kiến thức cơ bản về cấu tạo, đặc điểm, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung, bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền động chung: i= n n đ c t
Trong đó : n t là số vòng quay của tang. nt=60000 πDD v = 60000.0,3 3,14.250 = 22,9(Vòng/phút) i=n đ c n t = 1400 22,93 b (Vòng/phút) i = iđ.in.ic.ix
Trong đó: iđ: Tỷ số truyền của đai in: Tỷ số truyền của bánh trụ răng thẳng cấp nhanh. ic: Tỷ số truyền của bánh trụ răng thẳng cấp chậm. ix: Tỷ số truyền của xích
Chọn i đ = 3,15; i x =2,5 [Bảng 2-2 trang 32] in.ic¿ i i d i x = 62
3,15.2,5=7,87 Để tạo điều kiện bôi trơi các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, ta chọn i n ≈(1,2÷1,3)i c
Vậy tỉ số truyền : in =3,07; ic=2,56
Tốc độ(n), công suất(N) và momen xoắn(M) của các trục:
-Trục động cơ: n20 (vòng/phút)
-Trục II: nII= n i I n = 450,8 3,07 = 146,8(vòng/phút)
-Trục III: nIII= n i II c = 146,8 2,56 = 57,3(vòng/phút)
-Trục công tác n= n i III x = 57,3 2,5 = 22,9(vòng/phút)
→ Bảng phân phối tỉ số truyền:
Thông số ĐC I II III
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Kích thước tiết diện đai a x h(mm): 10x6 13x8
Diện tích tiết diện F(mm2) : 47
3 Định đường kính bánh đai nhỏ
Kiểm nghiệm vận tốc của đai: v= πD 60.1000 1420 D 1 = 0,0743 D 1 m/s 5,20 7,43
4 Tính đường kính của bánh lớn
450,8.D1.(1-0,02) , mm 216,1 308,7 Lấy theo tiêu chuẩn (D2 bảng 5-15) 220 320
Số vòng quay thực của n2 n2’=(1-0,02).1420 D D 1
[CT 5-8 trang 85] tỉ số truyền n n 1
5 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
6 Tính chiều dài đai L theo A:
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây : u= v L 5,3 5,2 u nhỏ hơn umax= 10 7 Xác định khoảng cách trục A: A= 2 L− πD ( D 2 + D 1 ) + √ ¿ ¿ ¿ , mm [CT 5-2 trang 83] 248 370
Thỏa mãn điều kiện 5-19: Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:
A 57 0 145,5 o 146,1 o [CT 5-3 trang 83] Góc ôm thõa mãn điều kiện ≥ 120 0 9 Xác định số đai Z cần thiết, chọn ứng suất căng ban đầu σ 0 =1,2N/mm 2 và theo trị số D 1 , tra bảng 5-17: Các hệ số :[ơP]0 1,45 1,51
Số đai tính theo công thức:
Z ≥ 1000 v Ɲ ¿ ¿ ¿ 2,99 1,16 [CT 5-22 trang 95] Lấy số đai Z 3 1
10 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: Chiều rộng bánh đai: B=(Z-1).t+2S , mm [CT 5-23 trang 96] 40 20 Đường kính ngoài cùng của bánh đai: [CT 5-24 trang 96]+Bánh dẫn: Dn1=D1+2.ho , mm 75 107
+Bánh bị dẫn:Dn2=D2+2.ho , mm 225 327
11 Tính lực căng ban đầu S o và lực tác dụng lên trục R:
Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại O có khuôn khổ nhỏ gọn hơn tuy chiều rộng bánh đai và lực tác dụng lớn hơn một ít so với phương án dùng đai loại A.
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
1 Chọn xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng, và lại không yêu cầu bộ truyền làm việc êm, không ồn.
2 Tính số răng đĩa xích
Theo [bảng 6-3] với tỷ số truyền 𝑖 = 2,5 Ta chọn số răng đĩa dẫn 𝑍1 = 26
Số răng đĩa bị dẫn [CT 6-5 trang 105]
Tính hệ số điều kiện sử dụng [CT 6-6 trang 105]
𝑘 = k ko.kA.k c.kb.kcđ.ko.kA.kđc.kb.kc đ.ko.kA.kđc.kb.kc
Trong đó: 𝑘đ = 1 _ tải trọng êm.
𝑘đc = 1,25 _ trục không điều chỉnh được
𝑘c = 1,25_ bộ truyền làm việc 2 ca.
- Hệ số số răng dẫn:𝑘z = Z Z 01 1 = 25 26 =0,96
- Hệ số vòng quay đĩa dẫn kn = n n3 01 = 57,3 50 = 0,873 (lấy 𝑛𝑜1 = 50 v/p)
Công suất tính toán [CT 6-7 trang 106]
Tra bảng (6-4) với n01P vòng/phút, ta chọn được xích ống con lăn 1 dãy với bước xích t%,4(mm) diện tích bảng lề là 179,7(mm2 ) có công suất cho phép [N]=3,3kW với loại xích này theo bảng (6-1) tìm được kích thước chủ yếu của xích, tải trong phá hỏng QP000(N) khối lượng một mét xích q= 2,57(kg).
