(TIỂU LUẬN) THUYẾT MINH đồ án THIẾT kế đề tài đề số 17 THIẾT kế hệ THỐNG dẫn ĐỘNG XÍCH tải

Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động.. TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG .... Xác định các thô

Chọn động cơ

Công suất trên trục công tác

Bộ phận công tác là xích tải:

Công suất tính toán

Chọn hiêu suất của hệ thống

Hiệu suất chung cho cả hệ thống truyền động:

4 0, 96.0,82.0, 98.1.0, 99 4 0, 74 dt tv br nt ol

Trong đó, theo bảng 2.3 trang 19 tài liệu tham khảo [1]: nt 1

 = : hiệu suất nối trục đàn hồi tv 0,82

 = : hiệu suất bộ truyền trục vít với z 1 = 2 br 0,98

 = : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng dt 0,96

 = : hiệu suất bộ truyền đai thang ol 0,99

Tính công suất cần thiết

Công suất cần thiết của động cơ: 10, 62 14,35 ( )

Số vòng quay của trục công tác

Số vòng quay trên trục công tác: 60000 60000.0, 45

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Theo bảng 2.4 trang 21 tài liệu tham khảo [1], ta chọn tỉ số truyền bộ truyền đai thang với: u d = 2

Tỉ số truyền chung được xác định bằng công thức u ch = u u h dt = 40.2 = 80, trong đó u h = 40 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc trục vít – bánh răng là 40, trong khi tỉ số truyền của bộ truyền đai thang là 2.

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Chọn động cơ điện

Động cơ điện cần có thông số đáp ứng yêu cầu P dc ≥ P ct = 14,35 kW và n dc ≈ n sb = 2727 vòng/phút Theo bảng P1.3 trong tài liệu [1], chúng ta chọn động cơ 4A160M2Y3 với P dc = 18,5 kW và n dc = 2930 vòng/phút Động cơ này có hệ số công suất cos φ = 0,92 và hiệu suất η = 88,5%.

Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

Ta có: u ch = u u n h Với u n = u dt =  2 u h = 53, 72 Đối với hộp giảm tốc trục vít – bánh răng:

Trong đó dựa vào đồ thị hình 3.24 trang 47 tài liệu [1], ta có:

Vì là hộp giảm tốc trục vít – bánh răng nên u 1 = 10 ; u 2 = 5,3

Vậy tỷ số truyền của bộ truyền đai thang:

Bảng đặc trị

Phân phối công suất trên các trục

Tính toán số vòng quay trên các trục

Tính toán moomen xoắn trên các trục

Bảng đặc trị

Thông số Động cơ I II III Công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Chọn loại đai và tiết diện đai

Theo bảng công suất và số vòng quay hình 4.1 ta chọn loại đai thang hẹp loại SPA với các thông số bảng 4.13 tài liệu [1]:

140 200 , 1250 8000 b t mm b mm h mm y mm A mm d mm l mm

Xác định các thông số của bộ truyền

Theo tiêu chuẫn ta chọn d 1 = 200 mm

2.2.3 Định kích thước bánh đai lớn

- Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối:  = 0.01

- Đường kính bánh đai lớn: d 2 = d u 1 (1 − =  ) 200.2, 03(1 0.01) − = 401,94 mm

- Theo tiêu chuẫn ta chọn: d 2 = 400 mm

- Tính lại tỉ số truyền:

- Sai số của tỷ số truyền 0,49 %

2.2.4 Chọn khoảng cách trục a nhỏ nhất xác định theo điều kiện

- Khoảng cách trục a nhỏ nhất xác định theo điều kiện:

- Với u = 2,03 ta chọn sơ bộ

Theo bảng tiêu chuẩn ta chọn L = 3150mm.

Kiểm nghiệm đai

  i = 10 s − 1 Điều kiện i< [i] được thỏa mãn

2.3.2 Tính lại khoảng cách trục

- Khoảng cách a này nằm trong khoảng cho phép

2.3.3 Góc ôm đai của bánh đai dẫn động

2.3.4 Các hệ số sử dụng

- Hệ số ảnh hưởng góc ôm đai theo bảng 4.15:

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền: C u = 1,12

- Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai: 6 6

Theo bảng 4.8 Công suất có ích cho phép   P 0 theo GOST 1284.3 – 96

- Hệ số ảnh hưởng của số dây đai: C =0.95 (hai hoặc ba đai) P 1 = 1,5

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng,tải va đập nhẹ, làm việc 2 ca: C r =0,8

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

- Theo bảng 4.8 tài liệu [1], công suất có ích cho phép   P 0 theo GOST 1284.3 – 96 với d 0mm và v0,69; đai thang hẹp loại SPA ta có [ P 0 ]= 11,03 kW

2.3.5 Số đai được xác định theo công thức

2.3.6 Xác định chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài bánh đai

- Với đai thang hẹp loại SPA, ta có H = 16; h 0 = 3; t = 15; e = 10

- Đường kính ngoài bánh đai:

2.3.7 Xác định lực tác dụng

F = A  = zA  = = N với đai thang hẹp loại SPA có A 1 m,  0 = 1MPa

- Lực căng đai ban đầu của mỗi dây: 0 ' 0 190 95

- Lực vòng trên mỗi dây đai: ' 534, 55 267, 28

2.3.8 Tìm hệ số ma sát để bộ truyền không trượt

- Hệ số ma sát để bộ truyền không bị trượt trơn (biên dạng góc của đai  8 0 )

2.3.9 Lực tác dụng lên trục

2.3.10 Ứng suất lớn nhất trong dây đai ax 1 1 0 1

Trong đó:  r = 9 MPa – giới hạn mõi của đai thang m = 8 – số mũ của đường cong mỏi đối với đai thang

2.3.12 Bảng thông số bộ truyền đai

Bảng 2.1 Các thông số bộ truyền đai thang

Thông số Ký hiệu, đơn vị Giá trị

Khoảng cách trục a, mm 480 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 , mm 200 Đường kính bánh đai lớn d 2 , mm 400

Chiều rộng đai B, mm 35 Đường kính ngoài bánh đai d a , mm 206

Góc ôm đai bánh nhỏ a 1 , độ 148,40

Số vòng quay bánh dẫn n,

Lực tác dụng lên trục F r , N 548,46

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền trục vít – bánh vít

- Số vòng quay trục vít dẫn: n 1 = 1465 vòng/phút

- Moment xoắn trên trục bánh vít: T 2 = 833098,98 N.mm

3.1.1 Tính sơ bộ vận tốc trượt

- Với v sb < 4m/s dùng đồng thanh thiếc kẽm chì, cụ thể là BCuSn Zn Si 5 5 5 để chế tạo bánh vít đúc khuôn kim loại  b = 250 MPa,  ch = 100 MPa

- Chọn vật liệu trục vít là thép C45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45

- Với bánh vít làm bằng đồng thanh thiết, [  H ] xác định theo công thức:

+  b : Giới hạn bền kéo của vật liệu + C v : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vấn tốc trượt Chọn C v =0,88 theo bảng 7.9

Hệ số C v theo vận tốc trượt được tính bằng công thức: [  HO ] = (0,75 - 0,9) -  b, trong đó  b là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10^7 chu kỳ Để đạt hiệu suất tối ưu, trục vít cần được thấm cacbon hoặc tôi luyện với độ rắn HRC ≥ 45, và mặt ren phải được mài và đánh bóng, do đó [  HO ] = 0,9  b.

+ K HL : Hệ số tuổi thọ tính bằng công thức K KL = 8 10 7

Với N HE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Hệ số tuổi thọ: K KL = 8 10 7 6

- Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ] =0,9.250.0,7285.0,88 = 144,24 (MPa);

- Với bộ truyền làm việc một chiều, [  FO ] - ứng suất uốn cho phép ứng với 10 6 chu kỳ, tính theo công thức:

- Dùng trục vít được thấm cacbon hoặc tôi đạt độ rắn HRC  45 , mặt ren được mài và đánh bóng nên [  FO ] = 188,13 (Mpa) (tăng thêm 20%)

K FL = 9 10 / 6 N FE = 9 10 / (117,94.10 ) 6 6 = 0,59 Trong đó: N FE = 60 n 2  ( T 2 i / T 2 max ) 9 t i

Để kiểm tra độ bền tỉnh và tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép trong điều kiện quá tải.

+ Ứng suất uốn cho phép:

[  F ] [ =  FO ]K FL = 150,5.0,59 = 88,80 MPa + Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[  H ] max = 4  ch = 4.100 = 400 MPa + Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

- Xác định khoản cách trục a w

+ Chọn sơ bộ K H = 1,2 – hệ số tải trọng;

+ Với u tv = 10, chọn z 1 = 4, do đó: z 2 = u tv z 1 = 10 4 = 40 răng;

+ Tính sơ bộ hệ số đường kính trục vít q theo công thức thực nghiệm:

+ Theo bảng 7.3 trang 150 tài liệu tham khảo [1], ta chọn q = 12,5

- Theo bảng 7.3 trang 150 tài liệu tham khảo [1], chọn môđun tiêu chuẩn m = 10

- Lấy Theo tiêu chuẩn SEV229-75, làm tròn a w = 250 , tính hệ số dịch chỉnh:

3.1.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

T m kt = T , từ T 2 m =  T t n 2 i i 2 i /  t n i 2 i với n 2 i = n 2 , ta có:

= + −     = + −     = (hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng);

Với: z 1 = 4 – số mối ren trục vít, q = 10 nên hệ số biến dạng của trục vít  = 70 (bảng 7.5 trang 153 tài liệu tham khảo [1])

Với vận tốc \( v_s = 8,26 \, \text{m/s} \), theo bảng 7.6 tài liệu tham khảo [1], cấp chính xác được chọn là 8 Dựa vào cấp chính xác 8 và vận tốc \( v_s = 8,26 \, \text{m/s} \), tra cứu từ bảng 7.7 tài liệu tham khảo [1], hệ số tải trọng động \( K_{Hv} \) được xác định là 1,3.

- Theo công thức ứng suất tiếp xúc:

- Với v s = 0,83 m/s theo bảng 7.4 trang 152 tài liệu tham khảo [2] tra được góc ma sát hoặc tính theo công thức:

- Do đó hiệu suất bộ truyền:

3.1.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn

- Số răng tương đương: 2 3 3 40 0 49,97 cos cos 21,80 v z z

=  = = → Y F = 1, 46 (tra bảng 7.8 trang 154 tài liệu tham khảo [1]);

- Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít:

Bộ truyền thỏa điều kiện bền uốn

3.1.5 Giá trị các lực tác dụng

Lực vòng trục vít bằng lực dọc trục bánh vít

Lực vòng bánh vít bằng lực dọc trục của trục vít

Lực hướng tâm trục vít và bánh vít bằng nhau

3.1.6 Các thông số bộ truyền trục vít

Bảng 3.1 Các thông số bộ truyền trục vít

Thông số Ký hiệu, đơn vị Giá trị

Modun dọc của trục vít m 10

Hệ số đường kính trục vít q 10

Số mối ren trên trục vít z 1 , mối ren 4

Số răng trên bánh vít z 2 , răng 40 Đường kính vòng chia d, mm 1

2 2 10.40 400 d = mz = = Đường kính vòng đỉnh d a , mm 1

2 ( 2 2) 10(40 2) 420 d a = m z + = + = Đường kính vòng đáy d f , mm d f 1 = m q ( − 2, 4) = 10.(10 2, 4) − = 76

2 ( 2 2, 4) 10(40 2, 4) 376 d f = m z − = − = Đường kính ngoài của bánh vít d aM 2 , mm 2 2 6 / ( 1 2)

Chiều rộng bánh vít b 2 , mm 80

Chiều dài phần cắt ren của trục vít b 1 , mm b 1  (12,5 0, 09 ) + z m 2 = 161 , lấy b 1 = 165 Góc ôm  , độ  = arcsin[b / ( 2 d a 1 − 0, 5 )] m = 51, 5

Tốc độ vòng quay trên trục vít n 1 , vòng/phút 1465

Moment xoắn trên trục bánh vít T 2 , N.mm 833098,98

Lực dọc trục bánh vít F a2 , N 2052,11

Lực dọc trục của trục vít F a1 , N 4165,49

Lực hướng tâm trục vít F r1 , N 3790,56

Lực hướng tâm bánh vít

3.1.7 Tính nhiệt truyền động trục vít

+ + − diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( A q  0, 3 A ):

Hệ số điều chỉnh cho sự giảm nhiệt trong một đơn vị thời gian được tính toán dựa trên việc làm việc ngắt quãng hoặc khi tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa.

- Chọn K t = 17 W / ( m 2 0 C ) – hệ số tỏa nhiệt;

-  = 0, 25 - hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy;

- K tq = 29 (ứng với n q = 1500 vòng/phút) – hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt;

- Thừa nhận [ ] t d = 90 0 C (trục vít đặt dưới bánh vít) – nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu; t 0 = 20 0 C - nhiệt độ môi trường xung quanh;

- Công suất trên trục vít:

- Khi đó diện tích tỏa nhiệt cần thiết A của vỏ hộp cần được thiết kế:

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

- Sô vòng quay trục dẫn: n 2 = 146, 5 vòng/phút

- Moment xoắn trên trục dẫn: T 2 = 833098,98 N.mm

- Thời gian làm việc: l h = 21120 giờ

Trong thiết kế bánh răng, vật liệu được chọn là thép C45 với phương pháp tôi cải thiện, nhằm đáp ứng yêu cầu thống nhất hóa.

Bánh nhỏ d 3 : Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241  285; có giới hạn bền

 b = MPa; giới hạn chãy  ch 3 = 580 MPa

Bánh lớn d 4 giống với vật liệu của bánh nhỏ: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =

192  240; có giới hạn bền  b 3 = 750 MPa; giới hạn chãy  ch 3 = 450 MPa

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6.2 trang 94 tài liệu tham khảo [3] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn

S = - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

S F = - hệ số an toàn khi tính về uốn

 = + - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

 = - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ chủ động HB 3 = 245

N = H = = (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc)

N FO = - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

 (số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương)

- Do đó: K HL 3 = 1 - hệ số tuổi thọ

 (số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương)

- Do đó: K FL 3 = 1 - hệ số tuổi thọ

- Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

 =  S = = MPa với K FC = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (do quay một chiều)

- Chọn độ rắn bánh răng lớn bị động là HB 4 = 230

- Do bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép:

495,46  602,28 → thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc

- Ứng suất quá tải cho phép:

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo bảng 6.6 trang 97 của tài liệu tham khảo [1], hệ số  ba được chọn là 0,4 do vị trí không đối xứng của bánh răng với các ổ trong hộp giảm tốc và cấp chậm trong hộp giảm tốc.

