Bài Báo Cáo Đồ Án Chi Tiết Máy Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn 2 Cấp Phân Đôi Cấp Nhanh Trường ĐH Nông Lâm TP.HCM LỜI NÓI ĐẦU 1 PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 4 I. Chọn động cơ: 4 1. Xác định hiệu suất hệ thống: 4 2. Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ): 4 3. Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện: 5 II. Phân phối tỷ số truyền: 5 III. Lập bảng đặc tính: 5 1. Tính toán công suất trên các trục: 5 2. Tính toán số vòng quay trên các trục: 6 3. Tính Moment xoắn trên các trục: 6 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 8 1. Chọn loại đai: 8 2. Đường kính bánh đai nhỏ: 8 3. Vận tốc đai: 8 4. Đường kính bánh đai lớn: 8 5. Tỷ số truyền: 9 6. Khoảng cách trục: 9 7. Chiều dài đai: 9 8. Số vòng chạy của đai trong 1s: 9 9. Tính lại khoảng cách trục a: 9 10. Góc ôm đai α1 trên bánh đai nhỏ: 10 11. Số dây đai Z: 10 12. Chiều rộng bánh đai: 11 13. Đường kính ngoài bánh đai nhỏ: 11 14. Đường kính bánh đai lớn: 11 15. Lực căng ban đầu: 11 16. Lực tác dụng lên trục: 11 17. Lực vòng có ích: 11 18. Hệ số ma sát: 11 19. Tính ứng suất lớn nhất cho phép: 12 20. Tính tuổi thọ đai: 12 Tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi: 12 2.1. Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: 13 2.2. Kiểm tra điều kiện bền của chốt: 13 2.3. Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi: 14 2.4. Tải trọng phụ tác dụng lên trục đàn hồi: 14 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14 A. CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 14 1.Chọn vật liệu: 14 2. Xác định ứng suất tiếp xúc: 14 3. Số chu kỳ làm việc cơ sở: 15 4. Số chu kỳ làm việc tương đương: 15 5. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ: 16 6. Ứng suất uốn cho phép: 16 B. TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 17 1. Số liệu: 17 2. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: 18 3. Khoảng cách trục: 18 4. Thông số ăn khớp: 18 5. Xác định kích thước bộ truyền: 19 6. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền: 20 7. Lực tác dụng lên bộ truyền: 21 8. Hệ số tải trọng động: 21 9. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: 21 10. Kiểm nghiệm ứng suất uốn: 23 11. Các thông số hình học của bộ truyền: 25 C. TÍNH TOÁN CẤP CHẬM, BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG: 26 1. Số liệu: 26 2. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: 26 3. Khoảng cách trục: 27 4. Thông số ăn khớp: 27 5. Xác định kích thước bộ truyền: 28 6. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền: 29 7. Lực tác dụng lên bộ truyền: 29 8. Hệ số tải trọng động: 29 9. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: 29 10. Các thông số hình học của bộ truyền: 33 D.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU: 35 PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐC 35 A. CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC 35 1. Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức: 35 2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: 36 1.Trục 1: 38 2.Trục 2: 42 3.Trục 3: 45 C. KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI 47 1. Vật liệu trục: 47 2. Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là: 48 3. Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục: 48 4. Chọn lắp ghép: 49 D. TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CỦA THEN : 51 PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ 52 A. TRỤC 1: 52 a) Phản lực tại các ổ: 53 b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 53 c) Khả năng tải tĩnh của ổ: 54 B. TRỤC 2: 54 a) Phản lực tại các ổ: 54 b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: 54 c) Khả năng tải tĩnh của ổ: 55 C. TRỤC 3: 56 a)Phản lực tai các ổ : 56 b)Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ : 56 c) Khả năng tải tĩnh của ổ: 57 PHẦN VI: THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC 58 1) Chiều dày: 58 2) Gân tăng cứng: 58 3) Đường kính: 58 4) Mặt bích nắp và thân: 59 5) Kích thước gối trục: 59 6) Mặt đế hộp: 59 7) Khe hở của các chi tiết: 59 8) Số lượng bu lông nền z: 59 PHẦN CÁC CHI TIẾT PHỤ 60 1. Vòng chắn dầu: 60 2. Chốt định vị: 60 3. Nắp quan sát: 60 4.Nút thông hơi: 61 5. Nút tháo dầu: 62 6. Que thăm dầu và dầu bôi trơn: 62 7. Bulông vòng: 63 8. Định vị ổ trên trục: 64 9. Ống lót và nắp ổ: 64 10. Vú tra mỡ cho ổ lăn: 65 11. Lót kín bộ phận ổ: 66 DUNG SAI LẮP GHÉP 67 1. Dung sai và lắp ghép bánh răng: 67 2. Dung sai lắp ghép ổ lăn: 67 3. Dung sai khi lắp vòng chắn đầu: 67 4. Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc chắn ) trên trục tùy động: 67 5. Dung sai lắp ghép then lên trục: 67 TÀI LIỆU THAM KHẢO 71
TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
1 Xác định hiệu suất hệ thống:
𝜂 𝑏𝑟1 = 0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
𝜂 𝑏𝑟2 = 0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
𝜂 𝑑 = 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai
2 Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ):
➢ Công suất trên trục động cơ:
➢ Tỷ số truyền chung của bộ truyền:
𝑢 𝑐ℎ = 𝑢 𝑑 𝑢 ℎ = 4.10 = 40 o Trong đó: 𝑢 ℎ = 10 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi
𝑢 𝑑 = 4 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang
✓ Dựa vào bảng 2.4 trang 21 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
➢ Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
3 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:
➢ Động cơ điện được chọn phải có công suất 𝑃 𝑑𝑐 và số vòng quay đồng bộ thảo mãn điều kiện:
✓ Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn động cơ
Phân phối tỷ số truyền
➢ Chọn tỷ số truyền của hệ thống dẫn động:
➢ Ta chọn 𝑢 ℎ = 10 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, 𝑢 1 = 3,58; 𝑢 2 = 2,79 ( bảng 3.1 trang 43 )
10 = 3,84 ( tỉ số truyền của bộ truyền đai thang )
Lập bảng đặc tính
1 Tính toán công suất trên các trục:
Kiểu động cơ Công suất
Vận tốc quay (vòng/phút) cosφ % Tmax/Tdn Tk/Tdn
2 Tính toán số vòng quay trên các trục:
3 Tính Moment xoắn trên các trục:
▪ Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động:
Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4
Hình vẽ minh họa các trục:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn loại đai
Dựa vào 𝑃 𝑑𝑐 = 4 (𝐾𝑊) và 𝑛 𝑑𝑐 = 2880 (v/p) và hình 4.22 trang 153 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc và các thông số kỹ thuật trên ta chọn đai dạng A
➢ Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc ta có các thông số kỹ thuật cho đai loại A là:
Đường kính bánh đai nhỏ
➢ Theo tiêu chuẩn (trang 148 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn 𝑑 1 = 125 𝑚𝑚
Vận tốc đai
Đường kính bánh đai lớn
Với 𝜀 = 0,01 : hệ số trượt tương đối
Tỷ số truyền
Sai lệch so với thông số kỹ thuật:
Khoảng cách trục
➢ Ta có: u = 4,04 ta chọn a = 0,95𝑑 2 = 475 (𝑚𝑚) theo mục 4 phần 2 – Trình tự thiết kế đai thang (trang 153 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc)
Chiều dài đai
➢ Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)
Số vòng chạy của đai trong 1s
Với L là chiều dài đai L = 2 (m)
Tính lại khoảng cách trục a
✓ Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
Góc ôm đai 𝜶𝟏 trên bánh đai nhỏ
✓ Thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn.