Kiểm nghiệm số vòng quay theo [CT 6-9 trang 107] Theo bảng 6-5 với t%,4(mm) và số răng đĩa dẫn Z1= 26 số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 1050 vòng/phút như vây điều kiện (6-9) được thỏa mãn (n3W,3 v/p).
4 Khoảng cách trục A đến mắc xích X
Giả sử A sơ bộ = 40.t = 40.24,5= 1016 mm
- Tìm số mắc xích [CT 6-4 trang 102]:
- Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1 giây [CT 6-16 trang 108]: u= 4 L v = 15 Z 1 X n = 26.57,3 15.127 = 0,78
Theo [bảng 6-7] số lần va đập cho phép trong 1 giây của bước xích t = 25,4 mm là [u]0 → u < [u] thoả mãn.
Tính lại chính xác khoảng cách trục A:∆ A = (0,002÷0,004¿ A
5 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích
6 Lực tác dụng lên trục
→ Thông số bộ truyền xích : Đĩa dẫn Đĩa bị dẫn
Số răng Z 1=¿26 Z 2=¿65 Đường kính vòng chia
Khoảng cách trục A (mm) A20mm
Lực tác dụng lên trục (N) R x =¿1404 N
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP NHANH
1 Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa, σ b X0 (N/m m 2 ¿ σ ch )0 (N/m m 2 ¿
HB = 190, phôi rèn (giả thiết đường kính dưới phôi 100 mm ÷ 300 mm ¿
Bánh lớn: Thép 35 thường hóa, σ b H0 (N/mm 2 ¿ σ ch $0(N/m m 2 )
HB = 160, phôi rèn (giả thiết đường kính từ 300 – 500mm).
Cơ tính của hai loại thép này ở [bảng(3-8) trang 40]
2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
- Định ứng suất tiếp xúc cho phép
M i :momen xoắn n i :số vòng quay trong một phút làm việc ở chế độ i
T i :tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i
M max :momen lớn nhất tác dụng lênbánh răng u: số lần ăn khớp của bánh răng quay trong một vòng ( thường lấy u=1)
- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:
Trong đó: N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong uốn.
- Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ :
Vì N1 và N2 đều lớn hơn N0 Do đó khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ, bánh lớn Ta lấy hệ số của chu kỳ KN = KN , =1
- Ứng suất tiếp cho phép của bánh nhỏ [bảng 3-9 trang
- Ứng suất tiếp cho phép của bánh lớn [bảng 3-9 trang 43] ¿ Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là: ¿ Định ứng suất uốn cho phép
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 (bánh nhỏ) σ −1 =0,42×580$3,6N/mm 2
Giới hạn mỏi uốn của thép 35 (bánh lớn) σ −1 =0,42×480 1,6N/m m 2
Vì phôi rèn và thép thường hóa nên , ta chọn:
- Hệ số tập trung ứng suất chân răng: K δ =1,8
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng [CT 3-5 trang 42] để tính ứng ứng uốn cho phép. Ứng suất uốn bánh nhỏ ¿ Ứng suất uốn bánh lớn ¿
3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng k.
Vì trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn.
4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. Đối với bánh răng trụ: Ψ A =b
Ta chọn: ψ A =0,4 vì bộ truyền tải trung bình
5 Tính khoảng cách trục theo công thức [CT 3-9 bảng 3-10 trang 45]
6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Vận tốc vòng [CT 3-17 trang 46] v`000.(i+1)2 πD A n 1 `000.(3,07+1)2 πD 94 450,8 = 1,09m/s
- Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 [bảng 3-11 trang 46]
7 Tính chính xác hệ số tải trọng k và điều chỉnh khoảng cách trục A.
- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: [CT 3-19 trang 47]
- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB¿ 350Nên chọn Ktt=1: hệ số tập trung tải trọng
- Đối với bánh răng trụ răng thẳng: b≤2,5.m n sinβ với cấp chính xác 9 tra [bảng 3-13] ta chọn:
Kđ=1,45: hệ số tải trọng động.
Vì trị số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ cho nên cần tính lại khoảng cách trục
√ 3 K K sơ bộ [CT 3-21 trang 49] ¿94.√ 3 1,45 1,3 ,5 mm
8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng
Số răng của bánh nhỏ.
Số răng của bánh lớn.
chiều rộng bánh răng: b= ψ A A= 0,4.989,2 mm Lấy b@mm [CT 3-28b trang 50]
9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng, tính số răng tương đương của bánh nhỏ.
Hệ số răng: được chọn theo [bảng 3 -18 trang 52)
Kiểm Nghiệm ứng suất uốn
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ: ơu1=19,1 10
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn.: ơu2= ơu1 y y 1
10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền [bảng 3-2 trang 26]
+ Đường kính vòng chia: d1=m.Z1=1,5.32Hmm d2=m.Z2=1,5.988mm
+ Chiều rộng bánh răng lớn b = 40 mm
+ Đường kính vòng đỉnh răng
+ Đường kính vòng chân răng
11 Tính lực tác dụng lên trục [CT 3-49 trang 54]
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM
1 Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa, σ b `0 (N/m m 2 ¿ σ ch 00 (N/mm 2 ¿
HB = 200, phôi rèn (giả thiết đường kính dưới phôi 100 mm ¿
Bánh lớn: Thép 35 thường hóa, σ b P0 (N/mm 2 ¿ σ ch &0(N/m m 2 )
HB = 160, phôi rèn (giả thiết đường kính từ 100 – 300mm).
