vành răng ; +,dw3 = 87,5 mm : đường kính vòng lăn của bánh chủ động ; +,Yb : hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yb =1(do răng thẳng) ; +,với ea =1,724 đ Ye =1/ea =0,58 ; +,YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng (6.18) ta có : YF1 =3,750 ; YF2=3,600 (với x1 = x2 = 0); +, KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb .KFa .KFv ; KFb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, KFb =1,056 KFa: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng (6.14) tttkhdđck tập 1, ta được: KFa = 1 KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp : KFn =1+nF.b.dm1/(2.T1.KFbKFa ) Theo 6.64 : Trong đó : dF = 0,016 bảng (6.15) g0= 73 bảng (6.16) ị ; Do đó : KFv = 1 + 12,405. 60. 87,5/(2. 142470. 1,056. 1) =1,216 ; KF = 1,056. 1. 1,216 = 1,285 ; ị < [sF1] ; sF2 = sF1 .YF2/YF1 = 58,736.3,600/ 3,750 = 56,387 (MPa) <[sF2] ; Như vậy: điều kiện bền uốn được đảm bảo . c, Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 : Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 58,736. 1,6 = 93,978 (MPa) < [sF1] max sF2max = sF2.Kqt = 56,387. 1,6 = 90,219 (MPa) < [sF2] max ị Thoả mãn điều kiện về quá tải ; 5, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ Khoảng cách các trục aw2 = 200 mm Mô đun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng b = 60 mm Tỷ số truyền u2 = 3,571 Góc nghiêng của răng b = 0o Góc ăn khớp a = 20o Số răng bánh răng Z3 =35 răng ; Z4 = 125 răng Hệ số dịch chỉnh chiều cao x3 = 0 ; x4 = - 0 Đường kính vòng chia d3 = 87,500 mm ; d4 = 312,500 mm Đường kính đỉnh răng da3 = 92,500 mm ; da4 = 317,500 mm Đường kính đáy răng df3 = 81,250 mm ; df4= 306,250 mm 6, Tính lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp được chia làm 2 thành phần : Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw3 =2.142470/87,5 = 3256,451 (N) Fr3 = Fr4 = Ft3. tgatw /cosb = 2793,8. tg20o/ cos0o = 1185,251 (N) 7, Kiểm tra điều kiện bôi trơn và kết cấu của hộp giảm tốc Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc Điều kiện bôi trơn: +, dae2: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh; dae2 = 288,562 mm; +, da4 : Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm; da4 = 317,5 mm; ị c = = 1,1 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn. Kiểm tra điều kiện kết cấu của hộp giảm tốc ta có : aw= ++ trong đó d3 là đường kính trục III; là khe hở giữa bánh răng côn lớn và trục III chọn = 12 khi đó d3= = = 46,562 mm = 200 – 288,562/ 2- 46,562/ 2 = 17,969 mm Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện kết cấu. II, tính bộ truyền xích Vì trục 3 kéo 2 xích như nhau nên chỉ tính toán cho một xích Các thông số ban đầu : P’ = Kw ux = 2,506 n3 = 86,739 vg/ph 1, Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn . Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp như xích răng. Do đó được dùng phổ biến . 2, Xác định các thông số của xích và bộ truyền +, Theo bảng 5.4 tttkhdđck tập 1 ,với ux =2,501 ị Chọn số răng đĩa nhỏ : Z5 = 27 +, Do đó số răng đĩa lớn là : Z6 = ux.Z5 = 2,501. 27 = 67,655 ị Chọn số răng đĩa lớn : Z6 = 68 Z6 < Zmax = 120 ị thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng +, Theo công thức 5.3 công suất tính toán về mòn bản lề: Pt=P’.k.kn. .kz Trong đó : P’: là công suất cần truyền qua bộ truyền xích kz : là hệ số số răng , với Z5=25 đ kz= 25/Z5 = 0,926 kn : Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở, chọn : n05=50vg/ph đ kn=n05/n5=50/ 86,739 = 0,576 Theo công thức (5.3) và bảng 5.6: k = k0.ka.kđc.kbt. kđ.kc : tích các hệ số thành phần Trong đó: k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bộ truyền ; k0= 1 (đường nối tâm các đĩa xích làm với phương ngang một góc < 60o) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1 (a = 30..50 p) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh được); kbt =1,3 (môi trường làm việc có bụi , bôi trơn II ); kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1 (tải trọng va đập vừa); kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 ( làm việc 2 ca); ị k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1 .1,25 = 2,031 Như vậy : Pt = 2,201. 