Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đãhọc trong các môn: Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí… và giúpsinh viên có cái nhìn tổng quan về
Tính công suất cần thiết của động cơ
+ t p = 16,08 h: số giờ làm việc thực tế trong ngày.
+ a = 219 ngày: số ngày làm việc trong năm.
+ Thời hạn phục vụ: 5 năm.
Tổng thời gian làm việc: t Σ , 08.219.5607 , 6(h)
- Công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Với: P t là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW). η là hiệu suất truyền động.
Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác:
Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương:
3+(0 ,7.16 ,08.3600−3)+0.3 16 ,08.3600 ¿ 4,115 (kW )(1) Hiệu suất truyền động: (Các trị số hiệu suất được tra trong bảng 2.3 tr19) η = η 2 brk ηη 4 ol ηη kn
Với η brk = 0,96 là hiệu suất của các cặp bánh răng trụ kín. η ol = 0,99 là hiệu suất các cặp ổ lăn. η kn = 1 là hiệu suất khớp nối.
Vậy η = 0,96 2 0,994.1= 0,88 (2) Thay (1) và (2) vào (*), ta được:
Chọn tốc độ đồng bộ động cơ
+ ut là tỷ số truyền hệ thống, ut = uh = 26
+ u h = 26 là tỷ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp (8 ÷ 40).
=> Vậy n sb = n lv u t = 53,895.26= 1401,27 (vg/ph)
Chọn động cơ
Căn cứ vào bảng: “Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A” phụ lục P1.3 trang
238 Sách ‘Tính toán thiết kế HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‘ ta chọn động cơ
Phân phối tỷ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động là: ut = uc = n đc /n lv = 1425/53,895 = 26,44
- Đối với hộp giảm tốc đồng trục cũng còn dùng cách phân u h cho các cấp theo công thức: u 1 = u 2 = √ u h =√26=5 , 1
- Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền: u t =u 1 u 2=5 ,1.5 , 1& , 01
5 Tính công suất, vòng quay và momen trên các trục
- Công suât trên cac truc:
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 8 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
*Chu ý: Công suất động cơ tính toán P đc = 5,174 (kW) phải nhỏ hơn công suất lưa chon P đc = 5,5 (kW); n đc = 1425 (vong/phut).
- Sô vong quay cua cac truc: n 1=n đ c 25 (vong/phut) n 2 =n 1
≈ 58 ,31 (vong/phut) u 2 5 , 1 n Tang =n 3X , 31 (vong/phut)
- Momen cac truc quay công tac:
Từ các kết quả trên ta có bảng:
Trục Động Cơ I II III Động cơ
Tỷ số truyền u 1 5.1 5,1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Tính toán cấp nhanh: bộ truyền bánh răng trụ nghiêng và Tính toán cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ thẳng
chậm: bộ truyền bánh răng trụ thẳng
3.1 Cấp nhanh: a Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Hệ số chiều rộng vành răng: ψ ba = 0,3 (theo bảng tra 6.6 sách TTTKHDĐCK trang 97)
- Với bánh răng trụ răng nghiêng: k a = 43 (theo bảng tra 6.5 sách
- Theo công thức 6.16 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có: ψ bd =0.53 ψ ba (u + 1) = 0,53.0,3 (5,1 + 1) = 0,97
Theo bảng chọn 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 98) ta chọn K Hβ = 1,05 (sơ đồ 6)
- T 1ta lấy từ bảng số liệu phần 1.
Lấy a w 1 = 141 (mm) b Xác định các thông số ăn khớp
Vì đề là hộp giảm tốc 2 cấp khai triển và đồng trục, nên khoảng cách trục không thay đổi: a w 1 mm
Theo công thức 6.17 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có : m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02) 141 = 1,41 ÷ 2,82 (mm) Theo bảng chọn 6.8 (sách TTTKHDĐCK trang 99) ta chọn modum pháp m 1,5
Chọn sơ bộ β ° , do đó cos β = 0,9848
Theo công thức 6.31 (sách TTTKHDĐCK trang 103) số bánh răng nhỏ:
Số bánh răng lớn: Z 2 =u 1 Z 1= 5,1 30 = 153 => lấy Z 2 =¿153 răng
Do đó tỷ số truyền thực sẽ là u m = 153 = 5,1
Từ đó ta tính toán lại góc nghiêng β : cos β= m (Z 1 + Z 2)
Vì số răng z 1 lớn hơn hoặc bằng 30 nên ta không cần phải dịch chỉnh. c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33 (sách TTTKHDĐCK trang 105), ta có: σ H = Z
- Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu.
Vật liệu là thép có Z M = 274 MPa 1/3 (bảng 6.5 trang 96)
- Theo 6.35 tan β b = cos α t tan β = cos (20 , 502° ) tan
=> β b Với α t = α tw = arctan (tan α /cos β ) = arctan (tan 20 / 0 , 9734 ) 20,502 ° - Z H - Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là:+1 d w 1= 2 a w
Với v = 3,522 m/s → Dùng cấp chính xác 9 (Theo bảng 6.13 [TL1])
Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 5 m/s
⇒ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng: K Hα = 1,16 Theo công thức
Cường độ tải trọng động: ν H = δ H g o v √ a w u t
+ g o = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 T106).
+ δ H = 0,002 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 T106).
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
Theo công thức 6.39, Hệ số K H :
K H = K Hβ K Hα K Hv = 1,05.1,16.1,054 = 1,284 Thay các giá trị K H , Z M , Z H , Zε vào công thức 6.33 [TL1] ta được: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T 1 K H ( u m + 1) b w u m d 2 w 1
*Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 3,522 m/s < 5 m/s
⇒ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng: Z v = 1
Với cấp chính xác động học là 9 → chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 → cần gia công đạt độ nhám: R a = 2,5 ÷ 1,25 μmm
Với đường kính d a < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng K xH = 1
⇒ Theo công thức 6.1 [TL1] và công thức 6.1a [TL1]:
[ σ H ] = [ σ H ] Z v Z R H xH = 495,4.1.0,95.1 = 470,63 Mpa Như vậy: σ H = 421,812 Mpa < [ σ H ] = 470,63 Mpa
σ H < [ σ H ], Thoả mãn điều kiện tiếp xúc. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43 ta có: Ứng suất uốn tại chân răng:
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 14 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ σ F 1 = 2.T 1 KFY ε
K F : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn
Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Theo bảng 6.14 và với v = 3,522 m/s < 5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có:
Theo ct 6.47 Cường độ tải trọng động: ν F = δ F g o v √ a w u t δ F = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15) g o = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16).
Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền uốn:
Theo bảng 6.18 ta có: Các hệ số dạng răng: Y F1 3,8 Y F2 = 3,6 Với m = 1,5, Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:
Y R : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng Y R = 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
K xF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với d a < 400 mm)
Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a Ứng suất uốn cho phép:
[ σ F 2 ] = [ σ F ] 2 Y R Y S K xH = 236,5.1.1,05.1 = 248,7555 (MPa) Thay [ σ F 1 ] , [ σ F 2 ] vào công thức 6.43 T107 ta được: σ F 1 = 2.T 1 K F Y ε Y β Y F 1 / ¿¿.d w 1 m) ≤ [ σ F 1 ]
Thoả mãn điều kiện bền uốn. e Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có hệ số quá tải:
Theo công thức 6.48: σ H 1 max = σ H √ K qt B1,812 √1 ,5 = 516,612 MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa Theo công thức 6.49: σ F 1 max = σ F 1 K qt = 95,547 1,5 = 143,321 MPa < [ σ F 1] max = 464 MPa σ F 2 max = σ F 2 K qt = 90,518 1,5 = 135,777 MPa < [ σ F 2] max = 360 MPa
⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải f Bảng các thông số
Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:
Tên gọi Ký́ hiệu Kích thước Đơn vị
Chiều rộng vành răng b w b w = 42,3 mm
Góc nghiêng của răng β β = 13,244 o Độ
Hệ số dịch chỉnh x x 1 = x 2 = 0 mm Đường kính chia d d 1 = 46 mm d 2 = 236 mm Đường kính đỉnh răng d a d a1 = 49 mm d a2 = 239 mm Đường kính đáy răng d f d f1 = 42,25 mm d f2 = 232 mm
- Đường kính chia: d 1 = m Z 1 = 1 , 5.30 = 46 (mm) cos β 0,9734 d 2 = m Z 2 = 1, 5.153 = 236 (mm) cos β 0,9734
- Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2.m = 46 + 2.1,5 = 49 (mm) d a2 = d 2 + 2.m = 236 + 2.1,5 = 239 (mm)
- Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 – 2,5.m = 46 – 2,5.1,5 = 42,25 (mm) d f2 = d 2 – 2,5.m = 236 – 2,5.1,5 = 232 (mm)
3.2 Cấp chậm: a Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Hệ số chiều rộng vành răng: ψ ba = 0,375 (theo bảng tra 6.6 sách TTTKHDĐCK trang 97)
- Với bánh răng trụ răng thẳng k a = 49,5 (theo bảng tra 6.5 sách TTTKHDĐCK trang 96)
- Theo công thức 6.16 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có ψ bd =0.53 ψ ba (u −¿ 1) = 0,53.0,375 (5,1 −¿ 1) = 0,81
Theo bảng chọn 6.7 (sách TTTKHDĐCK trang 98) ta chọn K Hβ = 1,05 ( Sơ đồ 5 )
- T 2ta lấy từ bảng số liệu phần 1.
Lấy a w 2 = 141 (mm) vì đồng trục b Xác định các thông số ăn khớp
Môđun sơ bộ theo công thức 6.17 (sách TTTKHDĐCK trang 97) ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02).141 = 1,41 ÷ 2,82 (mm) Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn modun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng modun ở cấp nhanh m = 1,5
Số bánh răng lớn: Z 2 =u 2 Z 1 = 5,1 46 = 234,6 => lấy Z 2 #4 răng
Do đó tỷ số truyền thực sẽ là u m =234
Vì số răng z 1 lớn hơn 30 nên ta không cần phải dịch chỉnh.
Góc ăn khớp: cos α tw = Z t m cos α
Thay số: cos α tw =¿ z t m cos α
2 a w 2 2.141 α tw ° c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33 (sách TTTKHDĐCK trang 105), ta có: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T 2 K H ( u 2 −1 ) b w u 2 d 2w 2
- Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu Vật liệu là thép có Z M = 274 MPa 1/3
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 18 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
- Theo 6.35, tan β b = cos α t tan β = cos (20) tan (0) = 0 => β b = 0
- Z H - Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
Với bánh răng thẳng, dùng công thức 6,36a để tính Z ε :
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d w 2= 2 a w 2
Theo bảng 6.13 [TL1] ta chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16:
+ g o = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 T106).
+ δ H = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 T106) Cường độ tải trọng động ν H (Công thức 6.42) :
Do đó: Hệ số kể đến tải trọng động quy xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hν : ν b d
+ Theo công thức 6.39/106: và tra bảng 6.7/98 sơ đồ 5, ta có: ψ bd =0 ,53 ψ ba (u 2 −1)=0 , 53.0,375 (5 , 1−1)=0 , 81
⇒ K H = K Hβ K Hα K Hν = 1,05.1.1,021 = 1,72 Thay các giá trị tính được vào công thức 6.33 ta được : σ
(MPa) Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 1,031 m/s < 5 m/s
→ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : Z v = 1
- Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám : R Z = 10 ÷ 40 μmm , do đó Z R = 1
- Với đường kính bánh dẫn d a < 700 mm → Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng : K xH = 1
Do đó theo công thức 6.1 và công thức 6.1a [TL1]:
[ σ H ] = [ σ H ].Z v Z R K xH = 481,8.1.1.1 = 481,8 (MPa) Như vậy: σ H = 476,948 MPa ¿ [ σ H ]= 481,8 MPa,
σ H < [ σ H ], Thoả mãn điều kiện tiếp xúc. d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43, ta có: Ứng suất uốn tại chân răng: σ F 1 = 2.T 2 K F Y ε Y β Y
K F : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn
Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Theo bảng 6.14 và với v = 1,031 m/s < 2,5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có:
K Fα = 1,37 Theo công thức 6.47: Cường độ tải trọng động: ν
+ δ F = 0,016 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15).
+ g o = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16).
F = 0,016.73.1,031.√ 5,087 141 = 6,338 N/mm Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền:
Theo bảng 6.18 ta có: Các hệ số dạng răng: Y F1 = 3,675
Y F2 = 3,6 Với m = 1,5, Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:
Y R : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng Y R = 1
K xH = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với d a < 400 mm)
Do đó theo công thức 6.2 và 6.2a Ứng suất uốn cho phép:
[ σ F2 ] = [ σ F ] 2 Y R Y S K xH = 236,5.1.1,05.1 = 248,7555 (MPa) Thay [ σ F 1 ], [ σ F 2 ] vào công thức 6.43 ta được: σ F 1 = 2.T 2 K F Y ε Y β Y F 1/ ¿¿.d w 2.m) ≤ [ σ F 1 ]
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 21 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ σ
Thoả mãn điều kiện bền uốn e Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có hệ số quá tải :
Theo công thức 6.48: σ H 1 max = σ H √ K qt = 476,948 √1 ,5 = 584,140 MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa
Theo công thức 6.49: σ F 1 max = σ F 1 K qt = 230,796 1,5 = 346,194 MPa < [ σ F 1] max = 464 MPa σ F 2 max = σ F 2 K qt = 226,086 1,5 = 339,1129 MPa < [ σ F 2 ] max = 360 MPa
⇒ Thoả mãn điều kiện về quá tải. f Bảng các thông số
Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng:
Tên gọi Ký́ hiệu Kích thước Đơn vị
Chiều rộng vành răng b w b w = 52,875 mm
Góc nghiêng của răng β β = 0 o Độ
Hệ số dịch chỉnh x x 1 = x 2 = 0 mm Đường kính chia d d 1 = 69 mm d 2 = 351 mm Đường kính đỉnh răng d a d a1 = 72 mm d a2 = 348 mm Đường kính đáy răng d f d f1 = 65,25 mm d f2 = 354 mm
- Đường kính chia: d 1 = m Z 1 = 1, 5.46 = 69 (mm) cos β 1 d 2 = m Z 2 = 1, 5.234 = 351 (mm) cos β 1
- Đường kính đỉnh răng: d a1 = d 1 + 2.m = 69 + 2.1,5 = 72 (mm) d a2 = d 2 – 2.m = 351 – 2.1,5 = 348 (mm)
- Đường kính đáy răng: d f1 = d 1 – 2,5.m = 69 – 2,5.1,5 = 65,25 (mm) d f2 = 2 a w + d a1 + 0,5.m = 2.141+72+0,5.1.5 = 354 (mm)
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
Thiết kế trục
1.1 Chọn vật liệu Ở hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có σ β = 600 MPa (N/mm 2 ), ứng suất xoắn cho phép [ τ ] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc.
1.2 Tính sơ bộ đường kính trục
- Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức:
+ [ τ ]: Ứng suất xoắn cho phép, MPa.
Chọn [ τ I ] MPa; [ τ II ] MPa; [ τ III ] 0 Mpa
0 ,2.15 Vậy chọn sơ bộ đường kính trục I: d I 0 mm.
0 , 2.20 Vậy chọn sơ bộ đường kính trục II: d II = 40 mm.
- Đối với trục III: d 3 ≥ √ T 3 (mm)
0 ,2.30 Vậy chọn sơ bộ đường kính trục III: d III = 55 mm.
1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
- Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn theo bảng 10.2 trang 189 d I
= 30 mm => b 01 = 19 mm d II = 40 mm => b 02 = 23 mm d III = 55 mm => b 03 = 29 mm
- Tra bảng 10.3/189/T1 ta có các thông số như sau: Lấy trục 2 làm chuẩn để tính các khoảng cách của bộ truyền
Tên gọi Kí hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp k 1 = 10 mm
Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của k 2 = 10 mm hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3 = 15 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bulong h n = 20 mm
Chiều dài mayơ bánh răng:
Chiều dài mayơ khớp nối:
Lấy l m 12 P mm + Trên trục III: l m 33 =(1 , 4 2, 5) d III =(1 , 4 2, 5) 55=(77 137 ,5)
Khoảng cách giữa các điểm đặt lực:
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 25 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
2 3 n 2 l 13 =l 22 V mm l 11 =l 21 2 mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
1.4 Xác định các lực tác dụng lên trục
Các lực tác dụng lên trục:
Cặp bánh răng trụ răng nghiêng (1) và (2) ta có:
Lực vòng tính theo công thức (10.1) ta có:
Cặp bánh răng trụ răng thẳng (3) và (4) ta có:
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 27 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
Lực tác dụng của khớp nối lên trục I:
F k =(0 , 2 ÷0 ,3 ) F t Với F t là lực vòng tại khớp nối: F t
+ D t : là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.
Tra bảng 16.10a trang 68 (sách TTTKHDĐCK tập 2) => D t = 63
1.5) là hệ số an toàn làm việc (máy công tác là băng tải).
Lực tác dụng của khớp nối lên trục III:
Với F t là lực vòng tại khớp nối: F t = 2
+ D t : là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt.
Tra bảng 16.10a trang 68 (sách TTTKHDĐCK tập 2) => D t = 160
( Nmm )20,638 ( Nm ) Ở đây: k =(1 , 2 1.5) là hệ số an toàn làm việc (máy công tác là băng tải).
Chọn F k 3000(N ) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
Phản lực ở các gối đỡ trục:
+ Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣY =F yB −F r 1 + F yD =0
+ Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣX =F k1 + F xB −F t 1 + F xD =0
Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen lực:
Phản lực ở các gối đỡ trục:
+ Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣY =F yA −F r 2−F yC + F r 3=0
+ Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣX =−F xA −F t 2 + F xC −F t 3 =0
Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen lực:
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 31 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
(Nmm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
Phản lực ở các gối đỡ trục:
+ Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣY =F yA −F r 4 + F yC =0
+ Phương trình cân bằng theo chiều tác dụng lực: ΣX =F xA −F t 4 −F xC + F k 3=0
Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mômen lực:
1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
- Moomen tương đương tại tiết diện j trên chiều dài trục:
Trong đó: M xj , M yi - momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j:
- Đường kính trục tại tiết diện j:
0,1.[σ] Với: [ ] là ứng suất cho phép của thép tạo trục, tra bảng 10.5 ta chọn:
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:
+ Để phù hợp với trục động cơ nên ta chọn đường kính đầu vào của trục tại khớp nối: d A = 32 mm;
Vì đường kính vòng chia của bánh răng 1 là d 1 = 46,23 mm gần bằng đường kính trục nên ta tạo bánh răng liền trục
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:
1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
- Kết cấu trục và thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nên hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: s j s σj s τj
+ [s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = (1,5…2,5) (khi cần tăng độ cứng [s] = (2,5…3), như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục).
+ s j và s j - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: s σj σ
K σdj σ aj + ψ σ σ mj K τdj τ aj + ψ τ τ mj
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 37 Ở đây:
+ -1 và -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45 tôi cải thiện b = 600 MPa:
-1 = 0,436 b = 0,436.600 = 261,6 MPa (đối với thép cacbon) -1
= 0,58 -1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa + ψ σ vàψ τ - hệ số kể đến ãnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền của mỏi, tra theo bảng 10.7 ta chọn: ψ σ =0 , 05 ; ψ τ =0
+ aj , aj, mj, mj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: σ aj= σ maxj −σ minj
2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:
M mj = 0;aj = maxj = W j ; với M j = √ M 2 xj + M 2 yj j
Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: τ mj =τ aj τ maxj
* Với W j và W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định bằng công thức trong bảng 10.6 [I]:
Tại các tiết diện bánh răng và khớp nối với tiết diện tròn có 1 rãnh then nên: π d
Riêng tiết diện C lắp bánh răng tại trục I, vì bánh răng liền trục nên: π d 3 π d 3
- Dựa theo kết cấu trục trên các hình vẽ và các biểu đồ momen tương ứng có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm nghiệm độn bền mỏi:
+ Trên trục I: tiết diện lắp nối trục (tại A), ổ lăn (tại B), bánh răng (tại C).
+ Trên trục II: tiết diện lắp bánh răng (tại B và D), ổ lăn (tại C).
+ Trên trục III: tiết diện lắp nối trục (tại D), ổ lăn (tại C), bánh răng (tại B).
- Chọn lắp ghép các ổ lăn lăn trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.
- Kích thước của then (bảng 9.1a, [I]), trị số của momen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:
Trục Tiết diện Đường kính bxh t 1 W WO
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 38 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ tại trục (mm) (mm) (mm) (mm3) (mm3)
*Với: bxh - kích thước tiết diện then. t 1 - chiều sâu rảnh then trên trục.
- Từ các số liệu ta tính được biên độ ứng suất pháp, biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp trong bảng sau:
Trục Tiết diện tại T (Nmm) M (Nmm) a (MPa) m = a
- K dj và K dj : hệ số xác định theo công thức sau:
Trong đó: K x hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt tra theo bảng 10.8 sách [I].
- Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
Ra = 2,5 0,63 m, nên ta chọn được: K x = 1,06.
- Do không dùng các phương pháp tăng bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y = 1.
- K , K - hệ số tập trung ứng suất (tiết diện có then).
Theo bảng 10.12 sách [I] khi dùng dao phay ngón với b = 600MPa:
K = 1,76 và K = 1,54 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
- , - hệ số kích thước ảnh hưởng đến kích thước của tiết diện trục đến giới hạn mõi, từ đường kích trục của các tiết diện nguy hiểm trị số tra theo bảng 10.10 sách [I] với vật liệu là thép cacbon:
Tiết diện Đường kính tại trục (mm)
- Từ đó xác định được tỷ số K / và K / tại các tiết diện có rảnh then Theo bảng 10.11 sách [I] ứng với kiểu lắp đã chọn, b = 600MPa và các đường kính của tiết diện nguy hiểm tra được tỷ số K / và K / và do lắp căng tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị K / để tính K d và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của K / để tính K d Kết quả tính được ghi trong bảng sau:
Tiết d Tỉ số K / do Tỉ số K / do
K d K d s s S rãnh lắp rãnh lắp diện (mm) then căng then căng
Các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm ở các trục đã tính ở bảng trên đều thỏa mãn điều kiện: s j ≥ [ s ]=( 1, 5 2, 5)
Vậy các trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi
1.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
- Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do phá quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tỉnh Công thức kiểm nghiệm có dạng: σ td =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [σ ]
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 40 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
0 , 2.d [ σ ]=0 , 8.σ ch =0 ,8.45060 MPa Với M max và T max - momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm; ch - giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa
Tiết d M max T max td diện tại (mm) (Nmm) (Nmm) (MPa) (MPa) (MPa)
Như vậy các trục đều thỏa mãn độ bền tĩnh.
Chọn then
Kiểm nghiệm về độ bền của then:
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tính kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt có dạng sau đây: σ d = 2T
Trong đó: d , c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa; d
T - Momen xoắn trên trục, Nmm; bxh - kích thước tiết diện then, mm; t 1 - chiều sâu rãnh then trên trục, mm; l t = (0,8…0,9).l m - chiều dài then, mm;
[ d ] = 150MPa - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 sách [I] theo tải trọng tĩnh.
[ c ] = (60 90) MPa - ứng suất cắt cho phép.
Như vậy kết quả được ghi trong bảng sau:
Trục (mm diện tại (mm) (mm) (mm) ) (Nmm) (MPa) (MPa)
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 41 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
Các giá trị ứng suất dập và ứng suất cắt đã tính ở bảng trên dều thỏa mãn điều kiện: σ d ≤ [ σ d ] ; τ c ≤ [ τ c ].
Vậy tất cả mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
Tính chọn ổ lăn
Chọn phương án bố trí ổ
- Lực hướng tâm ở các gối đỡ:
F r 440,184 Với đường kính ngõng trục là d = 35 (mm), tra bảng P2.12, sách [I] ta chọn sơ bộ ổ đỡ - chặn cỡ trung hẹp:
Kí hiệu ổ d, D, B=T, r, r1 , C, Co , mm mm mm mm mm kN kN
Tính ổ theo khả năng tải động
Vì đầu trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của F kI ngược chiều với chiều đã dùng tức là cùng chiều với lực vòng của bánh răng trên trục Khi đó phản lực trong mặt phẳng (xOz):
Tính lại phản lực tổng trên 2 gối đỡ:
* Xác định tải trọng quy ước:
F at =F a 1 @6,932( N) - tổng lực dọc trục ngoài từ chi tiết quay.
→Vì k D =0,52 ta chon ô bi đỡ chặn α 0 (chọn α theo mục b/trang 212) góc tiếp xúc = 12 o (ct11.9a/trang217) lg (
- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ: F sB = e B F rB = 0,31 1387,746 430,201 (N) F sD = e D F rD = 0,275 783,252 = 215,394 (N)
- Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ lăn, ta tính được tổng lực dọc trục:
- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y: Vì vòng quay trong nên V = 1
Tra bảng 11.4 [I] → X 2 = 0,45 và Y 2 = 1,592 với F aD
- Ổ làm việc với t o < 100 o C nên k t = 1, k d = 1,3 (tải trọng va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn tra bảng 11.3/trang 215)
Ta tính được tải trọng quy ước:
= 2190,733 (N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ D chịu tải trọng lớn hơn.
- Theo công thức (11.12) [I] do tải trọng tương đương: m Σ Q i m L i m Q 01 m L h 1 Q 02 m L h 2
- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Khả năng tải động của ổ:
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.
Tính ổ theo khả năng tải tĩnh: Khả năng tải tĩnh của ổ:
Theo bảng 11.6 với ổ bi đở chặn = 12 o : tra được X o = 0,5; Y o = 0,47.
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
3.2 Chọn ổ lăn cho trục II
Chọn phương án bố trí ổ
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 44 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
- Lực hướng tâm ở các gối đở:
- Ta thấy lực dọc trục F a khá nhỏ so với lực hướng tâm sinh ra trên các ổ, nhưng do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng, chọn ổ đũa côn.
Với đường kính ngõng trục là d = 45 (mm), tra bảng P2.11, sách [I] ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung:
Kí d, D, D 1 , d 1 , B, C 1 , T, r, r 1 , C, C o , hiệu ổ mm mm mm mm mm mm mm mm mm (o) kN kN
Tính ổ theo khả năng tải động
* Xác định tải trọng quy ước:
F at =F a 2@6,932 (N) - tổng lực dọc trục ngoài từ chi tiết quay.
- Theo bảng 11.4 - [I], với ổ đũa đỡ chặn (ổ đũa côn): e=1 , 5.tgα =1 ,5 tg10 , 83=0,287
- Theo công thức 11.7 - [I], lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ: F sA 0,83.e.F rA = 0,83.0,287.2569,667 = 612,12 (N)
- Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ lăn, ta tính được tổng lực dọc trục:
- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y: Vì vòng quay trong nên V = 1
Tra bảng 11.4 [I] → X 1 = 0,4 và Y 1 = 0,4.cotg = 0,4.cotg10, = 2,091
- Ổ làm việc với t o < 100 o C nên k t = 1, k d = 1,3 (tải trọng va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn) Ta tính được tải trọng quy ước:
= 12805,209 (N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ C chịu tải trọng lớn hơn.
- Theo (11.12) [I] do tải trọng tương đương: m Σ Q i m L i m Q 01 m L h1 Q 02 m L h 2
- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động của ổ:
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.
Tính ổ theo khả năng tải tĩnh: Khả năng tải tĩnh của ổ:
Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn tra được:
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
3.3 Chọn ổ lăn cho trục III
Chọn phương án bố trí ổ:
- Lực hướng tâm ở các gối đở:
Với trục chỉ có lực hướng tâm ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy.
Với đường kính ngõng trục là d = 60 (mm), tra bảng P2.7, sách [I] ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung
Kí hiệu ổ d, D, B, r, Đường kính C, Co , mm mm mm mm bi, mm kN kN
Tính ổ theo khả năng tải động:
Vì đầu trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của F kI ngược chiều với chiều đã dùng tức là cùng chiều với lực vòng của bánh răng trên trục Khi đó phản lực trong mặt phẳng (xOz):
Tính lại phản lực tổng trên 2 gối đỡ:
Với F a = 0, ta tính được tải trọng quy ước:
Với X = 1 - ổ đở chỉ chịu lực hướng tâm.
V = 1 - vòng quay trong. k t = 1 - nhiệt độ < 100 o C. k d = 1,3 - tải trọng va đập nhẹ.
Như vậy chỉ cần tính cho ổ C chịu tải trọng lớn hơn.
- Theo (11.12) [I] do tải trọng tương đương: m Σ Q i m L i m Q 01 m L h1 Q 02 m L h 2
- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động của ổ:
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.
Tính ổ theo khả năng tải tĩnh: Khả năng tải tĩnh của ổ:
Theo bảng 11.6 với ổ bi đỡ tra được X o = 0,6; Y o = 0,5.
Q t =X o F rC =0 ,6 5544 , 61326,766(N )< F rC Nên Q t =F rC U44 , 61( N )=5,544 ( kN ) 0,04.a+10 = 15,64 Lấy d 1 = 18 mm
Bulông cạnh ổ, d 2 d 2 = (0,7÷0,8).d 1 =(12,6÷14,4) Lấy d 2 = 14 mm Bulông ghép bích nắp và thân, d 3 d 3 = (0,8÷0,9).d 2 =(11,2÷12,6) Lấy d 3 = 12mm Vít ghé nắp ổ, d 4 d 4 = (0,6÷0,7).d 2 = (8,4÷ 9,8) Lấy d 4 = 9 mm Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 d 5 = (0,5÷0,6).d 2 = (7÷8,4) Lấy d 5 = 8 mm
Măt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S 3
Chiều dày bích nắp hộp, S 4 S 4 = (0,9÷1).S 3 = (16,2÷18) Lấy S 4 = 20 mm
Bề rộng bích nắp và thân, K 3 K 3 = K 2 – (3÷5) = 45 – (3÷5) = (40÷42)
Lấy K3 @ mm Kích thước gối trục:
+ Nắp ổ trục I: D = 80 mm, D 2 = 100 mm, Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:
Tra bảng 18 - 2, [II] + Nắp ổ trục II: D = 100 mm, D 2 = 120 mm,
D 3 = 150 mm, Z = 6, D 4 = M10 + Nắp ổ trục III: D = 130 mm, D 2 = 150 mm, D 3 = 180 mm, Z = 6, D 4 = M10
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K 2 = E 2 +R 2 + (3÷5) = 22+18+ (3÷5) = (43÷45)
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E 2 và C E 2 = 1,6.d 2 = 1,6.14 = 22,4 Lấy E 2 = 22 mm (k là khoảng cách từ tâm bulông đến R 2 = 1,3.d 2 = 1,3.14 = 18,2 Lấy R 2 = 18 mm mép lỗ) h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào tâm lỗ
Chiều cao h bulong và kích thước mặt tựa.
Chiều dày: khi không có phần lồi
Bề rộng mặt đế hộp, K 1 và q K 1 = 3.d 1 = 3.18 = 54 mm q ≥ K 1 + 2.δ ≥ 74
Khe hở giữa các chi tiết: thành trong Δ ≥ (1÷1,2).δ ≥ (10÷12)
Giữa bánh răng với hộp: Δ 1 ≥ (3÷5).δ ≥ (30÷50) (phụ thuộc loại hộp
Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp: giảm tốc và lượng dầu bôi trơn trong hộp) Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δ ≥ δ ≥ 10 mm
Thiết kế các chi tiết phụ
- Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép.
- Ta chọn 2 chốt định vị hình côn, được lắp vào ổ theo kiểu lắp căng H k67
, kích thước theo bảng 18 – 4b, [II]: d (mm) c (mm) l (mm)
- Được làm trên đỉnh hộp, dùng để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp và để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi.
- Kích thước của thăm được chọn theo bảng 18 - 5, [II] mm:
- Dùng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp khi nhiệt độ trong hộp tăng lên Được lắp trên cửa thăm.
- Kích thước nút thông hơi tra bảng 18 - 6, [II]/trang 93 (mm) :
- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu.
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 53 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18 - 7 [II] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S Do
- Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp.
- Kích thước chọn như hình 18 - 11c, [II]:
- Dùng để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ lăn với dầu trong hộp giảm tốc.
2.7 Bôi trơn a Bôi trơn ổ lăn
Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật sẽ hạn chế được mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 54 hơn bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn.
Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn.
Ta thấy số vòng quay của ổ khi làm việc thuộc loại nhỏ và trung bình nên lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của ổ. b Bôi trơn hộp giảm tốc
- Do vận tốc vòng < 12 m/s nên ta bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu.
- Chiều sâu ngâm dầu = (0,75 ÷ 2).h > 10 mm.
- Với h: chiều cao chân răng.
- Ta dùng dầu để bôi trơn.
- Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 2) chiều sâu răng h 2 của bánh răng 2.
- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất: l max = l min …15 (mm).
- Mức dầu cao nhất không được vượt quá 1/3 bán kính bánh răng.
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 55 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
TÍNH TOÁN DUNG SAI KÍCH THƯỚC TRỤC
Dung sai kích thước
Thứ Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn lỗ
Ghi chú tự và trục
Trục I nối với ϕ 32 k 6 es = + 18 μmm k là Sai lệch căn bản, động cơ ei = + 2 μmm 6 là cấp chính xác
Vòng trong ổ ϕ 35 k 6 es = + 18 μmm k là Sai lệch căn bản, lăn trục I ei = + 2 μmm 6 là cấp chính xác
Vòng trong ổ ϕ 45 k 6 es = + 18 μmm k là Sai lệch căn bản, lăn trục II ei = + 2 μmm 6 là cấp chính xác
H và k là Sai lệch căn
H 7 EI = 0 μmm răng nghiêng bản, 6 và 7 là cấp k 6 es = + 18 μmm của trục II chính xác ei = + 2 μmm
ES = + 35 μmm H là Sai lệch căn bản, lăn trục II EI = 0 μmm 7 là cấp chính xác
6 Vòng ngoài ổ ϕ80H7 ES = + 30 μmm H là Sai lệch căn bản, lắn trục I EI = 0 μmm 7 là cấp chính sác
Vòng trong ổ ϕ 60 k 6 es = + 21 μmm k là Sai lệch căn bản, lăn trục III ei = + 2 μmm 6 là cấp chính xác
H và k là Sai lệch căn
H 7 EI = 0 μmm răng thẳng trục bản, 6 và 7 là cấp k 6 es = + 18 μmm
II (Bánh nhỏ) chính xác
H và k là Sai lệch căn
H 7 EI = 0 μmm răng thẳng trục bản, 6 và 7 là cấp k 6 es = + 21 μmm
III (Bánh lớn) chính xác ei = + 2 μmm
ES = + 40 μmm H là Sai lệch căn bản, lăn trục III EI = 0 μmm 7 là cấp chính xác
Trục III nối es = + 21 μmm k là Sai lệch căn bản,
11 với bộ phận ϕ 55 k 6 ei = + 2 μmm 6 là cấp chính xác công tác
SVTH: HOÀNG MINH HẢI 56 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS NGUYỄN HỮU CHÍ
Dung sai hình học
Thứ tự Tên chi tiết Kiểu Sai lệch Ghi chú
1 Trục II Dung sai độ phẳng 5 μmm
2 Trục II Dung sai độ trụ 8 μmm
3 Trục II Dung sai độ tròn 8 μmm
4 Trục II Dung sai độ vuông góc 8 μmm
5 Trục II Dung sai độ đồng trục 20 μmm