Cơ tính của hai loại thép này ở [bảng(3-8)trang 40]
2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. Định ứng suất tiếp xúc cho phép
M i :momen xoắn n i :số vòng quay trong một phút làm việc ở chế độ i
T i :tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i
M max :momen lớn nhất tác dụng lênbánh răng u: số lần ăn khớp của bánh răng quay trong một vòng ( thường lấy u=1)
- Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:
Trong đó: N0 là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong uốn.
- Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng nhỏ :
Vì N1 và N2 đều lớn hơn N0 Do đó khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ, bánh lớn Ta lấy hệ số của chu kỳ KN = KN , =1 Ứng suất tiếp cho phép của bánh nhỏ [bảng 3-9 trang 43] ¿ Ứng suất tiếp cho phép của bánh lớn [bảng 3-9 trang 43] ¿ Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là: ¿ Định ứng suất uốn cho phép
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 (bánh nhỏ) σ −1=0,42×600%2N/mm 2
Giới hạn mỏi uốn của thép 35 (bánh lớn) σ −1 =0,42×500!0N/mm 2
Vì phôi rèn và thép thường hóa nên , ta chọn:
- Hệ số tập trung ứng suất chân răng: K δ =1,8
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng [CT 3-5 trang 42] để tính ứng ứng uốn cho phép. Ứng suất uốn bánh nhỏ ¿ Ứng suất uốn bánh lớn ¿
3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng k.
Vì trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn.
4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. Đối với bánh răng trụ: Ψ A =b
Ta chọn: ψ A =0,4 vì bộ truyền tải trung bình
5 Tính khoảng cách trục theo công thức [CT 3-9 bảng 3-10 trang 45]
6 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Vận tốc vòng [CT 3-17 trang 46] v`000.(i+1)2 πD A n 1 = 2 πD 126 146,8
- Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 [bảng 3-11 trang 46]
7 Tính chính xác hệ số tải trọng k và điều chỉnh khoảng cách trục A.
- Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: [CT 3-19 trang 47]
- Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng HB¿ 350Nên chọn Ktt=1: hệ số tập trung tải trọng nên ktt=1
- Đối với bánh răng trụ răng thẳng: b≤2,5.m n sinβ với cấp chính xác 9 tra [bảng 3-13] ta chọn:
Kđ=1,1: hệ số tải trọng động.
Vì trị số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ cho nên cần tính lại khoảng cách trục:
√ 3 K K sơ bộ 6 √ 3 1,1 1,3 9,2 mm [CT 3-21 trang 49]
8 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng.
Số răng của bánh nhỏ.
Số răng của bánh lớn.
chiều rộng bánh răng: b= ψ A A= 0,4.120H mm [CT 3-28 trang 50]
9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng, tính số răng tương đương của bánh nhỏ.
Hệ số răng: được chọn theo [bảng 3-18 trang 52]
Kiểm Nghiệm ứng suất uốn
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ: ơu1=19,1 10
+ Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn.: ơu2= ơu1 y 1 y 2 = 38,13.0,513 0,46 4,2 N/mm 2 [CT 3-40 trang 52]
10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền [bảng 3-2 trang 26]
+ Đường kính vòng chia: d1=m.Z1=2.34hmm d2=m.Z2=2.886mm
+ chiều rộng bánh răng lớn b = 48 mm
+ Đường kính vòng đỉnh răng
+ Đường kính vòng chân răng
11 Tính lực tác dụng lên trục [CT 3-49 trang 54]
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
CHỌN VẬT LIỆU
Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công Thép cacbon và hợp kim là vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép 45(thường hóa) có giới hạn bền b = 600 (N/mm 2 ).
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC VỀ ĐỘ BỀN
1 Tính sơ bộ đường kính trục:
Theo [CT 7-2 trang 114] ta có đường kính sơ bộ của trục: d sb ≥C √ 3 N n (mm)
Trong đó: dsb – đường kính sơ bộ của trục.
N – công suất bộ truyền n – số vòng quay trong 1 phút của trục
C – hệ số tính toán, phụ thuộc []x ; ta lấy C = 120 để tính đường kính đầu trục và trục truyền chung của hộp giảm tốc.