Số dây đai Z
➢ Tra biểu đồ hình 4.21 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc với các thông số: 𝑑 1 = 125 (𝑚𝑚);𝑣 = 18,850 𝑚 𝑠⁄ và đai loại A, ta có:
Tính các hệ số sử dụng: o Hệ số ảnh hưởng của vận tốc:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
𝐶 𝛼 = 1,24 (1 − 𝑒 −𝛼 1 ⁄ 110 ) = 1,24(1 − 𝑒−134,71 110 ⁄ ) = 0,875 o Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u:
𝐶 𝑢 = 1,14 o Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L:
= 1,027 o Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng giữa các dây đai:
Giả sử có 2 đai chọn 𝐶 𝑧 = 0,95 o Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:
Chiều rộng bánh đai
➢ Theo bảng 4.21 trang 63 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta có:
Đường kính ngoài bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Lực căng ban đầu
Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn: 𝜎 𝑜 = 1,5 (𝑀𝑃𝑎)
Lực tác dụng lên trục
Lực vòng có ích
Hệ số ma sát
2.243 − 212,20) = 0,40 o Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
Giả sử góc biên dạng bánh đai γ = 38 o
Tính ứng suất lớn nhất cho phép
Trong đó: 𝜌 là khối lượng riêng của đai: chọn 𝜌 = 1200 𝑘𝑔 𝑚⁄ 3
125 100 = 4,48 (𝑀𝑃𝑎) Trong đó: E là module đàn hồi của đai: chọn 𝐸 = 100 𝑁 𝑚⁄ 2
Tính tuổi thọ đai
▪ Ta có giới hạn mỏi của đai: 𝜎 𝑟 = 9 (𝑀𝑃𝑎)
▪ Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: 𝑚 = 8
▪ Các thông số đã tính: 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 7,065 (𝑀𝑃𝑎) ; 𝑖 = 9,43 (𝑠 −1 )
❖ Tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi:
➢ Theo công thức (16-1) trang 58 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
𝑇 𝑡 = 𝑘 𝑇 ≤ [𝑇] k : hệ số chế độ làm việc
➢ Theo bảng (16-1) trang 58 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
➢ Theo bảng 16-10a trang 68 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
𝑇 3 = 454,168 (𝑁𝑚), ta chọn kích thước khớp nối như sau
Bảng 1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Bảng 2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
2.1 Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
➢ Theo công thức trang 69 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
[𝜎 𝑑 ]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [𝜎 𝑑 ] = (2 ÷ 4) (MPa)
=> Thỏa điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi
2.2 Kiểm tra điều kiện bền của chốt:
Theo công thức trang 69 [TL2]
[𝜎 𝑢 ] : ứng suất cho phép của chốt, có thể lấy [𝜎 𝑢 ] = (60 ÷ 80) (MPa) l0 = l1 + l 2
=> Thỏa điều kiện bền của chốt
=> Chọn khớp nối đàn hồi có các thông số như trên được chấp nhận
2.3 Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi:
2.4 Tải trọng phụ tác dụng lên trục đàn hồi:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn 𝐻𝐵 𝐼 = 241 ÷ 285 ; 𝜎 𝑏𝐼 = 850 (𝑀𝑝𝑎) ;
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn 𝐻𝐵 𝐼𝐼 = 192 ÷ 240 ; 𝜎 𝑏𝐼𝐼 = 750 (𝑀𝑝𝑎) ;
2 Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn độ rắn bánh nhỏ: 𝐻𝐵 𝐼 = 250
Chọn độ rắn bánh lớn: 𝐻𝐵 𝐼𝐼 = 230
3 Số chu kỳ làm việc cơ sở:
4 Số chu kỳ làm việc tương đương:
𝑐 = 1 Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
5 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
𝑆 𝐻 Theo bảng 6.2 trang 94 ta có:
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:
Ta thấy điều kiện [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 < [𝜎 𝐻 ] < 1,25[𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 không thỏa nên ta chọn [𝜎 𝐻 ] = 481,82 (𝑀𝑝𝑎)
Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng:
6 Ứng suất uốn cho phép:
Bộ truyền quay một chiều nên 𝐾 𝐹𝐶 = 1
1,75 = 236,57 (𝑀𝑝𝑎) Ứng suất quá tải cho phép:
TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
1 Số liệu: o Công suất: 𝑃 = 3,794 (𝐾𝑊) o Số vòng quay bánh dẫn: 𝑛 1 = 750 (𝑣ò𝑛𝑔 𝑝ℎú𝑡 ⁄ ) o Moment xoắn: 𝑇 1 = 48310,267 (𝑁𝑚𝑚) o Tỷ số truyền: 𝑢 1 = 3,58 o Tuổi thọ: 𝐿 = 5 (𝑛ă𝑚)
2 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: a) Chiều rộng vành răng:
Chiều rộng vành răng xác định dựa vào bảng 6.15:
2 = 0,57 b) Hệ số tập trung tải trọng 𝐾 𝛽 :
Dựa vào 𝜓 𝑏𝑑 , tra bảng 6.4 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng :
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:
Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 100 (𝑚𝑚)
4 Thông số ăn khớp: a) Môđun pháp:
𝑚 𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎 𝑤 = 1 ÷ 2 (𝑚𝑚) Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:
𝑚 𝑛 = 2 (𝑚𝑚) b) Số răng các bánh răng: Đối với các bánh răng nghiêng, ngoài số răng còn phải chọn góc nghiêng 𝛽 theo điều kiện: 40 𝑜 ≥ 𝛽 ≥ 30 𝑜
Ta có số răng bánh bị dẫn:
𝑧 2 = 𝑧 1 𝑢 = 18.3,58 = 64,44 𝑟ă𝑛𝑔 Chọn 𝑧 2 = 65 𝑟ă𝑛𝑔 o Tỉ số truyền thực:
18 = 3,611 Sai số tương đối tỉ số truyền:
5 Xác định kích thước bộ truyền:
2 cos(33,90) ≈ 100 (𝑚𝑚) Đường kính vòng chia:
𝑑 2 = 𝑚 𝑛 𝑧 2 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 2.65 cos(33,90) = 156,62 (𝑚𝑚) Đường kính vòng lăn:
6 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
60000 = 1,70 (𝑚 𝑠) ⁄Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác của bộ truyền là: 9
7 Lực tác dụng lên bộ truyền:
8 Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc 𝑣 = 1,70 (𝑚 𝑠) ⁄ và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định được hệ số tải trọng động:
9 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):
Cặp bánh răng bằng thép: 𝑍 𝑚 = 275 (𝑀𝑝𝑎 1 2 ⁄ )
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):
Hệ số tải trọng tính:
25.3,58 = 440,434(𝑀𝑝𝑎) Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: 𝑍 𝑅 = 1
Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do 𝐻𝐵 ≤ 350 thì:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn
Hệ số an toàn 𝑆 𝐻 = 1,1 (tra bảng 6.13)
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
𝜎 𝐻 = 440,434 (𝑀𝑝𝑎) < [𝜎 𝐻 ] = 441,640 (𝑀𝑝𝑎) Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa
10 Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):
Hệ số ảnh hưởng độ nhám: 𝑌 𝑅 = 1 khi phay và mài răng
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80)
113,67 = 3,59 Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn: Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.92):
Hệ số tải trọng tính:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang :
Hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng tới độ bền uốn:
120 = 0,99 Ứng suất uốn tính toán:
➢ Vậy độ bền uốn được thoả
11 Các thông số hình học của bộ truyền:
𝑐𝑜𝑠𝛽 = 2.65 cos(33,90) = 156,62 (𝑚𝑚) Đường kính vòng lăn:
TÍNH TOÁN CẤP CHẬM, BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG
❖ Số vòng quay bánh dẫn: 𝑛 1 = 209,497 (𝑣ò𝑛𝑔 𝑝ℎú𝑡) ⁄
2 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng: c) Chiều rộng vành răng:
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15:
Ta suy ra giá trị 𝜓 𝑏𝑑 dựa vào công thức:
27 d) Hệ số tập trung tải trọng 𝐾 𝛽 :
Dựa vào 𝜓 𝑏𝑑 , tra bảng 6.4 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng :
Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức 6.90:
Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 160 (𝑚𝑚)
4 Thông số ăn khớp: c) Môđun pháp:
Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:
𝑚 𝑛 = 3 (𝑚𝑚) d) Số răng các bánh răng:
Ta có số răng bánh bị dẫn:
Chọn 𝑍 2 = 79 𝑟ă𝑛𝑔 o Tỉ số truyền thực:
28 = 2,821 Sai số tương đối tỉ số truyền:
5 Xác định kích thước bộ truyền:
6 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền:
60000 = 0,92 (𝑚 𝑠) ⁄ Dựa theo bảng 6.3 chọn cấp chính xác của bộ truyền là: 9
7 Lực tác dụng lên bộ truyền:
8 Hệ số tải trọng động:
Với vận tốc 𝑣 = 0,92 (𝑚 𝑠) ⁄ và cấp chính xác 9 tra bảng 6.6 xác định được hệ số tải trọng động:
9 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (6.86):
Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức (6.87):
Cặp bánh răng bằng thép: 𝑍 𝑚 = 275 (𝑀𝑝𝑎 1 2 ⁄ )
Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (6.88):
Hệ số tải trọng tính:
Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (6.39):
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: 𝑍 𝑅 = 1
Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do 𝐻𝐵 ≤ 350 thì:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn
Hệ số an toàn 𝑆 𝐻 = 1,1 (tra bảng 6.13)
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
𝜎 𝐻 = 361,366 (𝑀𝑝𝑎) < [𝜎 𝐻 ] = 414,704 (𝑀𝑝𝑎) Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa
Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.52):
Hệ số ảnh hưởng độ nhám: 𝑌 𝑅 = 1 khi phay và mài răng
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm (6.80)
79 = 3,64 Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn: Ứng suất uốn được tính theo công thức (6.92):
Hệ số tải trọng tính:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang :
1,73 = 0,58 Ứng suất uốn tính toán:
➢ Vậy độ bền uốn được thoả
10 Các thông số hình học của bộ truyền:
Các thông số Cấp nhanh Cấp chậm
Số vòng quay (n, vg/ph) 750 209,497
Góc nghiêng răng α, (độ) 33,90 0 Đường kính vòng chia d (mm) : Bánh dẫn 43,27 84
Bánh bị dẫn 156,62 237 Đường kính vòng đỉnh d a ,(mm) : Bánh dẫn 47,27 90
Bánh bị dẫn 160,62 243 Đường kính vòng đáy d f , (mm) : Bánh dẫn 38,27 76,5
Chiều rộng vành răng b w , (mm) 25 80
KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU
- Mức dầu phải thỏa điều kiện: dầu ngập qua chân răng của bánh răng 2 và không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 để tránh mất công suất do khuấy dầu
- Ta có biểu thức sau:
3↔ 70,31 > 81 Vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐC
CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC
Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện
Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng: [𝜎] = 63 𝑀𝑝𝑎 Ứng suất xoắn cho phép:
[𝜏] = 20 ÷ 25 Mpa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc
[𝜏] = 10 ÷ 15 Mpa đối với trục trung gian
1 Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:
Do lắp bánh đai vào đầu vào trục động cơ điện nên ta không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện
2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:
2.1 Theo bảng 10.2 trang 189 sách “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một - Trịnh
Chất – Lê Văn Uyển” ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:
2.2 Chiều dài mayer bánh đai:
2.3 Chiều dài mayer bánh răng:
Chọn 𝑙 𝑚32 = 80 𝑚𝑚 ( lớn hơn bề rộng răng 10% )
2.4 Chiều dài mayer nửa khớp nối:
▪ Chọn các khoảng cách 𝑘 1 , 𝑘 2 , 𝑘 3 , ℎ 𝑛 như sau:
2.5 Tính các khoảng cách 𝑙 𝑘𝑖 theo bảng 10.4 trang 191:
Vẽ các lực không gian:
B TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC LOẠI TRỤC
Lực từ bánh đai tác dụng lên trục:
Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:
Xác định moment tương đương:
Từ bảng 10.1 trang 350 sách “Cơ sở thiết kế máy”, với đường kính sơ bộ 𝑑 1 24 (𝑚𝑚) ta chọn [𝜎] = 70 (𝑀𝑝𝑎)
Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau (trang 195 sách Trịnh
Chất), (các vị trí lắp then phải tăng thêm 5% độ lớn đường kính)
𝑑 𝐴1 = 19 (𝑚𝑚) (đoạn trục lắp bánh đai)
𝑑 C1 = 𝑑 D1 = 25 (𝑚𝑚) (đoạn trục lắp bánh răng)
Bánh răng bị dẫn (bánh răng 2; 4):
𝐹 𝑧22 = 𝐹 𝑧24 = 750,24 (𝑁) Đối với bánh răng dẫn (bánh răng 3):
Xác định moment tương đương:
Từ bảng 10.1 trang 350 sách “Cơ sở thiết kế máy”, với đường kính sơ bộ 𝑑 2 40 (𝑚𝑚) ta chọn [𝜎] = 65 (𝑀𝑝𝑎)
𝑑 𝐸2 = 0 (𝑚𝑚) Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau (trang 195 sách Trịnh Chất), (các vị trí lắp then phải tăng thêm 5% độ lớn đường kính)
𝑑 𝐵2 = 𝑑 D2 = 32 (𝑚𝑚) (đoạn trục lắp bánh răng)
𝑑 C2 = 40 (𝑚𝑚) (đoạn trục lắp bánh răng)
Lực từ bánh răng tác dụng lên trục :
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:
Lực vòng 𝐹 𝑥32 tác dụng lên bánh răng theo hướng trục x vì vậy chiều lực từ khớp nối tác dụng lên trục được chọn ngược chiều với 𝐹 𝑥32 để có đựơc ứng suất lớn nhất tác dụng lên tiết diện trục lắp bánh răng, từ đó mà ta sẽ tìm được tiết diện trục hợp lý nhất Độ lớn lực từ khớp nối được xác định:
𝐷 𝑡 là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi
Từ bảng 16-10a trang 68(tập 2) với : 𝑇 3 = 454168,387 (Nmm) ta chọn 𝐷 𝑡 = 140 (mm)
Xác định moment tương đương:
Tính đường kính trục: Từ bảng 10.1 trang 350 sách Cơ sở thiết kế máy, với đường kính sơ bộ 𝑑 3 = 50 (mm) ta chọn [𝜎] = 65 (Mpa)
Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: (các vị trí lắp then phải tăng thêm 5% độ lớn đường kính)
𝑑 𝐴3 = 𝑑 𝐶3 E (mm) (đoạn trục lắp ổ lăn)
𝑑 𝐵3 = 50 (mm) (đoạn trục lắp bánh răng)
KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI
Thép C45 tôi cải thiện với 𝜎 𝑏 = 850 (𝑀𝑝𝑎)
2 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là:
[𝑆] = 1,5 ÷ 2,5 :hệ số an toàn cho phép
𝑆 𝜎 𝑗 :hệ số an toàn chi tính riêng ứng suất pháp:
𝑆 𝜏 𝑗 : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:
Tra bảng 10.7trang 197 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1” ta có hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:
Vì trục quay một chiều ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên:
3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:
Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:
- Trục 1: tiết diện A1 (lắp bánh đai); tiết diện C1 (lắp bánh răng)
- Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng B2;C2
- Trục 3: tiết diện lắp bánh răng B3 ; lắp nối trục D3
Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh đai, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then
Moment cản uốn W đối với trục có 1 then:
32 −𝑏𝑡(𝑑 − 𝑡) 2 Moment cản xoắn Wo đối với trục có 1 then: 𝑑
Kích thước then bằng, trị số moment cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục 2𝑑 như sau:
Tiết diện Đường kính trục (mm) bxh t 1
❖ Xác định các hệ số Kζdj và Kηdj đối với các tiết diện nguy hiểm:
Ta có công thức xác định 𝐾 𝜎𝑑𝑗 :
- Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5÷0,63.Theo bảng 10.8 trang 197 sách Trịnh Chất ta có hệ số tập trung ứng suất
- Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên
- Ta dung dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199 sách Trịnh Chất ta có:
- Theo bảng 10.10 trang 198 sách Trịnh Chất ta được:
Từ bảng 10.11 trang 198 sách Trịnh Chất với 𝜎 𝑏 = 850 (𝑀𝑝𝑎) ta tra được
𝜀 𝜏 do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm Hệ số an toàn s tại các tiết diện nguy hiểm:
[s] = 1,5 ÷ 2,5 hệ số an toàn cho phép
Kết quả tính toán được ghi vào bảng sau:
Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.
TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CỦA THEN
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then, ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập 𝜎 𝑑 và độ bền cắc 𝜏 𝑐 :
𝑑𝑙 𝑡 𝑏 ≤ [𝜏 𝑐 ] Với 𝑙 𝑡 =(0,8÷ 0,9)𝑙 𝑚 ==(0,8÷ 0,9)(1,2÷ 1,5)d Đối với then đầu tròn thì 𝑙 𝑡 = l – b
Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng
Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau :
Theo bảng 9.5 trang 178 sách Trịnh Chất tập 1 với tải trọng tĩnh, va đập nhẹ, dạng lắp cố định:
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt.
TÍNH TOÁN CHỌN Ổ
TRỤC 1
❖ Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ ổ phù hợp
Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm
❖ Thời gian làm việc của ổ 2 năm thay 1 lần:
Vì lực dọc trục 𝐹 𝑎 (𝐹 𝑧13 , 𝐹 𝑧14 ) tự động triệt tiêu nhau nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy; tra bảng P2.7/ tr.255[1] ta chọn được ổ lăn có ký hiệu 204, là cỡ nhẹ có các thông số:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B1:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E1:
Vì 𝐹 𝑅𝐵1 < 𝐹 𝑅E1 nên ta tính toán chọn ổ cho trục thông qua ổ E b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
+ Tải trọng động qui ước:
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (𝑡 𝑜 < 100) nên: 𝑘 𝑡 = 1
⇒ 𝑄 = 1260,57.1,1 = 1386,63 (𝑁) Tải trọng thay đổi nên: (công thức 11.24 sách “cơ sở thiết kế máy”- “ Nguyễn Hữu Lộc”)
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động của ổ được bảo đảm c) Khả năng tải tĩnh của ổ:
Khả năng tải tĩnh của ổ được bảo đảm.