2,031. 0,926. 0,576 = 2,386 kW Theo bảng 5.5 tttkhdđck tập 1 ,với n01=50 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm; dc= 7,95 mm; B = 22,61 mm ; thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 3,2 kW đồng thời theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện bước xích: p < pmax +, Khoảng cách trục sơ bộ : asơbộ = 31.496. p = 31,496 .25,4 = 800 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích : Lấy số mắt xích chẵn : xc = 112 +, Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lượng Da = 0,0025. a = 0,0025. 802,024 = 2,005 mm Vậy : a = 800 mm +, Số lần va đập của xích theo công thức (5.14): i = < imax=30 (bảng 5.9) 3, Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thường chịu tải trọng va đập) Theo công thức (5.15) : s = [s] Trong đó: Theo bảng 5.2 tttkhdđck tập 1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,7 do Tmm = 1,6.T1; Vận tốc xích tải : v = = 0,991 m/s Lực vòng : Ft =1000P’/v = 1000.2,201/0,991 = 2219,565 N Lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 2,6. 0,9912 = 2,556 N Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81. 6. 2,6. 0,800 = 122,429 N (hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: s = = ị s > [s] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 4, Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 ; Đường kính vòng chia : d1 = mm d2 = mm Đường kính đĩa xích: da5 = p.[0,5 + cotg(p/Z5)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(p/27)] = 230,011 mm da6 = p.[0,5 + cotg(p/Z6)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(p/68)] = 562,094 mm df5 = d3- 2r = 218,790 – 2. 8,0297 = 202,731 mm df6 = d4- 2r = 549,980 – 2. 8,0297 = 533,921 mm (với r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl =15,88 mm (bảng 5.2) các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4) 5, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức(5.18) : Trong đó: [sH ]_ ứng suất tiếp xúc cho phép. Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta được :[sH]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n3.p3.m = 13.10-7.86,739.25,43.1 = 1,848 Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,7 (bảng5.6) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,396 ( vì Z1 =27 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (bảng 5.12 với xích con lăn một dãy) Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa =481,774 Mpa sH < [sH] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện 6, Các thông số bộ truyền xích Khoảng cách : a = 800 mm ; Bước xích : p = 25,4 mm ; Số răng : Z5 = 27 răng ; Z6 = 68 răng ; Số mắt xích : xc = 112 7, Lực tác dụng lên trục Theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft = 1,15. 2219,565 = 2552,5 N (kx= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang ); III, thiết kế trục A, Chọn và kiểm tra khớp nối 1, Chọn khớp nối Vì mômen xoắn nhỏ T1=33584 Nmm và cần bù sai lệch trục nên cần sử dụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động, cấu tạo đơn giản) +, Mômen xoắn trên trục I: Tt = k.T1= 1,3. 