Trục II: N = 0,8 (kW) n = 146,8 (vg/ph)
dII= 120.√ 3 146,8 0,8 !,1(mm) chọn dII = 25mm
Trục III: N = 0,77 (kW) n = 57,3(vg/ph)
dIII = 120.√ 3 0,77 57,3= 28,5 (mm) chọn dIII = 30mm Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số d1, d2, d3 ởtrên ta có thể lấy trị số d2
=25mm để trọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình, tra bảng 14P- trang 339 ta có được chiều rộng ổ bi
2 Tính gần đúng trục Để tính các kích thước chiều dài của trục ta chọn kích thước sau :
Theo [bảng 7-1 trang 118] ta có :
- A = 10: khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết tiết quay đến thành trong của hộp
- L2 = 10: Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp
- L3 = 20: Chiều cao của nắp và đầu bu lông
- L4 = 16 : Khoảng cách từ mặt nắp ổ đến chi tiết quay ngoài trục
- C = 10: Khoảng cách giữa các chi tiết quay
- Chiều rộng bánh đai Bđ = 40 mm
- Chiều rộng đĩa xích Bx = 0,93.C-0,15=0,93.15,88-0,15mm
- Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bn = 40mm
- Chiều rộng bánh răng cấp chậm bc = 48mm
→ Tổng hợp các kích thước trên ta có : a= 17 2 +10+ 10+ 40 2 H,5 mm b=40 2 + 48 2 + 10T mm c=17 2 + 48 2 +10+10R,5 mm lđ=40 2 + 17 2 +20+16d,5mm lx=15 2 + 17 2 +20+16Rmm
Hình 4.1 Sơ bộ phát hoạ hộp giảm tốc
Hình 4.2 Sơ đồ lực tác dụng lên trục
* Các thông số chủ yếu : lđ= 64,5 mm, a= 48,5mm, b= 54mm, cR,5 mm
- Lực tác dụng lên đai R đ H4,8 N
Tính phản lực ở gối đỡ trục
Fy ¿-RAy +Rđ+Pr1+RBy = 0
Fx ¿-RAy +Rđ+Pr1+RBy = 0
- Ở tiết diện n-n : Mu n-n = R đ lH4,8.64,51269,6(Nmm)
Trong đó: M uy =R By (b+c)8,3.106,5598,95(Nmm)
- Đường kính trục ở tiết diện n-n :
- Đường kính trục ở tiết diện m-m
- Đường kính trục tại B : d B ≥0 Đường kính ở tiết diện n – n lấy bằng 20 mm và đường kính ở tiết diện m – m lấy bằng 25 mm lớn hơn giá trị tính được vì trục có rãnh then, đường kính tại Đ lấy bằng 16mm và tại B lấy bằng 20mm.
Hình 4.3 Sơ đồ lực trục I
* Các thông số chủ yếu : aH,5 mm, bT mm, cR,5 mm -Lực vòng P3s2,6N, P330,7N
-Lực hướng tâm Pr2&6,6N, Pr3E6,3N
Tính phản lực ở gối đỡ trục
Fy ¿RCy - Pr2 + Pr3 - RDy = 0
Tính momen uốn tổng cộng
- Đường kính trục ở tiết diện e-e:
- Đường kính trục ở tiết diện i-i:
→ d i−i ≥ √ 3 80068,9 0,1.63 = 23,3 mm Ở đoạn trục này đều có làm rảnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến vì vậy đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán một ít : lấy d e−e 0mm và lấy d i−i 0mm Chọn dC=dD%mm.
Hình 4.4 Sơ đồ lực trục II
* Các thông số chủ yếu : aH,5mm, bT mm, cR,5 mm,lxRmm
Tính phản lực ở gối đỡ trục
Tính momen uốn tổng cộng
- Đường kính trục tại tiết diện o-o:
- Đường kính trục tại tiết diện h-h:
→ d X ≥ √ 3 0,1[σ M tđ ] = √ 3 111139,9 0,1.63 = 26 (mm) Đường kính ở tiết diện o-o lấy bằng 35 mm lớn hơn gía trị tính được vì trục có rãnh then Đường kính tại X lấy bằng 28mm.Chọn d E =d h−h 0mm
Hình 4.5 Sơ đồ lực trục III
Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chiu tải lớn có ứng suất tập trung: trên trục I đó là các tiết diện n-n, m-m, trện trục II đó là 2 tiết diện lắp bánh răng e-e, i-i, trên trục III đó là tiết diện o-o và h-h.
Tính chính xác trục theo công thức: n= n σ n τ
- n– hệ số an toàn của ứng suất pháp
- n–hệ số an toàn của ứng suất tiếp
Vì trục quay một chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng : σ a =σ max =σ min =M u
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp ( xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động: τ a =τ m =τ max
Giới hạn mỏi uốn và xoắn: σ – 1 =0,45 σ b =0,45.600'0(N/mm¿¿2)¿
(trục làm bằng thép 45 thường hóa σb = 600 N/mm 2 ) τ –1 =0,25.σ b =0,25.6000(N/mm¿¿2)¿
Các giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn chọn theo [bảng 7-3b trang 122]
Bảng 4.1 Kết quả tính toán giới hạn mỏi uốn và xoắn:
Tiết diện Đường kính trục
Momen cản xoắn (W o ) Ứng suất pháp ( σ a ) Ứng suất tiếp ( τ a ) mm Nmm Nmm Nmm Nmm N/mm 2 N/mm 2 n-n 20 31269,6 17583,2 1855 4010 16,9 2,2 m-m 25 27469,5 17583,2 1855 4010 14,8 2,2 e-e 30 49576,7 52043,6 2320 4970 21,4 5,2 i-i 30 66178,7 52043,6 2320 4970 28,5 5,2 o-o 35 62256,5 128333,3 3660 7870 17 8,2 h-h 30 73008 128333,3 2320 4970 31,4 12,9
Tiết diện Đường kính trục
- Chọn hệ số ψ σ và ψ τ theo vật liệu đối với thép cacbon trung bình ψ σ =0,1và ψ τ =0,05.
Hệ số kích thước ε σ , ε τ [bảng 7-4 trang 123]
Hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then k σ , k τ [bảng 7-8 trang 127]
Tiết diện Đường kính trục k ε σ σ k τ ε τ n-n 20 2,1 1,66 m-m 25 2,275 1,765 e-e 30 2,4 1,84 i-i 30 2,4 1,84 o-o 40 2,6 1,96 h-h 35 2,5 1,9
Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép p ≥
30 N/mm tra trị số k ε σ σ [bảng 7-10 trang 128] ,tính k ε τ τ bằng công thức k ε τ τ = 1+0,6.( k ε σ σ – 1).
Thay trị số tìm được vào công thức tính (7-6), (7-7) tính n σ , n τ và công thức (7-5) tính n Ta được kết quả tính toán ở bảng 4.4.
→ Vậy tất cả các tiết diện điều thỏa điều kiện ≥ [n] (hệ số an toàn [n] thường lấy bằng 1,5 – 2,5).
TÍNH THEN
1 Tính then lắp trên trục I : Đường kính trục I để lắp then là tại tiết diện m-m đường kính lắp then d m−m % mm. Tra [bảng 7-23 trang 143] ta chọn được các thông số của then: b = 8; h = 7; t = 4; t 1=3,1; k≈3,5
Trong đó : l m là chiều dài mayơ ; l m =(1,2÷1,5).d
Theo [TCVN 150-64 trang 143] , chọn l = 30 mm
● Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then: σ d =2.M x d k l≤ []d (N/mm 2 ) [CT 7-11 trang 139]
+ Tra [bảng 7-20 trang 142] với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: []d = 150 (N/mm 2 ).
● Kiểm nghiệm bền cắt của then: τ c =2.M x d b l≤[τ] c (N/mm 2 ) [CT 7-12 trang 139]
+ Theo [bảng 7-21 trang 142] tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: [ τ ] c 0 (N/mm 2 ) + Mx = 17583,2 N.mm
8.30.25 =5,9(N/mm 2 ) ≤[τ] c →[ τ ] c : thỏa với điều kiện.
2 Tính then lắp trục II : Đường kính trục II để lắp then là tại tiết diện e-e và tiết diện i-i có cùng đường kính lắp t hen d e−e =d i−i = 30 mm.
Tra [bảng 7-23 trang 143] ta chọn được các thông số của then: b = 10; h = 8; t = 4,5; t 1=3,6; k ≈ 4,2
Trong đó : l m là chiều dài mayơ ; l m =(1,2÷1,5).d
Theo [TCVN 150-64 trang 143], chọn l = 36 mm
● Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then: σ d =2.M x d k l≤ []d (N/mm 2 ) [CT 7-11 trang 139] + M x = 52043,6N.mm
+Tra [bảng 7-20 trang 142] với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: []d = 150 (N/mm 2 ).
●Kiểm nghiệm bền cắt của then: τ c =2.M x d b l≤[τ] c [CT 7-12 trang 139]
+ Theo [bảng 7-21 trang 142] tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: [ τ ] c 0 (N/mm 2 ) + Mx = 52043,6 N.mm
=> Như vậy then trên trục II thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt.
* Đường kính trục II để lắp then là tại tiết diện i-i chọn giống tiết diện e-e.
3 Tính then lắp trên trục III Đường kính trục III để lắp then là tại tiết diện o-o đường kính lắp then d o −o 5 mm. Tra [bảng 7-23 trang 143] ta chọn được các thông số của then: b = 10; h = 8; t = 4,5; t 1=3,6; k ≈ 4,2
Trong đó : l m là chiều dài mayơ ; l m =(1,2÷1,5).d
Theo [TCVN 150-64 trang 143] , chọn l = 45 mm
● Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then: σ d =2.M x d k l≤ []d(N/mm 2 ) [CT 7-11 trang 139]
+ Tra [bảng 7-20 trang 142] với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: []d = 150 (N/mm 2 ).
● Kiểm nghiệm bền cắt của then: τ c =2.M x d b l≤[τ] c [CT 7-12 trang 139]
+ Theo [bảng 7-21 trang 142] tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có: [ τ ] c 0 (N/mm 2 ) + M x = 128333,3 N.mm
=> Như vậy then trên trục III thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt.
Bảng 4.5 Tổng hợp các giá trị tính then trên 3 trục
Trục I Trục II Trục III
Chiều cao(h) mm 7 8 8 8 Đường kính(d)mm 25 30 30 35
Ổ LĂN
CÁC THÔNG SỐ CỦA Ổ LĂN
Do trên trục I không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ cho cả trục Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất.
Sơ đồ chọn ổ lăn cho trục I được bố trí như hình vẽ:
Hình 5.1 Sơ đồ ổ lăn trên trục I
Hệ số khả năng làm việc tính theo [CT 8-1 trang 158]
+ C bảng : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
+ Số vòng quay của trục n I =¿ 450,8 v/p
+ Thời gian phục vụ : h= 3.300.2.8400 giờ
Tải trọng tương đương tính theo [CT 8-2 trang 158.]
+ Kt =1 tải trọng tĩnh [bảng 8-3 trang 162]
+ Kn =1 nhiệt độ làm việc dưới 100 ° C [bảng 8-4 trang 162]
+ KV = 1 khi vòng trong của ổ quay… [bảng 8-5 trang 162]
+ A tải trọng dọc trục (A=0 : vì không có lực dọc trục)
+ m= 1,5 ổ bi 1 dãy tra [bảng 8-2 trang 161]
+ Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đở:
→ Lấy R= R A Đường kính cần chọn ổ lăn d= 20 mm ta có R A > R B , nên ta tính trục gối đở tại trục A và chọn ổ gối đở, chọn ổ cho gối đở này, gối trục B lấy cùng loại.
Tra [bảng 8-7 trang 164] không chọn được số phù hợp, nên ta dùng số liệu đã cho để tính (n h) 0,3 , với số vòng quay của trục n I =¿450,8v/p ; h= 14400 giờ , ta tính được :
Tra [bảng 14P trang 337- 339] ứng với d = 20mm, chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 304 với C b ả ng = 19000 KN; đường kính trong d= 20 mm, B= 15mm, đường kính ngoài D52mm, chổ vát r = 2.
Do trên trục II không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ cho cả trục Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất.
Sơ đồ chọn ổ lăn cho trục I được bố trí như hình vẽ:
Hình 5.2 Sơ đồ ổ lăn trên trục II
Hệ số khả năng làm việc tính theo [CT 8-1 trang 158.]
+ C bảng : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
+ Số vòng quay của trục n II =¿ 146,8 v/p
+ Thời gian phục vụ: h= 3.300.2.8400 giờ
Tải trọng tương đương tính theo [CT 8-2 trang 158]
+ Kt =1 tải trọng tĩnh [bảng 8-3 trang 162]
+ Kn =1 nhiệt độ làm việc dưới 100° C [bảng 8-4 trang 162]
+ KV = 1 khi vòng trong của ổ quay… [bảng 8-5 trang 162]
+ A tải trọng dọc trục (A=0 : vì không có lực dọc trục)
+ m= 1,5 ổ bi 1 dãy tra [bảng 8-2 trang 161]
+ Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đở:
→ Lấy R= R D Đường kính cần chọn ổ lăn d= 25 mm ta có R D > R C , nên ta tính trục gối đở tại trục D và chọn ổ gối đở, chọn ổ cho gối đở này, gối trục C lấy cùng loại.
Tra [bảng 8-7 trang 164] không chọn được số phù hợp, nên ta dùng số liệu đã cho để tính (n h) 0,3 , với số vòng quay của trục n I =¿146,8/p ; h= 14400 giờ , ta tính được :
Tra [bảng 14P trang 337- 339] ứng với d = 25mm, chọn ổ lăn cỡ nhẹ, kí hiệu 205 với
C b ả ng = 16000 KN; đường kính trong d% mm, B= 15 mm, đường kính ngoài D= 52mm, chổ vát r = 1,5mm.
Do trên trục III không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ cho cả trục Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất.
Sơ đồ chọn ổ lăn cho trục I được bố trí như hình vẽ:
Hình 5.3 Sơ đồ ổ lăn trên trục III
Hệ số khả năng làm việc tính theo [CT 8-1 trang 158]
+ C bảng : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
+ Số vòng quay của trục n II =¿ 57,3 v/p
+ Thời gian phục vụ: h= 3.300.2.8400 giờ
Tải trọng tương đương tính theo [CT 8-2 trang 158]
+ Kt =1 tải trọng tĩnh [bảng 8-3 trang 162]
+ Kn =1 nhiệt độ làm việc dưới 100 ° C [bảng 8-4 trang 162]
+ KV = 1 khi vòng trong của ổ quay… [bảng 8-5 trang 162]
+ A tải trọng dọc trục (A=0 : vì không có lực dọc trục)
+ m= 1,5 ổ bi 1 dãy tra [bảng 8-2 trang 161]
+ Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đở:
→ Lấy R= R F Đường kính cần chọn ổ lăn d= 35 mm ta có R F > R E , nên ta tính trục gối đở tại trục F và chọn ổ gối đở, chọn ổ cho gối đở này, gối trục E lấy cùng loại.
Tra [bảng 8-7 trang 164] không chọn được số phù hợp, nên ta dùng số liệu đã cho để tính (n h) 0,3 , với số vòng quay của trục n I =¿57,3v/p ; h= 14400 giờ , ta tính được :
Tra [bảng 14P trang 337- 339] ứng với d = 30mm, chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 306 với C b ả ng = 33000 KN; đường kính trong d0 mm, B= 19 mm, đường kính ngoài D72mm, chổ vát r = 2.