TRỤC 2
❖ Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ ổ phù hợp
Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm
❖ Thời gian làm việc của ổ 2 năm thay 1 lần:
Vì lực dọc trục 𝐹 𝑎 (𝐹 𝑧13 , 𝐹 𝑧14 ) tự động triệt tiêu nhau tuy nhiên do qua trình chế tạo không thể chính xác hoàn toàn và tải trọng tác động cũng tương đối lớn nên ta dùng ổ bi đỡ chặn
Ta chọn ổ bi đũa trụ ngắn đỡ 2206 với:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A2:
𝐹 𝑅0 = √𝐹 𝑥20 2 + 𝐹 𝑦20 2 = √(−3114,095) 2 + (−237,48) 2 = 3123,14 (𝑁) Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ E2:
𝐹 𝑅1 = 𝐹 𝑅0 = 3123,14 (𝑁) b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
+ Tải trọng động qui ước:
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (𝑡 𝑜 < 100) nên: 𝑘 𝑡 = 1
⇒ 𝑄 = 3123,14.1,1 = 3435,45 (𝑁) Tải trọng thay đổi nên: (công thức 11.24 sách “cơ sở thiết kế máy”- “ Nguyễn Hữu Lộc”)
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động của ổ được bảo đảm c) Khả năng tải tĩnh của ổ:
Khả năng tải tĩnh của ổ được bảo đảm
TRỤC 3
❖ Đường kính trục tại ổ : 𝑑 𝐴3 = 𝑑 𝐶3 = 45 (mm)
❖ Số vòng quay 𝑛 3 = 75,089 (vòng/phút)
❖ Tuổi thọ : do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ ổ phù hợp
Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm
❖ Thời gian làm việc của ổ 2 năm thay 1 lần
Vì lực dọc trục 𝐹 𝑎 (𝐹 𝑧22 , 𝐹 𝑧24 ) tự động triệt tiêu nhau nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy; tra bảng P2.7/ tr.255[1] ta chọn được ổ lăn có ký hiệu 209, là cỡ nhẹ có các thông số:
𝑑 = 45(𝑚𝑚) ; D= 85(mm) ; B= 19 (mm) ; r= 2,0 (mm); 𝐶 = 25,7(𝑘𝑁) ; 𝐶 𝑜 18,10 (𝑘𝑁) a)Phản lực tai các ổ :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên A3 :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C3 :
Vì 𝐹 𝑅𝐴3 < 𝐹 𝑅𝐶3 nên ta tính toán chọn ổ cho trục thông qua ổ A3 b)Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ :
Tải trọng động quy ước :
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (𝑡 𝑜 < 100) nên: 𝑘 𝑡 = 1
⇒ 𝑄 = 4673,59.1,1 = 5140,949 (𝑁) Tải trọng thay đổi nên: (công thức 11.24 sách “cơ sở thiết kế máy”- “ Nguyễn Hữu Lộc”)
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động của ổ được bảo đảm c) Khả năng tải tĩnh của ổ:
Khả năng tải tĩnh của ổ được bảo đảm
Trục Ký hiệu ổ d(mm) D(mm) B(mm) C (kN) C o (kN)
THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC
Chiều dày
Gân tăng cứng
Đường kính
Bu lông ghép bích nắp và thân (𝑑 3 ): 𝑑 3 = (0,8 ÷ 0,9)𝑑 2 = 14 𝑚𝑚
Vít ghép nắp cửa thăm (𝑑 5 ): 𝑑 5 = (0,5 ÷ 0,6)𝑑 2 = 8 𝑚𝑚
Mặt bích nắp và thân
Chiều dày bích thân hộp (𝑆 3 ): 𝑆 3 = (1,4 ÷ 1,8)𝑑 3 = 25 𝑚𝑚
Chiều dày bích nắp hộp (𝑆 4 ): 𝑆 4 = (0,9 ÷ 1)𝑆 3 = 25 𝑚𝑚
Bề rộng bích nắp và thân (𝑘 3 ): 𝑘 3 = 𝑘 2 − (3 ÷ 5) 𝑚𝑚 = 45
Kích thước gối trục
𝐷 = 100 Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: 𝐷 3 , 𝐷 2 (tra bảng (18.2)Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2)
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ (𝑘 2 ): 𝑘 2 = 𝐸 2 + 𝑅 2 + (3 ÷ 5) 𝑚𝑚 = 49,4 ÷ 51,4
Tâm bu lông cạnh ổ: 𝐸 2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ )
𝐸 2 = 1,6 𝑑 2 = 1,6.16 = 25,6 ( không kể chiều dày thành hộp )
Mặt đế hộp
Chiều dày: khi không có phần lồi (𝑆 1 ) 𝑆 1 = (1,3 ÷ 1,5)𝑑 1 = 26 𝑚𝑚
Bề rộng mặt đế hộp, 𝐾 1 và q: 𝑘 1 = 3𝑑 1 = 60 𝑚𝑚 , 𝑞 ≥ 𝑘 1 + 2𝛿 = 76 𝑚𝑚
Khe hở của các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp: Δ ≥ (1 ÷ 1,2)𝛿 = 8 𝑚𝑚
Giữa đỉnh răng với đáy hộp: Δ 𝑡 ≥ (3 ÷ 5)𝛿 = 32 𝑚𝑚
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δ 1 ≥ 𝛿 = 8 𝑚𝑚
Số lượng bu lông nền z
PHẦN CÁC CHI TIẾT PHỤ
Vòng chắn dầu
Không cho dầu mỡ tiếp xúc.