K a = MPa - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (theo bảng 6.5 trang 96 tài liệu tham khảo [1]);

K  = - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc (bảng 6.7 trang 98 tài liệu tham khảo [1])

- Theo tiêu chuẩn ta chọn a w = 315 mm

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

Theo bảng 6.8 trang 99 tài liệu tham khảo [1], ta chọn m = 6

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

+ Theo bảng 6.5 trang 96 tài liệu tham khảo [3], Z M = 274 MPa 1/3 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

+ Z H – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

0 0 tan tan 20 arctan arctan 20,36 cos cos11, 20 tw t

0 0 0 tan  b = cos  t tan  = cos 20, 36 tan10, 20 = 0,1687 →  b = 9, 57

+ Z  – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Với chiều rộng bánh răng: b w =  ba a w = 0, 4.315 126 = (mm)

+ K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

(m/s) nên ta chọn trị số cấp chính xác là 9

- Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho cái đôi răng đồng thời ăn khớp 1,13; 1,37

K  = - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

K  = - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

= +  = + = - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp;

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc bánh răng nhỏ:

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc bánh răng lớn:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Hệ số Z R = 0,95 được xác định dựa trên ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Cấp chính xác động học được chọn là 9, trong khi cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Để đạt được yêu cầu này, cần gia công bề mặt với độ nhám R a = 2,5 1,5 mµ.

Với v = 0,7922m/s < 5m/s, Z v = 0,85 v 0,1 = 0,85.0, 7922 0,1 = 0,8304 (hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng); xH 1

K = - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

Nên thỏa điều kiện ứng suất tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Ứng suất uốn cho phép:

Y = - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Y S = − m = − = - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; xF 1

K = - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

= = = - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng;

Y Y - hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tương đương:

Y F = (theo bảng 6.18 trang 109 tài liệu tham khảo [1])

K = K  K  K - hệ số tải trọng khi tính về uốn, với:

K  = - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng về răng khi tính về uốn (theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu tham khảo [1]);

K  = - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi bánh răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn;

= +  = + = - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, với:

- Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh dẫn:

- Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị dẫn:

Thỏa điều kiện độ bền uốn

- Hệ số quá tải: max max 1

- Ứng suất tiếp xúc cực đại: max 398,31 1, 67 514, 73

- Ứng suất uốn cực đại:

Thỏa điều kiện quá tải

3.2.8 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng

3.2.9 Các thông số và kích thước bộ truyền

Bảng 3.2 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng

Thông số Bánh răng nhỏ z 3 Bánh răng lớn z 4

Chiều rộng vành răng b w (mm) 126 131

Số răng bánh răng z 3 , z 4 17 86 Đường kính vòng chia d 3 , d 4 (mm) 103,64 524,29 Đường kính đỉnh răng a 3 d , a 4 d (mm) 115,64 536,29 Đường kính đáy răng d f 3 , d f 4 (mm) 88,64 509,29

3.2.10 Kiểm tra điều kiện bôi trơn, ngâm dầu

Chúng tôi chọn phương pháp ngâm bánh vít trong dầu để giảm thiểu mất mát công suất Việc trục vít nằm trên trong bộ truyền quay nhanh có thể gây ra tổn thất lớn do khuấy dầu, nên ngâm trục vít trong dầu là giải pháp hiệu quả.

- Đối với cặp bánh răng trụ nghiêng:

+Phần ngâm dầu không thấp hơn chân răng và không được vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng 2 ( d a 4 / 6 )

- Mức dầu thấp nhất ngập (0,75-2) chiều cao răng bánh vít: h 2 = 2, 25 m = 2, 25.10 = 22,5 mm

- Khoảng cách mức dầu thấp nhất và cao nhất: h max h min = 10 15( mm )

- Tổng hợp các điều kiện trên thì ta có điều kiện bôi trơn như sau:

Vậy thỏa điều kiện bôi trơn

Hình 3.2: Sơ đồ ngâm dầu

THIẾT KẾ TRỤC – THEN – Ổ LĂN – NỐI TRỤC

Thiết kế trục và chọn ổ lăn

Moment xoắn trên trục I: T 1 = 102605,46 N.mm Moment xoắn trên trục II: T 2 = 833098,98 N.mm Moment xoắn trên trục III: T 3 = 4284370,50 N.mm

Trong bài viết này, chúng tôi quy ước các ký hiệu để mô tả trục trong hộp giảm tốc Ký hiệu k đại diện cho số thứ tự của trục, trong khi i là số thứ tự của tiết diện trục mà tại đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng Cụ thể, i = 0 và 1 tương ứng với các tiết diện trục lắp ổ, còn i = 2 đến s, trong đó s là số chi tiết quay.

Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k được ký hiệu là l k, trong khi l ki thể hiện khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k Chiều dài may-ơ của chi tiết quay thứ i trên trục k được ký hiệu là l mki, còn l cki là khoảng cách công-xôn (khoảng chìa) trên trục Cuối cùng, b ki là chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k.

4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục

Thép C45 có giới hạn bền  b = 600 MPa , ứng suất xoắn cho phép [ ] 15 30  = MPa

4.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Đường kính sơ bộ trục I:

Chọn sơ bộ đường kính trục I là d 1 = 32mm, chiều rộng gần đúng ổ lăn

- Đường kính sơ bộ trục II:

Chọn sơ bộ đường kính trục II là d 2 ` mm, chiều rộng gần đúng ổ lăn b o2 1mm

- Đường kính sơ bộ trục III:

 Chọn sơ bộ đường kính trục III là d 3 = 110 mm, chiều rộng gần đúng ổ lăn b 0 3 = 48 mm

4.1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

12 (1, 2 1,5) 1 (1, 2 1,5).32 (38 48) l m =  d =  =  , do bề rộng bánh đai B = 35 mm nên chọn l m 12 = 40 mm

- Chiều dài may-ơ bánh răng trụ:

23 (1, 2 1,5) 2 (1, 2 1,5).60 (72 90) l m =  d =  =  , chọn l m 23 = 128 mm Do bề rộng bánh răng trụ b w3 = 126 mm

- Chiều dài may-ơ bánh vít:

- Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:

- k 1 = 10 mm - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

- k 2 = 10 mm - khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k 3 = 15 mm - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- h n = 20 mm - chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

4.1.4 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền

- Bộ truyền trục vít – bánh vít:

+ Lực vòng trục vít bằng lực dọc trục bánh vít:

F = F = 2052,11 (N) +Lực vòng bánh vít bằng lực dọc trục của trục vít:

F = F = 4165,49 (N) + Lực hướng tâm trục vít và bánh vít bằng nhau:

=  200 =  (N) trong đó: D 0 = 200 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (theo bảng 16.10a trang 69 tài liệu tham khảo [2]) Ta chọn: 12000

4.1.5 Xác định đường kính trục Trục I:

- Các lực tác dụng lên trục 1

+ Lực đai tác dụng lên trục: F r = 548,46 (N) + Lực vòng của trục vít: F t1 = 2052,11 (N) + Lực hướng tâm của trục vít: F r1 = 3790,56 (N) + Lực dọc trục của trục vít: F a1 = 4165,49 (N) + 1 1 1 4165, 49.100

Theo bảng 10.5 trang 195 tài liệu tham khảo [1] với đường kính trục sơ bộ

1 32 d = mm, suy ra ứng suất cho phép [ ] 63MPa  =

0,1 0,1.63 td td td d M mm d M mm d M mm

Tại vị trí d12, bánh đai được lắp then cần tăng đường kính trục lên từ 5% đến 10% Dựa trên tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu, chúng ta sẽ chọn các tiết diện có giá trị phù hợp.

- Các lực tác dụng lên trục II

Lực dọc trục bánh vít được xác định là F a2 = 2052,11 N, trong khi lực vòng của bánh vít là F t2 = 4165,49 N và lực hướng tâm của bánh vít là F r2 = 3790,56 N Đối với bánh răng, lực dọc trục là F a3 = 2940,68 N, lực vòng đạt F t3 = 16343,64 N, và lực hướng tâm là F r3 = 6044,12 N.

Theo bảng 10.5 trang 195 tài liệu tham khảo [1] với đường kính trục sơ bộ d 2 = 60 mm, suy ra ứng suất cho phép [ ]  = 49,5MPa

Do tại vị trí là bánh răng có lắp then nên tăng đường kính trục lên 5 10% 

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:

- Các lực tác dụng lên trục II

+ Lực dọc trục bánh răng: F a4 = 2940,68 (N) + Lực vòng của bánh răng: F t4 = 16343,64 (N) + Lực hướng tâm của bánh răng: F r4 = 6044,12 (N)

Ey r Fy a nt Ex t Fx

Theo bảng 10.5 trang 195 tài liệu tham khảo [1] với đường kính trục sơ bộ d 3 = 110 mm, suy ra ứng suất cho phép [ ]  = 48MPa

Do tại vị trí d 23 là bánh răng có lắp then nên tăng đường kính trục lên 5 10% 

32 104, 5 d  mm, d 33  105,8 Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:

4.1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

+ với   s - hệ số an toàn cho phép, thông thường   s = 1,5 2,5 (khi tăng độ cứng   s = 2,5 3,9 như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

- Với thép 45 có giới hạn bền  b = 600 MPa, ta có:

+ Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng:

+ Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng:

+ Theo bảng 10.7 trang 197 tài liệu tham khảo [1],   = 0, 05 ;   = 0 - hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp:

+ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại một tiết diện: max min a 2

+ Do trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, nên: m 0

+ Do trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: max

 =  =  = với W và W 0 là moment cản uốn và moment cản xoắn

- Momen cản uốn W đối với trục có tiết diện tròn

- Momen cản xoắn W o đối với trục có tiết diện tròn

- Momen cản uốn W đối với trục có 1 then

- Momen cản xoắn W o đối với trục có 1 then

Chọn lắp ghép cho các ổ lăn lắp lên trục theo tiêu chuẩn k6, kết hợp với lắp bánh răng, bánh đai và nối trục cũng theo tiêu chuẩn k6 với việc sử dụng then Kích thước của then được xác định theo bảng 9.1 trong tài liệu tham khảo [1] Trị số của moment cản uốn và moment cản xoắn tương ứng với các tiết diện trục cũng được chỉ rõ trong tài liệu này.

Tiết diện Đường kính trục b h  t 1 W (mm 3 ) W 0 (mm 3 )

- Xác định các hệ số K  d , K  d : + Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện yêu cầu đạt 2,5 0, 6 m

R a =  , dó đó theo bảng 10.8 trang 197 tài liệu tham khảo [1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K x = 1, 06

+ Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền bề mặt trục y 1

Theo tài liệu tham khảo [1], bảng 10.12 trang 199 cho thấy hệ số tập trung ứng suất thực tế khi sử dụng dao phay ngón tại rãnh then là K σ = 1,76 và K τ = 1,54 Bảng 10.10 trang 198 cũng chỉ ra rằng hệ số kích thước ε σ, τ phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, từ đó cho phép xác định các trị số K σ / ε σ và K τ / ε τ tại rãnh then trên các tiết diện này.

Theo bảng 10.11 trang 198 tài liệu tham khảo [1], với kiểu lắp đã chọn, giới hạn bền là 600 MPa Đường kính của tiết diện cho phép xác định tỉ số K  /   và K  /   do lắp căng tại tiết diện này Dựa trên các giá trị này, ta sử dụng giá trị lớn hơn trong hai giá trị đã tính toán.

K    để tính giá trị K  d và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của K  /   để tính K  d

- Ta có công thức xác định K σdj và K τdj x 1 dj

- Kết quả tính toán được trình bày ở bảng dưới đây, đều cho thấy các tiết diện trên 3 trục đều đảm bảo an toàn mỏi

Lắp căng rãnh then lắp căng

4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về:

 = dl b   Kết quả tính toán như sau, với l t  0,8 l m :

Bảng 4.3 Kết quả tính toán then d l t b h  t 1 T (Nmm)  d (MPa)  c (MPa)

Ứng suất dập cho phép [ d] nằm trong khoảng 130 đến 180 MPa và ứng suất cắt cho phép [ c] từ 60 đến 90 MPa Do đó, tất cả các mối ghép then đều đáp ứng tiêu chuẩn về độ bền dập và độ bền cắt.

Do đó, kiểm nghiệm bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa.

Chọn ổ lăn

Hộp giảm tốc trục vít - bánh răng thường chịu tải trọng dọc trục lớn, do đó, trên gối đỡ trục của trục vít, hai ổ đũa côn được lắp đối nhau để hạn chế sự di chuyển dọc trục về hai phía (gối B) Trong khi đó, gối đỡ còn lại sử dụng ổ tùy động (ổ bi đỡ một dãy) (gối A), cho phép trục có thể dịch động tự do khi nở nhiệt.

+ Chọn ổ bi đỡ một dãy cho ổ A

+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

+ Chọn sơ bộ ổ theo đường kính ngõng trục d = 40mm, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng có C = 50,3kN, C 0 = 37kN

+ Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Q = XVF + YF k k = = (N) trong đó: X =1 – hệ số tải trọng hướng tâm (ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm F a = 0);

Hệ số V = 1 đại diện cho vòng quay trong của thiết bị, trong khi hệ số k t = 1 phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, với điều kiện nhiệt độ t không vượt quá 100°C Hệ số k d = 1,3 được sử dụng để tính đến đặc tính tải trọng của hộp giảm tốc.

C = Q L = = (N) trong đó: m =3 – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn (ổ bi);

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay;

• Ta thấy C d  C nên chọn ổ như trên là phù hợp Vậy ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng 408 có các thông số sau đây:

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi, mm C, kN C 0 , kN

+ Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ:

Q = X F + Y F = (N), với X 0 = 0,6 – hệ số tải trọng hướng tâm (theo bảng 11.6 trang 221 tài liệu tham khảo [1]) Do Q 0 B > F rA nên Q 0 A = F rA = 3,406 kN < C 0 = 37 kN Như vậy, khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

+ Chọn sơ bộ ổ theo đường kính ngõng trục d = 40mm, chọn ổ đũa côn một dãy cỡ trung rộng có  = 11,17 0 , C = 80,0kN, C 0 = 67,2kN

+ Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

• Theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1] với ổ đũa côn thì:

• Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

• Theo bảng 11.5 bố trí ổ đã chọn như sau:

• Suy ra sử dụng F a 2 = 4483, 38 N để xác định tải X và Y:

• Do đó theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [3], ta có:

• Tải trọng quy ước trên ổ:

C = Q L = = (N) trong đó: m /3 – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn (ổ đũa);

• Ta thấy C d B = 56, 506 kN  = C 80, 0 kN nên chọn ổ như trên là phù hợp Vậy chọn ổ đũa côn một dãy cỡ trung rộng 7609 có các thông số sau đây:

+ Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ:

Q = X F + Y F = + = (N) với: X 0 = 0,5 – hệ số tải trọng hướng tâm

Y =  = = – hệ số tải trọng dọc trục (ổ đũa côn 1 dãy bảng 11.6 trang 221 tài liệu tham khảo [1])

Q B  kN  C = kN Vậy khả năng tải tỉnh của ổ được đảm bảo

= + Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:

+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Lực dọc trục F at được tính bằng tổng của F a 2 và F a 1, cho kết quả là 468,88 N, một giá trị nhỏ so với lực hướng tâm Tuy nhiên, do tải trọng lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng, việc chọn ổ đũa côn và bố trí hợp lý là rất cần thiết.

- Chọn sơ bộ ổ theo đường kính ngõng trục d = 65mm, chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ rộng có  = 13,83 0 , C = 109kN, C 0 = 98,9kN

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

+ Theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1] với ổ đũa côn thì:

+ Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

+ Theo bảng 11.5 bố trí ổ đã chọn như sau:

Do đó theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1], ta có: X = 1; Y = 0

Do đó theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1], ta có: X = 0,4; Y=1,5180

+ Tải trọng quy ước trên ổ:

Như vậy chỉ cần tính cho ổ C vì chịu lực lớn hơn

C = kN  = C kN nên chọn ổ như trên là phù hợp.Vậy chọn ổ đũa côn một dãy cỡ trung 7310 có các thông số sau đây:

T, mm r, mm r 1 , mm  , 0 C, kN C 0 , kN

- Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ:

Y =  = = – hệ số tải trọng dọc trục (ổ đũa côn 1 dãy bảng 11.6 trang 221 tài liệu tham khảo [1])

Vì Q 0 C  F rC nên Q 0 C  C 0 Vậy khả năng tải tỉnh của ổ được đảm bảo

+ Tải trọng dọc trục: F at = 2940,68N

+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E:

+ Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ F:

F = F = N nhỏ so với lực hướng tâm, nhưng do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng, chọn ổ đũa côn và bố trí như sau:

- Chọn sơ bộ ổ theo đường kính ngõng trục d = 100mm, chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ rộng có  = 15 0 , C = 232,0kN, C 0 = 236,0kN

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

+ Theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1] với ổ đũa côn thì:

+ Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

+ Theo bảng 11.5 bố trí ổ đã chọn như sau:

Do đó theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1], ta có: X = 0,4; Y = 1,4928

Do đó theo bảng 11.4 trang 216 tài liệu tham khảo [1], ta có: X = 1; Y=0

+ Tải trọng quy ước trên ổ:

Như vậy chỉ cần tính cho ổ E vì chịu lực lớn hơn

C = kN  = C kN nên chọn ổ như trên là phù hợp.Vậy chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ rộng 7522 có các thông số sau đây:

T, mm r, mm r 1 , mm  , 0 C, kN C 0 , kN

- Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ:

Y =  = = – hệ số tải trọng dọc trục (ổ đũa côn 1 dãy bảng 11.6 trang 221 tài liệu tham khảo [1]).

Tính toán nối trục

4.3.1 Moment xoắn trên nối trục:

4.3.2 Hệ số chế độ làm việc:

K = 1,5 (xích tải – theo bảng 14.1 trang 527 tại liệu tham khảo [3])

- Theo phụ lục 11.6b trang 529 tài liệu tham khảo [4], ta chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền moment xoắn T = 4000 Nm

- Chọn nối trục vòng đàn hồi có đường kính d0 mm; D 0 = 300 mm; d m "0mm; l 1 @mm; l 2 mm; c=2…15 mm; d c 8 mm; l c mm; đai ốc M30; z; d 0 p mm; l 0 r mm

4.3.4 Kiểm tra độ bền uốn của chốt:

4.3.5 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và nòng cao su:

Do đó, kiểm nghiệm bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thoả

Sơ đồ kết cấu các trục

CHỌN THÂN MÁY – BU-LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

Xác định kích thước vỏ hộp

Bảng 0-1 Kích thước vỏ hộp

Tên gọi Biểu thức tính toán

- Bu lông ghép bích và thân d3

- Vít ghép nắp cửa thăm d5

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp S3

- Chiều dày bích nắp hộp S4

- Bề rộng bích nắp và thân K3

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2

- Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2 (k là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

E  d = mm, k  1, 2 d 2 = 19, 2 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa

- Chiều dày: khi không có phần lồi S1

- Khi có phần lồi Dd S1 S2

- Bề rộng mặt đế hộp K1, q

1 2 90 q  K +  = mm Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giữa các mặt bên bánh răng với nhau

Số lượng bu lông nền Z Z = (L+B)/(200 300) = 6

Chọn sơ bộ L = 800, B = 450 Kích thước gối trục (đường kính ngoài D3 và tâm lỗ vít D2):

Chọn các chi tiết phụ khác

Vòng móc làm trên thân hộp, kích thước vòng móc xác định như sau:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được lắp ở trên nắp và thân hộp gia công đồng thời Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công, sử dụng 2 chốt định vị Việc sử dụng chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, loại trừ một trong những nguyên nhân chính gây hỏng ổ.

Ta chọn chốt định vị hình côn có thông số như sau: d = 6mm; c = 1mm; l = 50mm

5.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm đuợc đậy bằng nắp Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thuớc cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 trang 92 tài liệu tham khảo [2] như sau:

Kích thuớc nút thông hơi (tra bảng 18-6 trang 93 tài liệu tham khảo [2]), ta chọn nút thông hơi có các số liệu như sau:

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.

Kết cấu và kích thuớc của nút tháo dầu trụ tra trong bảng 18-7 trang 93 tài liệu tham khảo [4], ta có các thông số như sau: d b m f l c q D S D0

Khi làm việc, bánh răng và trục vít cần được ngâm trong dầu để đảm bảo điều kiện bôi trơn hiệu quả Để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp, người dùng có thể sử dụng que thăm dầu Kết cấu và kích thước của que thăm dầu được mô tả chi tiết trong hình 18-11, trang 96 của tài liệu tham khảo [2].

5.2.7 Đệm vênh Được dùng để lót giữa bề mặt ghép và đai ốc xiết Kích thước đêm vênh phụ thuộc và đường kính bulong hoặc vít, được tra theo bảng P3.6 trang 217 tài liệu tham khảo [2]

Vòng phớt là một loại lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa mài mòn và han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn chặn sự rò rỉ dầu ra ngoài Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào hiệu quả của vòng phớt.

Vòng phớt đuợc dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Tuy

Chọn lót kín động gián tiếp với vòng phớt, kích thước rãnh lắp vòng phớt như sau: d d1 d2 D a b S0

5.2.10 Đai ốc và đệm cánh

Dùng để cố định vòng trong trên trục, chắc chắn nhưng tương đối đắc Thường dùng khi lực dọc trục lớn

Chọn đai ốc có kích thước như sau (theo bảng 15.1 trang 27 tài liệu tham khảo [2]):

Chọn đệm cánh có kích thước như sau (theo bảng 15.2 trang 28 tài liệu tham khảo [2]):

5.2.11 Ống lót Được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng côn hay trục vít.

Bôi trơn hộp giảm tốc

5.3.1 Chọn phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Do vận tốc vòng v 1 = 0, 7922 / m s  10 / m s nên ta chọn bôi trơn ngâm dầu: bánh răng, bánh vít, trục vít,… được ngâm trong dầu chứa ở hộp

Chúng tôi lựa chọn phương pháp ngâm bánh vít trong dầu vì trục vít nằm ở vị trí trên cùng trong bộ truyền quay nhanh Việc ngâm trục vít trong dầu giúp giảm thiểu mất mát công suất lớn do hiện tượng khuấy dầu.

- Đối với cặp bánh răng trụ nghiêng:

+Phần ngâm dầu không thấp hơn chân răng và không được vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng

5.3.2 Chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc

Theo bảng 18-12 trang 100 tài liệu tham khảo [2], với vận tốc trược vs = 9,26 m/s ta có độ nhớt của dầu ở 500C (1000C) là 116(11)

16(2) Theo bảng 18-13 trang 101 tài liệu tham khảo [2], với độ nhớt như trên ta chọn dầu ô tô máy kéo AK – 15

SVTH: Kiều Trung Tín – MSSV:1910610 Trang 59

DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

Dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian H7/h6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

Dung sai khi lắp bạc chặn trên trục tuỳ động

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp H7/h6

6.7 Dung sai và lắp ghép nắp ổ

Do nắp ổ cần di chuyển dọc, không quay, mối ghép dần được cố định khi làm việc, nhưng các chi tiết dễ dàng dịch chuyển với nhau khi

Vậy ta chọn chế độ lắp H7/h6

6.8 Dung sai lắp ghép then lên trục

Theo chiều rộng, ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10

Bảng 0-1 Bảng dung sai lắp ghép bánh vít, bánh răng Mối lắp

Sai lệch giới hạn trên (μm)

Sai lệch giới hạn dưới (μm) Nmax

Bảng 0-2 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn

Bảng 0-3 Bảng dung sai lắp ghép then

Kích thước tiềt diện then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1

Sai lệch giới hạn trên bạc t2

Bảng dung sai