Bảng 5.1 Thông số chọn ổ lăn
Ký hệu Đường kính trong Đường kính ngoài Chiều rộng Chỗ vát
205 d II % mm D II Rmm B II mm r = 1,5 mm
207 d III 0 mm D III rmm B III mm r = 2 mm
CỐ ĐỊNH TRỤC VÀ BÔI TRƠN Ổ
1 Chọn kiểu ổ lăn: Để ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trượt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục.
Dựa vào [bảng 8-15 trang 175, 8-18 trang 177, 8-19 trang 178] ta chọn được kiểu lắp ổ lăn vào trục và vào vỏ hộp như sau:
Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ, kiểu lắp T 2 ô
Lắp ổ lăn vào vỏ theo hệ trục, kiểu lắp T 1 ô Đối với vòng quay, ta chọn kiểu lắp bằng độ dôi để các mặt không trượt theo bề mặt của trục cố định trục
Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp giảm tốc và bôi trơn bộ phận ổ Có thể loại mỡ T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 100 o C với vận tốc dưới 1500 vòng/phút Bảng 8-28 trang
198 Lượng mỡ chứa 2/3 chổ rỗng của bộ phận ổ Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu.
3 Cố định trục theo phương dọc trục: Để cố định trục theo phương pháp dọc trục có thể dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm điệm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc Nắp ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại nắp này dể chế tạo và dể lắp ghép.
4 Che kín ổ lăn: Để che kín đầu trục ra, tránh sự xâm của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất
Dựa vào [bảng 8-29 trang 203] ta chọn kích thước như sau:
Bảng 5.2 Kích thước vòng phớt
Hình 5.4 Kích thước vòng phớt
CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC
KẾT CẤU VỎ HỘP VÀ THÂN HỘP
- Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm…
- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.
-Ta chọn vật liệu làm hộp giảm tốc sẽ là gang xám GX 15-32
2 Chọn bề mặt ghép nắp và thân:
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ thoát dầu với độ dốc từ 1 0
3 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp:
Các kích thước chủ yếu của vỏ hộp: Bảng kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc theo [bảng 10-9 trang 268,269] và sách Trịnh Chất [bảng 18-1 trang 85]
Bảng 6.1 Kích thước cơ bản của vỏ hộp
+ Chiều dày thành thân hộp: δ =¿0,025.A+3=0,025.122+3= 6,05mm.
+ Chiều dày thành nắp hộp: δ 1=0,02.A+3=0,02.122+3=5,44mm
Chọn δ 1=8,5mm + Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp: b=1,5 δ=1,5.9,5mm Lấy b 1 = 14 mm
+ Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp: b 1 =1,5 δ 1=1,5.8,5,75mm
+ Chiều dày mặt đế hộp không có phần lồi:
+ Chiều dày gân của thân hộp m=(0,85 ÷1).δ=¿(0,85÷1).9
+ Chiều dày gân của nắp hộp m 1 =(0,85 ÷1) δ 1=¿(0,85 ÷1).8,5
+ Đường kính bulông nền: d n = 0,036 A +12 ¿0,036.122+12,392mmLấy d n =¿18 mm
+ Đường kính các bulông khác:
- Bulông ghép các mặt bích nắp và thân d 2
- bulong ghép nắp cửa thăm d 4 d 1 =0,7.d n =0,7.18=¿12,6mm.
Chọn d 1= 12 mm. d2 = (0,5÷0,6).dn = (9÷10,8¿mm. Chọn d 2=¿10 mm. d3 = (0,4÷0,5).dn = (7,2÷ 9¿mm Chọn d 3=8 mm d4 = (0,3÷0,4).d1 = (5,4 ÷ 7,2 ¿ mm Chọn d 4=6 mm
Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp S 3
- Chiều dày bích nắp hộp S 4
- Bề rộng bích nắp và thân K 3
- Bề rộng mặt ghép Bulông cạnh ổ: K 2
E 2 ≈1,6.d 1 ≈19,2mm Chọn E 2 mm(không kể chiều dài thành và hộp)
Kích thước gối trục 1: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
M6x4 Phụ thuộc kết cấu Kích thước gối trục 2: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
Kích thước gối trục 3: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
Chiều dày(không có phần lồi)
Bề rộng mặt đế hộp: k 1 và q
S 1 ≈(1,3÷1,5) d n =(23,4÷25,2) chọn S 1$mm k 1 ≈3.d n chọn k 1 Tmm q ≥ k 1+2.δ ;c họ nq= 74 mm
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Chọn δ = 10mm Δ ≥ (1÷1,2) δ ÷12 chọn Δ = 12mm Δ1 ≥ (3÷5) δ 0÷50 chọn Δ1 = 50mm Δ2 ≥ δ chọn Δ2 = 10mm
Số lượng bulong nền Z(chẵn) 6 cái Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc phải thiết kế 2 bulông vòng Theo [bảng 10-11b trang
276] với khoảng cách trục A là 150 x 200 ta chọn được khối lượng tương đối của hộp giảm tốc là 160 Kg.
CẤU TẠO BÁNH RĂNG
Các thông số của bánh răng: đường kính, chiều rộng, mô đun, số răng,… được xác định khi tính sức bền của bộ truyền Dưới đây chỉ xem xét các vấn đề liên quan đến cấu tạo của chúng.
Bánh răng gồm có 3 phần: vành răng, mayơ và đĩa hoặc nan hoa để nối liền vành răng và mayơ.
Vành răng chịu tải trực tiếp do răng truyền đến, vì vậy cần đủ bền Mặt khác vành răng cần đủ dẻo để có thể biến dạng một ít dưới tác dụng của tải trọng và nhờ đó tải trọng phân bố đều theo chiều dài răng.
Mayơ lắp vào trục và truyền mômen xoắn từ trục đến bánh răng và ngược lại. Để vị trí bánh răng trên trục không bị sai lệch và chiều dài mayơ lớn hơn chiều dài then ta lấy chiều dài mayơ là l m =1,5d (d : đường kính trục lắp bánh răng) Mayơ cần đủ cứng và bền, đường kính ngoài của mayơ là d m = 1,6d.
CÁC CHI TIẾT KHÁC
- Công dụng của nắp cửa thăm là:
+ Nơi đổ dầu bôi trơn và hộp giảm tốc khi thay dầu bôi trơn.
+ Quan sát các chi tiết máy bên trong hộp giảm tốc.
+ Công dụng của nút thông hơi là:
+ Cân bằng áp suất bên trong và bên ngoài hộp Nguyên nhân của sự tăng áp suất là do sự dãn nở của không khí bên trong hộp lúc nhiệt độ làm việc tăng lên.
+ Là tay nắm cho nắp cửa thăm.
Theo [bảng 10-12 trang 277] ta chọn kích thước của cửa thăm như sau: Đơn vị mm:
Bảng 6.2 Thông số kích thước của cửa thăm
Hình 6.1 Kết cấu nắp cửa thăm
Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để điều hoà không khí trong và ngoài hộp người ta dùng nút thông hơi:
Theo [bảng 10-16 trang 279] ta chọn các nút thông hơi như sau:
Bảng 6.3 Thông số kích thước của nút thông hơi
Hình 6.2 Kết cấu nút thông hơi
Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, đảm bảo luôn ở mức dầu cho phép để các chi tiêt trong hộp giảm tốc được bôi trơn tốt nhất.
Hình dáng và kích thước của que thăm dầu được biểu diễn như sau:
Nút tháo dầu: sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu nhớt mới Để tháo đầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Dựa vào [bảng 10-14 trang 278 ] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình sau:
Bảng 6.4 Thông số kích thước của nút tháo dầu d b m a f L e q D 1 D S l
- Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ta lắp các bu lông vòng trên nắp máy hoặc làm vòng móc Vòng móc có thể làm trên nắp hoặc trên thân hộp Đường kính d và chiều dày s của vòng móc chọn: d = s = 3.δ = 3.10 = 30 mm.
- Miếng đệm dày 1 mm, rộng 1 mm, d phụ thuộc vào đường kính bu lông trên hộp
- Theo [bảng 10 – 11a trang 275] cho phép ta chọn kích thước bu lông vòng theo khối lượng hộp giảm tốc đã chọn sơ bộ ở bảng 10 – 11b (đơn vị: mm) Theo bảng 10-11a trang (275) ta chọn đường kính bulông vòng M8 với số lượng là 2:
Bảng 6.5 Thông số chọn bulông vòng d d 1 d 2 d 3 d 4 d 5 h h 1 h 2 l f b C x R r 1 r 2
Hình 6.5 Vít nâng( bulong vòng)
Lỗ trục lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.
Bảng 6.6 Thông số chốt định vị (lấy theo bảng trang 273) d (mm) c (mm) l (mm)
BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
Ở trên chúng ta đã trình bày phương pháp bôi trơn bộ phận ổ Nên phần này chỉ trình bày bôi trơn các bộ truyền bánh răng Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong hộp dầu Vì mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao răng của bánh thứ hai, cho nên đối với bánh thứ tư chiều sau ngâm dầu khá lớn (ít nhất bằng 35 mm) Song vì vận tốc thấp nên công suất tổn hao để khoáy dầu không đáng kể Theo [bảng 10-17 trang 284] , ta chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 50 0 C là 80 centistoc hoặc 11 độ Engle và theo bảng 10-20 trang 286 chọn loại dầu AK-20.
Bảng 7.1 Dung sai lắp ghép bánh răng
(μmm¿ es( μmm) ei( μmm) ES( μmm) EI( μmm) Độ dôi lớn nhất(μmm) Độ hở lớn nhất(μmm)
Bánh răng thẳng cấp nhanh dẫn
Bánh răng thẳng cấp nhanh bị dẫn
Bánh răng thẳng cấp chậm dẫn
Bánh răng thẳng cấp chậm bị dẫn
Bảng 7.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn
( μmm¿ es ( μmm) ei ( μmm) ES ( μmm) EI
(μmm) Độ dôi lớn nhất (μmm) Độ hở lớn nhất ( μmm)
Bảng 7.3 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 Trên trục t1 Trên bạc t2