33584 = 43659,5 N.mm 43,6 N.m Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,3 (tra bảng 16.1) +, Đường kính của trục II: d = (0,81,2).dđc =(0,81,2).32 = 25,6 38,4 mm chọn đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 28 mm. Tra bảng 16.10a, 16.10b, dựa vào mômen xoắn T1 và đường kính d ta được kích thước của nối trục vòng đàn hồi : T = 63 (N.m) d = 28 (mm) D = 100 (mm) dm = 50 (mm) L = 124 (mm) l = 60 (mm) d1 = 48 (mm) Do = 71 (mm) Z = 6 nmax = 5700 (vg/ph) B = 4 B1 = 28 l1 = 21 (mm) D3 = 20 (mm) l2 = 20 (mm) T = 63 (N.m) dc = 10 (mm) d1 = M8 D2 = 15 (mm) l = 42 (mm) l1 = 20 (mm) l2 = 10 (mm) l3 = 15 (mm) h = 1,5 2, Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi +, Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi : Với : dc=10; l3 =15; Do=71; Z = 6; k = 1,3; Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập. +, Điều kiện sức bền của chốt : l0 = l1+ l2/2 = 20 + 10/2 = 25 mm ; N/mm2 = (6080) N/mm2 Vậy chốt đủ điều kiện làm việc. B, Thiết kế trục Chọn vật liệu chế tạo là thép 45, nhiệt luyện là tôi tôi có : sb= 850 Mpa, sch= 580 Mpa ứng suất xoắn cho phép: [t]= 12...20 Mpa. 1, Sơ đồ đặt lực Hình 1 : Lực tác dụng lên các trục Lực tác dụng lên hệ dẫn động: Trên cặp bánh răng côn: Trên cặp bánh răng trụ: F1x = F2x = 1228 N F3x= F4x = 3256 N F1y = F2y = 437 N F3z= F4z = 1185 N F1z = F2z = 95 N Trên khớp nối: Fk =(0,2 . . 0,3).Ft ; Với Ft = 2.T1/ D0=2. 33584/ 71 = 946,034 N ị Fk = (0,2 . . 0,3).724 = 189,207 . . 283,810 N ị lấy Fk= 280 N ; Trên trục đĩa xích: Fr= 2552 N 2, Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9 tính sơ bộ đường kính trục thứ k : (mm) +, Đường kính trục vào : d1 = (0,8 . . 1,2).dđ/c = (0,8 . . 1,2). 32 = 25,6 . . 38,4 mm => chọn d1=28 mm +, Đường kính trục II: => mm => chọn d2 =35 mm +, Đường kính trục III : => mm => chọn d3 = 40 mm, +, Đường kính trung bình: dtb= 34,731 (mm) => Chọn dtb= 35 (mm) => Chọn chiều rộng ổ: b0 = 21 mm 3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : K1 = 8 mm Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : K3 = 15 mm Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : hn = 20 mm Chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm Chiều rộng vành răng bánh nhỏ, bánh lớn : b13 = b23 = 40 mm Chiều dài may ơ khớp nối lm12 = 40 (mm) Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ lm13 = (1,2…1,4).d1 = 35 mm Chiều dài may ơ bánh côn lớn lm22 = (1,2…1,4).d2 = 45 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lm23 = (1,2…1,5).d2 = 50 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lm33 = (1,2…1,5).d3 = 60 mm Chiều dài mayơ đĩa xích lm32 = lm34 = 60 mm Khoảng cách điểm đặt lực ở trục I: l11 = (2,5…3).d1 = (2,5 . . 3). 28 = (70 . . 84) mm => chọn l11 = 80 (mm); l12 = 0,5.(lm12 +b0) + hn+ k3 = 0,5.(40 +21) +20 +15 = 65,5 mm => chọn l12 = 80 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13+ 0,5. (b0 - b13. cos d1 ) = 80 + 8 +5 + 35 + 0,5. (21 –40. cos12015’53,19’’) = 118,96 mm => chọn l13 = 120 mm l’13 = l13 - l11 = 40 mm là độ dài công xôn của bánh răng côn nhỏ (thoả mãn điều kiện ). Khoảng cách điểm đặt lực ở trục trung gian II: l21 = lm22 + lm23+ b0 + 3k1 + 2k2 = 150 mm => chọn : l21 = 160 mm; l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 +k2 = 48,5 mm => chọn : l22 = 60 mm; l23 = l22 + 0,5.( lm22 + b13.cosd2) + k1 = 85,75 mm => chọn : l23 = 110 mm; Khoảng cách điểm đặt lực ở trục ra III : Theo kết cấu hộp giảm tốc: l31 = l21= 160 mm; l32 = 0,5. (lm32+ b0) + k3 + hn = 75,5 mm => chọn : l32= 75 mm; l33 = 0,5. (lm33+ b0) + k2 + k1 = 53,5 mm => chọn : l33= 60 mm; l34 = l31 + l32 = 235 mm; Hình 2 : Bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc để ra lij 4, Tính kiểm nghiệm kết cấu trục a, Trục I Xác định các lực trên trục I +, Lực tác dụng lên trục: Fx13 = 1228 N Fx12= - 284 N Fy13 = - 437 N Fz13 = - 95 N Mx13 = Fz13 . dm13 /2 = 95. 54,688/2 = 2597 MPa +, Xét trong mặt phẳng yOz : +, Xét trong mặt phẳng xOz : +, Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr10 = N Fr11 = N Đường kính các tiết diện nguy hiểm của trục I Tiết diện 12 Mx12 = 0 MPa My12 = 0 MPa T12 = 33584 MPa => Đường kính trên tiết diện 12 Tiết diện 10 Mx10 = 0 MPa My10 = Fx13. l13 + Fx11. l11 = 1228. 120 - 2126.80 = -22705 MPa T10 = 33584 MPa => Đường kính trên tiết diện 10 (tra bảng10.5 tttkhdđck tập 1, với d=28 mm ta có [a]=55 Mpa). Tiết diện 11 Mx11 = Fy13. (l13 – l11) + Fz13 . d13 /2 = -437. 40 + 95. 54,688/2 = -14877 MPa My11 = Fx13. (l13 – l11) = 1228. 40 = 49129 MPa T11 = 33584 MPa => Đường kính trên tiết diện 11 Tiết diện 13 Mx13 = Fz13 . d13 /2 = 95. 54,688/2 = 2597 MPa M13y = 0 MPa T13 = 33584 MPa => Đường kính trên tiết diện 13 Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d10 = d11= 30 mm Đường kính của đoạn trục giữa hai ổ lăn d = 35 mm Để phù hợp với đường kính trục động cơ đồng thời tăng cường tính thống nhất hoá ta lấy đường kính trục tại chỗ lắp nối trục vòng đàn hồi và bánh răng d12 = d13 = 28 mm Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục I Với đường kính trục lắp then d = 28 mm, ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a có các kíchthước như sau : b = 8 mm, h = 7 mm, t1 =4 mm. Chiều dài then tại tiết diện d3(chứa bánh răng côn nhỏ) : lt1 =(0,8 . . 0,9).lm12 =(0,8 . . 0,9). 40 = (32 . . 36) mm, chọn lt1=32 mm. Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then : Theo (9.1) : MPa Theo ( 9.2) : MPa Với: tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [s] = 100 MPa [t] = 40 . . 60 MPa Như vậy : s <[s] và t < [t] Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt, do đó then làm việc đủ bền. z y O x My T Mx Hình 3 : Biểu đồ mômen và kết cấu trục I b, Trục trung gian II Xác định các lực trên trục II +, Lực tác dụng lên trục: Fx23 = -1228 N Fx22 = - 3256 N Fy23 = 437 N Fz22 = - 1185 N Fz23 = 95 N M’x23 = Fy23 .dm2/ 2 = 437 . 251,563/ 2 = 54945 N.mm +, Xét trong mặt phẳng yOz : ` +, Xét trong mặt phẳng xOy : +, Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr0 = N Fr1 = N Đường kính các tiết diện nguy hiểm của trục II Tiết diện 20, tiết diện 21: Mx20(21) = 0 MPa Mz20(21) = 0 MPa T20(21) = 0 MPa Đường kính trên tiết diện 20 và 21 chọn tuỳ ý (chỉ cần đủ độ cứng vững) Tiết diện 22 Mx22 = Fz23.(l23- l22) + Fz21.(l21- l22) + M’x23 = 95. 50 +2. 105 + 54945 = 59872 MPa Mz22 = Fx23.(l23- l22) + Fx21.(l21- l22) = (-1228).50 + 1925.105 = 140759 MPa T22 = 142470 MPa => Đường kính trên tiết diện 22 Tiết diện 23 Mx23 = Fz21.(l21- l23) + M’x23 = 2. 55 + 54945 = 55039 MPa Mz23 = Fx21.(l21- l23) = 1925.55 = 105898 MPa T23 = 142470 MPa => Đường kính trên tiết diện 23 Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d20 = d21= 30 mm Đường kính của đoạn trục lắp bánh răng: d22 = d23 = 32 mm Kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: (1) Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện, được tính theo công thức sau đây: ; (*) trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Do chọn vật liệu là thép 45 nên: s-1= 0,436.sb=0,436.850=370,6 Mpa t-1 = 0,58.s-1= 0,58.370,6 =215 Mpa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình,tra bảng 10.7 : ys = 0,1 ; yt = 0,05 Trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó : sm = 0 , sa = smax = W: mô men cản uốn, giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6, với trục có một rãnh then: W = ứng suất xoắn được coi như thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay 1 chiều : ta = tm = tmax/2 = T2/2.W0j W0 : mô men cản xoắn , giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6 W0j = Tra bảng 9.1a tttkhdđck tập 1, ta có kích thước then : b = 10 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm. Kiểm nghiệm trục tại hai tiết diện nguy hiểm 2-2 và 3-3 là nơi chịu tập trung ứng suất nhiều nhất. Tại tiết diện nguy hiểm 2-2 do có cùng đường kính trục và kích thước rãnh then nên : +, ứng suất uốn : sa2 = Mu2/Wu2 Mômen cản uốn: +,ứng suất tiếp : ta = tm/2 = T2/(2.W0) Mômen cản xoắn: ị tm2= ta2= 142470/(2. 5864,45) = 12,15 N/mm2 +, Kadj = (ks/es+kx-1)/ky; Ktdj = (kt/et +kx-1)/ky; Với: kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng10.8(với độ nhẵn bề mặt tiếp xúc Ra=2,5 . . 0,63 mm), ta được kx=1,1 các ổ lăn lắp trên trục theo k6, kết hợp then không tăng bền bề mặt, tra bảng10.9 ta có: ky=1 tra bảng10.12 khi gia công trục có sb = 850 MPa, rãnh then được cắt bằng dao phay ngón , tra bảng 10.12 ta được : kt = 1,88, ks = 2,01 Hệ số kích thước với d = 32 mm , vật liệu trục là thép cácbon, lắp có độ dôi, tra bảng 10.10 : es = 0,88 , et = 0,81 ị Ksd2=(2,01/0,88+1,1-1)/1,0 = 2,38 Ktd2=(1,88/0,81+1,1-1)/1,0 = 2,42 Thay các giá trị tìm được vào (*) ta được : ị s2 = Tại tiết diện nguy hiểm 3-3 Do cùng kết cấu với tiết diện 2 nên ta có: Với Và: tm2 = ta2= tm3 = ta3 = 12,15 N/mm2 ị Ksd3 = Ksd2 = 2,38 Ktd3 = Ktd2 = 2,42 Thay các giá trị tìm được vào (*) ta được : ị s3 = Vì hệ số an toàn [s]= 2,5 . . 3, do đó : s > [s], đảm bảo độ bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng của trục. Kiểm nghiệm trục II về độ bền tĩnh Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 152963/(0,1.323) = 46,68 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 142470/(0,2.323) = 21,74 MPa. [s] = 0,8.sch = 0,8.580 = 464 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II Để tăng tính thống nhất hoá ta chọn cùng một loai then đối với các tiết diện lắp bánh răng. Với đường kính d = 32 mm ta chọn then bằng ,có các kích thước như sau : b = 10 mm, h = 8 mm, t1 =5 mm. Chiều dài then tại tiết diện d22 và d23 : lt2 =(0,8 . . 0,9). lm22 =(0,8 . . 0,9). 50 = 40 . . 45 mm, lấy lt2 = 40 mm. Kiểm nghiệm độ bền dập của then : Theo (9.1) : MPa Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định ,tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép của then : [s] = 100 MPa ị vậy sd < [s] đối với cả hai then. Kiểm nghiệm độ bền cắt của then : Theo ( 9.2) : MPa Với tải trọng va đập nhẹ: [t] = 40 MPa Như vậy : t < [t] đối với cả hai then. Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . z y O x T Mz Mx Hình 4: Biểu đồ mômen và kết cấu trục II c, Trục ra III Xác định các lực trên trục III Fx33 = 3256 N Fz32 = Fz34 = 2553 N Fz33 = 1185 N +, Xét trong mặt phẳng yOz : +, Xét trong mặt phẳng xOy : +, Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr0 = N Fr1 = N Đường kính các tiết diện nguy hiểm của trục III Tiết diện 32, 34 Mx32(34) = 0 MPa Mz32(34) = 0 Mpa T32(34) = 242280 MPa Đường kính trên tiết diện 32, 34 Tiết diện 30 Mx30 = Fz33. l33 + Fz31. l31 + Fz34. l34 = 1185. 55 - 2960. 160 + 2553. 235 = 191438 MPa Mz30 = 0 MPa T30 = 242280 MPa Đường kính trên tiết diện 30 Tiết diện 33 Mx33 = Fz31.(l31- l33) + Fz34.(l34- l33) = -2960. 105 + 2553.180 = 148657 MPa Mz33 = Fx31.(l31- l33) = -1119. 105 = -117538 MPa T33 = 242280 MPa Đường kính trên tiết diện 23 Tiết diện 31 Mx31 = Fz34. (l34 - l31) = 2553. 75 = 191438 MPa Mz30 = 0 (MPa) T30 = 242280 MPa Đường kính trên tiết diện 31 Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép , công nghệ và kết cấu, ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d30 = d31= 35 mm Đường kính đoạn trục lắp bánh răng d33 = 40 mm Chọn và tính kiểm nghiệm mối ghép then trên trục III Với then lắp trên đoạn trục lắp bánh răng : d33 = 40 mm, ta chọn then bằng có các kích thước như sau : b =12 mm, h =8 mm, t1 =5 mm. Với then lắp trên đoạn trục lắp đĩa xích đường kính trục d32 = 30 mm. Dựa vào bảng 9.1a tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta chọn then bằng, có các kích thước như sau : b = 10 mm, h = 8 mm, t1 = 5 mm. Chiều dài then tại tiết diện lắp bánh răng: lt33 = (0,8..0,9) .lm33 = 50 mm Chiều dài then tại tiết diện lắp đĩa xích: lt32(34) = 0,9.lm32(34) = 0,9.60 = 54 mm Với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 tttkhdđck tập1, ta có ứng suất dập cho phép của then : [s] = 100 MPa Kiểm nghiệm độ bền dập của then Theo (9.1) ,ta có ứng suất dập của then lắp trên trục đĩa xích: MPa Theo (9.1) ,ta có ứng suất dập của then lắp trên trục lắp bánh răng : MPa Như vậy sd < [s] ,thoả mãn Kiểm nghiệm độ bền cắt của then Theo ( 9.2) : MPa MPa Với tải trọng va đập vừa : [t] = 20 . . 30 MPa Như vậy : t < [t] đối với cả hai then. Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . z y O x T Mz Mx Hình 5: Biểu đồ mômen và kết cấu trục III IV, chọn và tính toán ổ lăn 1, Chọn và tính ổ lăn cho trục I +,Chon loại ổ Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr10 = N Fr11 = N Tải trọng dọc trục: Fa1 = -95 N Do yêu cầu độ cứng cao ,đảm bảo độ chích xác giữa vị trí trục và bánh răng côn ,chọn ổ đũa côn 1 dãy .Tra tra bảng P.2.11 tttkhdđck tập 1 ,dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm, ta chọn : sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung. Ký hiệu 7206 có : C = 29,8 KN, C0= 22,3 KN, a = 13,670 . Sơ đồ bố trí ổ : Hình 6: Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục I +, Tính ổ theo khả năng tải động Cd= Q. < C Trong đó : m: là bậc của đường cong, m = 10/3 L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay , L = 60.n110-6 .Lh = 60.1425.10-6.16500 = 1410,8( triệu vòng) Q: là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ Qi = (XVFri + YFai)Kt.Kđ Với : Fa , Fr -tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1. Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (vì t0 < 1250) Kđ: hệ số tải trọng động (bảng 11.3) va đập nhẹ lấy Kđ = 1,2 X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục Ta có: e = 1,5.tga = 1,5 .tg13,670 = 0,36 Fs0 = 0,83.e.Fr0= 0,83. 0,36. 1195 =362,2 N ị Fs1= 0,83.e.Fr1= 0,83. 0,36. 2215 = 670,8 N ị N ồFa0 >Fs0 ịFao= 765,8 N ị ồFa1 < Fs1 ịFa1= 670,8 N Ta có : i.Fa0/Fr0=1.765,8 /1196,2=0,64 > e = 0,36 ị X1=0,4 ,Y1= 0,4.cotg13,670 = 1,64 ; ịQ0= (X0VFr0 + Y0.Fa0)Kt.Kđ = (1.1.1196,2+1,64.765,8).1.1,2 =2085,5 N i.Fa1/Fr1=1.670,8/2215,4 = 0,3 < e = 0,36 ị X1=1 ,Y1=0 ; ị Q1 = (X1.VFr1 + Y1.Fa1)Kt.Kđ = (1.1.2215.4+0).1.1,2 = 2658,5 N Vậy : Q1 > Q0 do đó chỉ tính cho ổ 1: Q = Q1=2658,5 N ị Cd = < C = 40 KN ị ổ thoả mãn khả năng tải động. +, Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh C0 ³ Qt Theo (11.19): Q‘t1=X0.R1+ Y0.Fa0 và (11.20) : Q‘’t1 = Fr1 Tra bảng 11.6 tttkhdđck tập 1, ta có : X0=0,5; Y0= 0,22.cotga = 0,909 ị Q‘t1 = 0,5. 2215,4 + 0,909. 670,8 = 2218,4 N Q‘’t1 = Fr1=2215,5 N ị Qt = Max(Q‘t1, Q‘’t1) = 2218,4 N < C0=29,9 KN. Vậy ổ thoả mãn về khả năng tải tĩnh. +, Kết luận: với trục I ta dùng ổ 7206 có : d =30 mm, D = 62 mm, D1=67 mm, B = 16 mm, C1=14 mm. 2, Chọn và tính ổ lăn cho trục II +, Chọn loại ổ Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr20 = N Fr21 = N Lực dọc trục: Fa2 = 369,2 N khá nhỏ so với lực hướng tâm; Fa2/Fr0= 0,22 nhưng do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng nên ta chọn ổ đũa côn và bố trí các ổ như hình vẽ : Hình 7: Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục II Với đường kính các ngõng trục 0 và 1 là d = 35 mm, theo bảng P2.11, Phụ lục chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ ký hiệu 7206 có: C = 29,8 kN, C0 = 22,1 kN, góc tiếp xúc a = 13,670. +,Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Theo bảng 11.4 , với ổ đũa đỡ – chặn : e = 1,5.tga = 1,5.tg(13,500) = 0,36. Theo (11.7) lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ : Fs0 = 0,83.e.Fr 0 = 0,83.0,36.2781,1 = 842,1 N Fs1 = 0,83.e.Fr 1 = 0,83.0,32.1925,4 = 583 N Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí đã chọn ta có : SFa0 = Fs1 - Fat = 583 – 436,8 = 146,2 N < Fs0 => Fa0 = Fs0= 842,1 N SFa1 = Fs0 +Fat = 842,1 + 436,8 = 1278,9 > Fs1 => Fa1 = SFa1 = 1278,9 N Xác định X và Y: xét tỷ số : i.Fa0/Fr0 = 1. 842,1 /2781,1 = 0,3 < e = 0,36 => X0 = 1, Y0 = 0. => Q0 =(X0VFr0 + Y0.Fa0)Kt.Kđ = (1.1. 2781,1+0).1.1,2 = 3337,3 N xét tỷ số : i.Fa1/Fr1 = 1.1278,9 /1925,4 = 0,66 > e = 0,36 theo bảng 11.4 ta có : X0 = 0,4 , Y0 = 0,4.cotga =1,645 => Q1= (X1.VFr1 + Y1.Fa1)Kt.Kđ = (0,4.1. 1925,4 + 1,645. 1278,9).1.1,2 = 3448,3 N Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn. xét tải trọng tương đương : QE = QE1 = trong đó với ổ đũa m = 10/3 , Lhi xem trên sơ đồ tải trọng. => QE =3448,3. 3328,6 N Theo 11.1 ta có : CdE = QE.L0,3 Trong đó L = 60.n210-6Lh = 60.309,7.10-6.13500 = 250,8 triệu vòng => CdE = 3448,3.(250,8)0,3 = 17,46 kN < C = 29,8 kN Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động . +, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn một dãy: X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotga = 0,909 Theo công thức (11.19) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,khả năng tải tĩnh Q’t1 = X1.Fr1 + Y1.Fa1 = 0,5.1925,4 + 0,909.436,8 =962,7 N < Fr1 =1925,4 N Như vậy Qt = 1925,4 N < C0 = 22,3 KN . Do đó ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh . +, Kết luận: với trục II ta dùng ổ 7206 có : d =30 mm, D = 62 mm, D1=67 mm, B = 16 mm, C1=14 mm. 3, Chọn và tính ổ lăn cho trục III Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr0 = N Fr1 = N Lực dọc trục Fat = 0 . Tra bảng P2.11 tttkhdđck tập 1, với đường kính ngõng trục d = 35 mm. Chọn ổ bi 1 dãy cỡ trung kí hiệu : 207 Kích thước ổ : D = 72 mm B = 17 mm r = 2 mm đường kính bi =17,46 mm C = 20,1 KN C0 =13,9 KN Kiểm tra khả năng tải tĩnh: Q0 =X0VFr0 Kt.Kđ = 1.1. 3957.1.1,2 = 4748,4 N Cd = < C = 20,1 kN Vậy: ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm tra khả năng tải tĩnh: Qt0 = X0. Fr0 = 0,6. 3957 = 2374 N < C0 = 13,9 kN Vậy: ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. +, Kết luận: với trục III ta dùng ổ 207 có : Kích thước ổ : D = 72 mm B = 17 mm r = 2 mm đường kính bi = 17,46 mm C = 20,1 KN C0 =13,9 KN V, Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 1,Tính kết cấu của vỏ hộp Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi bặm. Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32. Dưới đây là hình vẽ và các kích thước cơ bản của vỏ hộp: Hình 8: Vỏ hộp giảm tốc côn trụ Hình 9: Nửa trên vỏ hộp giảm tốc côn trụ (mặt trước) Hình 10: Nửa dưới vỏ hộp giảm tốc côn trụ (mặt trước) Hình 11: Nửa trên vỏ hộp giảm tốc côn trụ (mặt sau) Hình 12: Nửa dưới vỏ hộp giảm tốc côn trụ (mặt sau) Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.200 + 3 = 9 mm. ị Chọn d = 8 > 6mm d1 = 0,9. d = 0,9. 8 = 7,2 mm ị Chọn d1 = 7 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 á 1)d = 6,4 á 8, chọn e = 8 mm h < 5.d = 40 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép lắp ổ, d4 Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d5 d1 = 0,04.a +10 = 0,04. 200 + 10 =18 ị Chọn d1 =M16 d2 = (0,7 á 0,8).d1 ị Chọn d2 = M12 d3 = (0,8 á 0,9).d2 ị Chọn d3 = M10 d4 = (0,6 á 0,7).d2 ị Chọn d4 = M8 d5 = (0,5 á 0,6).d2 ị Chọn d5 = M6 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 á 1,5) d3 , chọn S3 = 14 mm S4 = ( 0,9 á 1) S3 = 12 mm K3 = K2 – ( 3á5 ) mm = 40 – 5 = 40 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ K2=E2+R2+(3á5)mm =20+15+5 = 40mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . 12 = 20 mm. R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 12 = 15 mm k ³ 1,2.12 =14,4 ị k = 15 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,3 á 1,5) d1 ị S1 = 26 mm K1 ằ 3.d1 ằ 3.18 =54 mm q = K1 + 2d = 60 + 2.8 = 76 mm; Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. D ³ (1 á 1,2) d ị D = 10 mm D1 ³ (3 á 5) d ị D1 = 35 mm D2 ³ d = 8 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 á 300) ằ 897/ 200 á 897/300 ị chọn Z = 6 Lvà B : Chiều dài và rộng của hộp L = l13+l12+dae2/2+aw+da4/2+2+s3=737 B = l21=160 Hình 13: Một số kết cấu của vỏ hộp giảm tốc đúc 2, Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp a, Tai nâng  Chiều dày : S =(2 á 3).d = 16 á 24 ị Chọn S = 16 Đường kính lỗ : d = 25 b, Chốt định vị : d = 8 ; c= 1,2 ; ∆ 1:50 ; l = 30 c, Cửa thăm Nắp quan sát Theo bảng 18-5 tập 2 TTTKHDĐCK ta có kích thước nắp quan sát: Bảng kích thước nắp quan sát. A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 Nút thông hơi Theo bảng 18-6 tập 2 TTTKHDĐCK ta có kích thước nút thông hơi: Bảng kích thước nút thông hơi 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 d, Nút tháo dầu Theo bảng 18-7 tập 2 TTTKHDĐCK ta có kích thước nút tháo dầu: Bảng kích thước của nút tháo dầu. d b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 e, Vòng phớt Trên trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn Các kích thước tra theo bảng 15-17 tập 2 TTTKHDĐCK như sau : Vị trí d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm) Trục I 40 41 39 59 9 6,5 12 Trục III 40 41 39 59 9 6,5 12 D D 3 D 4 2 f, Nắp ổ Đường kính nắp ổ được tính theo công thức như sau: D = D + 4,4.d D = D + (1,6 - 2).d Trong đó: - D là đường kính chỗ lắp ổ lăn. - d là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp. 3 4 4 2 : 4 Căn cứ vào Bảng18.2 (Trang 88-Tập 2: Tính toán thiết ...) ta có: Bảng kích nắp ổ. Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng Trục I 72 100 125 65 M8 6 Trục II 72 90 115 65 M8 6 Trục III 72 90 115 65 M8 6 g, Kết cấu cốc lót : Cốc lót dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng côn, cốc lót làm bằng gang GX15 – 32. h, Que thăm dầu Hình dáng và kích thước như hình vẽ: Hình 14: Que thăm dầu VI, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 1, Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc: Trong phần thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn d22/d21 = 1,1 . . 1,3 đã được thoả mãn vì vậy ta chọn phương pháp bôi trơn bằng dầu. Lấy mức cao nhất trong hộp giảm tốc ngập hết chiều rộng bánh răng côn lớn, mức thấp nhất ngập đỉnh răng bánh răng côn lớn . Để chọn dầu bôi trơn ta tra bảng 18.11 tttkhdđck tập 2, chọn độ nhớt ở 500c là 80/11, từ đó tra bảng 18.13, chọn dầu ô tô máy kéo AK-20. Lượng dầu bôi trơn thường khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1 Kw công suất truyền. 2, Bôi trơn ổ lăn : Do vận tốc vòng của bộ truyền v = 4,66 m/s nên ta dùng dầu để bôi trơn. Dầu được dẫn đến bôi trơn ổ dưới dạng bắn toé sương mù. 3, Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ 4, Điều chỉnh sự ăn khớp Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. VII, Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai Tên chi tiết Kiểu lắp Trị số của sai lệch giới hạn Trên Dưới Bánh răng côn nhỏ lắp lên trục I f28H7/n6 + 0,028 - 0,006 Bánh răng côn lớn lắp lên trục II f34H7/k6 + 0,018 - 0,023 Bánh răng trụ nhỏ lắp lên trục II f34H7/k6 + 0,018 - 0,023 Bánh răng trụ lớn lắp lên trục III f40H7/k6 + 0,018 - 0,023 Bạc chặn lắp lên trục I f28D8/k6 + 0,096 + 0,050 Bạc chặn lắp lên trục II f30D8/k6 + 0,117 + 0,062 Bạc chặn lắp lên trục III f34D8/k6 f35D8/k6 + 0,117 + 0,117 + 0,062 + 0,062 ổ lăn lắp lên vỏ f72H7 + 0,030 0 ổ lăn lắp lên trục I & II f30k6 + 0,018 + 0,002 ổ lăn lắp lên trục III f35k6 + 0,018 + 0,002 Cốc lót lắp lên vỏ f88H7/h6 + 0,057 0 Nắp ổ lắp lên vỏ f72H7/e8 + 0,136 + 0,060 Khoảng cách trục II & III 200 + 0,090 - 0,090 Hình I: Bánh răng côn lớn (mặt trước) Hình II: Bánh răng côn lớn (mặt sau)