Chốt định vị
Chốt dịnh vị hình côn d = 8mm chiều dài l = 58 mm
Nắp quan sát
Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 98 sách “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2” ta lấy:
Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 sách “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2”:
Nút tháo dầu
Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 sách “Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2”: d b m f L c q D S D 0
Que thăm dầu và dầu bôi trơn
Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 55 𝑜 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn Để đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc vòng từ 1 đến 2,5 m/s ta dùng dầu nhớt ở nhiệt độ 50˚C có độ nhớt là 186 Theo
63 bảng 18.13 ta chọn loại dầu công nghiệp 45 có độ nhớt 38-52 Khối lượng riêng (g/cm3 ) ở 20˚C là 0,886÷0,926
Bulông vòng
Bulông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp ghép Theo bảng 18.3b ta có khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc là:
Theo bảng 18.3a ta có kết quả kích thước bulông vòng như sau:
Định vị ổ trên trục
Dùng vòng hãm lò xo để định vị ổ trên trục, kích thước vòng hãm lò xo như sau: Đường kính trục d
Rãnh trên trục Vòng lò xo d 1 B±0,25 h r d 2 d 3 d 4 S b-
Vật liệu làm vòng lò xo là thép C45 hoặc các loại thép tương đương khác, độ rắn 40-50HRC.
Ống lót và nắp ổ
+ Ống lót: Ống lót dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận tiện khi lắp ghép và điều chỉnh sự ăn khớp của bánh răng côn Ống lót có bề dày : 𝛿= 6 ÷ 8mm, chọn 𝛿 = 8𝑚𝑚, làm bằng gang xám GX15-32 Chiều dày vai 𝛿 1 và chiều dày bích 𝛿 2 bằng 𝛿
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có hai loại là nắp kính nắp thủng cho trục xuyên qua
Các kích thước của nắp hộp tra theo các thông số trong bảng 18.2 trang 88 sách
“Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2
Trục D, mm D 2 , mm D 3 , mm D 4 , mm d 4 , mm z
D2 − Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ
D3 – Đường kính ngoài của nắp
Vú tra mỡ cho ổ lăn
Để bổ sung mỡ bôi trơn cho ổ trong quá trình làm việc ta dùng vú tra mỡ có kết cấu và kích thước như sau:
Lót kín bộ phận ổ
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua, kết cấu và kích thước vòng phớt như nhau:
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăng dầu bôi trơn hoặc tạp chất xâm nhập vào ổ
Dựa vào kết cấu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hợp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau :
Dung sai và lắp ghép bánh răng
Chịu tải vừa, thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.
Dung sai lắp ghép ổ lăn
Khi lắp ổ lăn ta cần chú ý :
- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục
- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay
- Đối với các vòng không quay ta chọn kiểu lắp có độ hở
Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.
Dung sai khi lắp vòng chắn đầu
Chọn kiểu lắp trung gian H7/j s 6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.
Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc chắn ) trên trục tùy động
Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.
Dung sai lắp ghép then lên trục
Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là H9 và kiểu lắp trên bạc là D10
Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:
Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn :
Sai lệch giới hạng trên
Sai lệch giới hạng dưới((𝜇𝑚)
Sai lệch giới hạng trên
Sai lệch giới hạng dưới(𝜇𝑚)
ES es EI ei (es-EI) (ES-ei)
Bảng dung sai lắp ghép then:
Kích thước tiết diện then
Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới Sai lệch giới
H9 D10 hạn trên trục 𝑡 1 hạng trên bạc 𝑡 2
Hình vẽ mẫu hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh: