BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP.HCMKHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ---ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ ĐỀ 02: Phương án THIẾT KẾ HỆ
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Công suất cần thiết của động cơ
Vì là tải không đổi nên
1000 =2 , 88(kW ) η chung = η ol 5 η 2 br η kn η đ η x ¿ 0,993 5 0 , 97 2 1 0 , 96 0.92 ¿ 0,8372
Tra giá trị hiệu suất của các bộ truyền ở bảng 2.3/Trang 19 – Tài liệu [1].
Trang 19-23 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- Trính chất – Lê Văn Uyển
Chọn hiệu suất các bộ truyền
Số vòng quay cần thiết của động cơ
Số vòng quay của xích tải khi làm việc n lv = 60000 v z p = 60000.0 , 9
Tra bảng 2.4 / 21 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển, chọn u d , u hn , u hs u ( i ) chung = u hs u d u kn =( 8÷ 40 ) ( 3 ÷ 5 ) 1 =( 24 ÷ 200 )
Số vòng quay cần thiết của động cơ
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n đb = 1500,3000(vòng /phút)
Chọn n đb = 3000 ¿) Đọc trang 14-18 , Phụ lục trang 234 – Tài liệu [1]
Tra phụ lục chọn động cơ
Tra phụ lục bảng P1.3 ta chọn được động cơ: 4A100S2Y3
Pđc= 4 kW, nđc= 2880 vòng/phút, Tmax/Tdn= 2,2 ; Tk/Tdn= 2
2 Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền của cơ cấu (máy)
Tỉ số truyền của các bộ truyền có trong cơ cấu (hộp giảm tốc hai cấp)
Tra bảng 3.1 trang 43 tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- Trịnh Chất –
Số vòng quay trên trục
Công suất trên trục
Momen xoắn trên các trục
Đọc trang 49 - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
4 Bảng số liệu tổng kết tính được Động cơ 1 2 3 4 5
BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP SỐ
Tính toán đai
Bước 1: Chọn loại đai thang
Theo công suất P dc =4 kW và số vòng quay n(80 , dựa hình 4.22/Trang 152 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc => chọn đai thang loại A bp= 11mm; bo= 13mm; h= 8mm ; yo= 2,8 mm; A= 81mm 2 ; dmin= 100
Bước 2: Xác định đường kính bánh đai dẫn
Chọn d min = 100 theo bảng 4.3 / Trang 128- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc d 1 = 1 , 2 d min = 1, 2.100 = 120 mm
Chọn d 1tiêu chuẩn theo trang 153- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Kiểm tra vận tốc của bánh đai dẫn (so sánh với giá trị max).
Bước 3: Chọn hệ số trượt và xác định đường kính bán kính đai bị dẫn theo công thức:
Ta chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,01 d 2 = d 1 u d (1−ξ )5 5,18495 (1−0 , 01)d1,6375 (mm)
Ta chọn d 2 = 630 mm trang 166 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Bước 4: Chọn sơ bộ a theo kết cấu hoặc theo đường kính d2
Chọn a= 0 , 9 d 2 = 567( theo tỉ số truyền bảng trang 166 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc )
Chọn L%00 mm = 2,5 m (theo tiêu chuẩn – trang 136 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Tính chính xác lại khoảng cách trục k= L - π ( d 1 + d 2 )
Tra bảng 4.4 trang 138 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc h = 8,7
Bước 5 : Tính số lần chạy đai trong 1 giây i = v L = 18,8495 2 , 5 =7,5398 N HO3
+ S H = 1,1 Tra bảng 6.13/trang223 - Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc + m H : Bậc đường cong mỏi σ OHlim 2 = 2 HB 1 + 70 = 2.270 + 70 = 610 σ OHlim 3 = 2 HB 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550
- Ứng suất uốn cho phép [ σ F ]
S F (6.47)-Trang226 - Cở sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
Vì N ' FE 2 > N FO ' 2 ;N FE 3 > N FO 3
Tính theo độ bền tiếp xúc :
3.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [ σ H ]
3.3.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng Ψ ba theo tiêu chuẩn
- Tra bảng 6.15-Trang 231-Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc chọn Ψ ba = 0,315
- Tính và chọn Ψ bd Ψ bd = Ψ ba ( u 2 + 1)
- Tính và chọn sơ bộ K H =1,01; K Hβ = 1,02
Theo bảng 6.4-Trang 209-Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
3.3.4 Tính khoảng cách trục a w a w 2 P.( u 2 + 1 ) √ 3 ψ ba T II [ σ K H ] Hβ 2 u 2 = 50 ( 2 , 61+1 ) √ 3 223751,0601 1 , 02
Chọn a w 2 = 200mm, theo tiêu chuẩn ở trang 231-Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc _Tính chiều rộng vánh đai b 3 = ψ ba a w 2 = 0,315 200 = 63 mmb 2 ' ¿ b 3 +(4 ÷ 5)= 100 +(4 ÷ 5)= 68 mm
Chọn m= 4 theo tiêu chuẩn trang 195-Cơ sở thiết kế máy–Nguyễn Hữu Lộc
3.3.7 Xác định lại tỉ số truyền
3.3.8 Xác định các kích thước bộ truyền
- Đường kính vòng đỉnh: d a ' 2 = d 2 ' + 2 m = 112 + 2.4 = 120 mm d a 3 = d 3 + 2m = 288 + 2.4 = 296 mm
- Đường kính vòng chân răng: d ' f 2 = d 2 ' − 2 , 5 m = 112 − 2 ,5.4 = 102 mm d f 3 = d 3 − 2, 5 m = 288 − 2 , 5.4 = 278 mm
- Đường kính vòng cơ sở: d b ' 2 =d w 2
' cos α w 2 cos20 =¿ 105,2455 mm d b 3 = d w 3 cos α w = 288 cos 20 =¿ 270,6314 mm Góc biên dạng: α = 20 o
3.3.9 Tính v và chọn cấp chính xác: v 2 ' = π d 2 '
Chọn cấp chính xác là 9 với v = 3 m/s Theo bảng 6.3 / trang 204- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
3.3.10 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
3.3.11 Chọn hệ số tải động
Tra bảng 6.5 -6.6/ Trang 210- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Công thức 6.63/Trang 228-229-230 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc. σ H = Z M Z H Z ε d w2 ' √ 2 T 2 K b u 2 H u ' ( u ' 2 2 + 1 ) ≤[ σ H ]
Z M = 190 MPa 1 /2 tra công thức 6,56/ trang 228 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc.
3.3.13 Tính các hệ số Y’F2, YF3
Công thức 6.80/Trang 236 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc.
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.
3.3.14 Tính ứng suất uốn tại đáy răng σ F = 2 T 3 Y F3 K Hβ K Hv d 3 b 3 m = 2 562506,7712 3,6533 1 , 02.1 , 06
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Z 1 – Z 2 (cấp nhanh)
3.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] và ứng suất uốn cho phép [ σ F ]
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
[ σ ¿¿ H ]= √ 0 ,5 ¿¿¿ Công thức ( 6.40b) – Trang222- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
+ S H = 1,1 Tra bảng 6.13/trang223 - Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
+ m H : Bậc đường cong mỏi σ OHlim 1 =2 HB 1+ 70=2.270 + 70a0 σ OHlim 2 =2 HB 2+ 70=2.240 +70U0
[σ¿¿H]=√ 0 ,5 ¿¿¿ = √ 0 , 5 (( 499 ) 2 +( 450 ) 2 ) G5,132 Mpa Điều kiện : [ σ H 1 ] ≤ [σ ¿¿ H ]≤ 1 , 25 [ σ H 1 ] ¿ ¿ 499 ≤ 475,132 ≤ 623 , 75 (thỏa điều kiện)
- Ứng suất uốn cho phép [ σ F ]
S F (6.47)-Trang226 - Cở sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
Vì N FE 1 > N FO 1 ; N FE2 > N FO 2
Tính theo độ bền tiếp xúc:
3.4.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [σ ]
3.4.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba theo tiêu chuẩn
Tra bảng 6.15 Trang 231- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
3.4.4 Tính khoảng cách trục aw
Công thức 6.90 / Trang 238 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc a w 1 C.( u 1 +1) √ 3 ψ ba T 1 [ K σ H ] Hβ 2 u 1 ¿ 43.( 3 , 83 + 1) √ 3 0,315 60650,5636 475,132 1 2 , 3 03 , 83 = 127,1335 MPa
Theo tiêu chuẩn ở trang 229 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc. Chọn a w = 125
Tính chiều rộng vánh đai b 2 =ψ ba a w1 =0,315 1259 mmb 1 ¿ b 2 +( 4 ÷ 5 )= 39 +( 4 ÷ 5 )= 44 mm
Công thức 6.68 – 6.70 / Trang 229 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc m n =( 0 ,01 ÷ 0 , 02 ) a w 1 =( 0 , 01÷ 0 , 02 ).125=(1 ,25 ÷ 2 , 5)
Chọn theo tiêu chuẩn trang 195 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc. mn = 2
Góc nghiên của răng thỏa 8 o ≤ β ≤ 20 o cos 8 o ≥ m n Z 1 ( u 1 + 1 )
Tính lại góc nghiêng: cos β= m n 2 .( z a 1 + z 2 ) w 1
3.4.7 Xác định lại tỉ số truyền u 1 ' = z 2 z 1
3.4.8 Xác định các kích thước bộ truyền
Đường kính vòng chia. d 1 = d w1 = m n cos β z 1 = 2
Đường kính vòng lăn. d 1 = d w1 Q,6528 mm d 2 = d w 2 = 198,3471 mm
Đường kính vòng đỉnh. d a 1 =d 1 +2mQ,6528+2 2
Đường kính vòng chân răng. d f 1 =d 1 −2,5mQ,6528−2,5 2
Đường kính vòng cơ sở. d b 1 = d w 1 cosβQ,6528 0,968I,9999 mm d b 3 = d w 2 cosβ 8,3471.0,9681,9999 mm
Góc ăn khớp. tanα w =tanα t =tanα cosβ=tan 20
Công thức tính ở bảng 6.3/ Trang 196 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
3.4.9 Tính v và chọn cấp chính xác v 1 = π d 1 n 1
Chọn cấp chính xác là 9, v gh = 6 m / s theo bảng 6.3 Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc. theo bảng 6.3 Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc.
3.4.10 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
Lực hướng tâm: F r 1=F r2 =F t1 tanα cosβ#48,394.tan 20
3.4.11 Chọn hệ số tải động
Theo bảng 6.6/Trang 211 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc.
Chọn K HV = 1 , 02 ;K FV = 1 , 04 ε α = [ 1 , 88−3 , 2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cosβ = [ 1 , 88−3 , 2 ( 25 1 + 96 1 ) ] 0,968=1,6636 n cx ≥ 9
Z M 0 MPa 1 /2 Z H = √ 4 cos sin ¿¿ β ¿ tanα tw =¿tanα nw cosβ =tan20
3.4.13 Tính các hệ số YF2, YF3
Công thức 6.80/Trang 236 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc.
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.
3.4.14 Tính ứng suất uốn tại đáy răng
Công thức 6.92/ Trang 242 - Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Tính toán, thiết kế trục và then
Chọn vật liệu làm trục
- Bảng 10.5/Trang 195 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 - Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
- Chọn vật liệu chế tạo trục:
Trục I : chọn vật liệu thép 45 – Tôi cải thiện σ b = 600 MPa , σ ch = 340 Mpa, [ σ ]= 63 Mpa
Trục II : chọn vật liệu thép 45 – tôi cải thiện σ b 0 MPa , σ ch X0 Mpa, [ σ ]U Mpa
Trục III : chọn vật liệu thép hợp kim loại 25XTT – thấm C σ b 50 MPa , σ ch 0 Mpa , [ σ ]U Mpa
Xác định chiều dài trục
4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục:
- Công thức 10.9/Trang 188 – Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. Đường kính ngõng trục lấy theo tiêu chuẩn để lắp ổ lăn.
Với ứng suất xoắn cho phép [ τ ] … 30 𝑀𝑃𝑎 d ≥ √ 3 ( 0 , 2 T ) [ τ ]
- Đường kính sơ bộ trục I d I ≥ √ 3 ( 0 ,2 T ) 1 [ τ 1 ] ≥ √ 3 0 60650,5636 , 2 ( 15÷ 30 ) !,6219 ÷ 27,2419
- Đường kính sơ bộ trục II d II ≥ √ 3 ( 0 , 2 T ) 2 [ τ 2 ] ≥ √ 3 223751,0601
- Đường kính sơ bộ trục III d III ≥ √ 3 ( 0 , 2 T ) 3 [ τ 3 ] ≥ √ 3 562506,7712
- Chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn b theo Bảng 10.2/Trang 189 – Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
4.2.2 Hộp số khai triển hai cấp
- Vẽ sơ đồ hộp số và ghi kí hiệu lên sơ đồ
4.1 Sơ đồ kí hiệu trục trong hộp số phân đôi
_Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên cơ cấu
+ Các kích thước chiều dài đọc Trang 189 – 191 [1]
+ Lưu ý: Nếu chiều dài mayơ của bánh răng nhỏ hơn bề rộng b của bánh răng thì chọn bằng b.
- Các trị số khoảng cách (Tra bảng 10.3/189 [1])
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k 1 =8 ÷15 chọn k 1 mm
+ Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp: k 2 =5 ÷ 15 chọn k 2 mm
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 ÷20 chọn k 3 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bulong h n = 15 ÷20 chọn h n = 20 mm
4.2.3 Xác định các kích thước
- Chiều dài may ơ bánh đai l md = (1,2 ÷ 1,5) d I = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5) ≤ b wđ P( mm ), Chọn l md = 50 mm
- Chiều dài may ơ nửa khớp nối l m33 = (1,4 ÷ 2,5) d III = (1,4 ÷ 2,5).50 = (70 ÷ 125)
- Chiều dài may ơ bánh răng trụ 1 lắp trên trục I l m12 = (1,2 ÷ 1,5) d I = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5) ≤ b w 1 = 44
- Chiều dài may ơ bánh răng trụ 2 lắp trên trục II l m22 = (1,2 ÷ 1 ,5 ¿ d II = (1,2 ÷ 1 ,5 ¿.40 = (48 ÷ 60) ≥ b w 29 =>Chọn l m22 = 39 (mm)
- Chiều dài may ơ bánh răng trụ 2’ lắp trên trục II l m23 = (1,2 ÷ 1 ,5 ¿ d II = (1,2 ÷ 1 ,5 ¿.40 = (48 ÷ 60) ≤ b ' w 2 h=> Chọn l m23 = 68 (mm)
- Chiều dài may ơ bánh răng trụ 3 lắp trên trục III l m32 = (1,2 ÷ 1,5) d III = (1,2 ÷ 1,5).50 = (60 ÷ 75) ≥ b w 3 = 63
- Khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 đến tiết diện lắp bánh răng trụ 2 trên trục II l 22 = 0,5( l m22 + b o 2) + k 1 + k 2 = 0,5.(39 + 23) + 10 +10 = 51 mm
- Khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 đến tiết diện lắp bánh răng trụ 2’ trên trục II l 23 = l 22 + 0,5( l m22 + l m23) + k 1 = 51 + 0,5(39 + 68) + 10 = 114,5 mm
_khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 đến giữa ổ lăn 2 l 21 = l 23 + 0.5 ¿ + b o 2)+ k 1 + k 2= 114.5+ 0.5(68+23)+10+10= 180 mm
Bảng 10.4/191- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1-Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
10.13/189 -Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1– Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
- Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến bánh răng trụ I l 12 = l22 = 51 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục I, tính từ bánh đai ở ngoài hộp giảm tốc đến ổ lăn l cd = 0,5( lm d + b o 1) + k 3 + h n = 0,5(50 + 17) + 15 +20 = 68,5 mm
- Khoảng cách giữa ổ lăn 1 và 2 trên trục I l 11 = l 21= 180
Bảng 10.4/191- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1-Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
- Khoảng cách từ ổ lăn 2 đến tiết diện bánh răng trụ trên trục III l 32 = l 21 − l 23 0 - 114,5e.5 mm
- Khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 và 2 trên trục III l m31 =l 21 =¿ 180 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục III l c33 = 0,5( l m33+ b o 3) + k 3 + h n = 0,5(80 + 29) + 15 + 20 = 89,5 mm
- Khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 đến tiết diện lắp bánh răng trụ 2 trên trục II l 22 = 0,5( l m22 + b o 2) + k 1 + k 2 = 0,5.(39 + 23) + 10 +10 = 51 mm
- Khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 đến tiết diện lắp bánh răng trụ 2’ trên trục II l 23 = l 22 + 0,5( l m22 + l m23) + k 1 = 51 + 0,5(39 + 68) + 10 = 114,5 mm
_khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 đến giữa ổ lăn 2 l 21 = l 23 + 0.5 ¿ + b o 2)+ k 1 + k 2= 114.5+ 0.5(68+23)+10+10= 180 mm
Bảng 10.4/191- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1-Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
10.13/189 -Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1– Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
- Khoảng cách từ ổ lăn 1 đến bánh răng trụ I l 12 = l22 = 51 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục I, tính từ bánh đai ở ngoài hộp giảm tốc đến ổ lăn l cd = 0,5( lm d + b o 1) + k 3 + h n = 0,5(50 + 17) + 15 +20 = 68,5 mm
- Khoảng cách giữa ổ lăn 1 và 2 trên trục I l 11 = l 21= 180
Bảng 10.4/191- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1-Trịnh Chất- Lê Văn Uyển
- Khoảng cách từ ổ lăn 2 đến tiết diện bánh răng trụ trên trục III l 32 = l 21 − l 23 0 - 114,5e.5 mm
- Khoảng cách từ giữa ổ lăn 1 và 2 trên trục III l m31 =l 21 =¿ 180 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục III l c33 = 0,5( l m33+ b o 3) + k 3 + h n = 0,5(80 + 29) + 15 + 20 = 89,5 mm
4.3 Tính phản lực tại các khớp gối
Xét trong mặt phẳng yOz Σ M A =0 ⇔ F rd 68,5 - F r 1 51 - F a 1 d w 1
Xét mặt phẳng xOZ Σ M xA = -51 F t1 -180 X B =0
Vẽ biểu đồ lực, momen trục I
Xét trong mặt phẳng yOz Σ M A = 0 ⇔ F r 2 51 - F a 2 d w 2
Vẽ biểu đồ lực, momen trục II
Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
Công thức 10.15/194 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
Chọn σ = 63 MPa (Bảng 10.5/195 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) d j = √ 3 0 , M 1.[ tdj σ ]
Công thức 10.17/194 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) d 10 = √ 3 0 M ,1 td [ 10 σ ] = √ 3 86319,8595 0 , 1.63 = 23,9289 mm d 11 = √ 3 0 M , 1 td [ 11 σ ] = √ 3 0 , 1.63 0 = 0 mm d 12 = √ 3 0 M ,1 td [ 12 σ ] = √ 3 52524,9229 0 , 1.63 = 20,2772 mm d 13 = √ 3 0 M ,1 td [ 13 σ ] = √ 3 189414,2438
Do có then nên tăng đường kính lên 5% d 12 ,2772 + 20,2772.5 % = ¿ 21,29 => chọn d 12 = 22 mm (bánh đai) d 13 = 31,0950 + 31,0950 5% = 32,64 => chọn d 13 = 32 mm (bánh răng)
Công thức 10.15/194 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
Chọn σ = 55 MPa (Bảng 10.5/195 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
Công thức 10.17/194 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) d 20 = √ 3 0 M ,1 td [ 20 σ ] = √ 3 0 , 1.55 0 =0 mm d 21 = √ 3 0 M ,1 td [σ 21 ] = √ 3 0 , 1.55 0 =0 mm
Do có then nên tăng đường kính lên 5% d 22 = 36,6520 + ( 36,6520 5%) = 38,4846 => chọn d 22 = 45 mm d 23 = 37,0143 + ( 37,0143 5%) = 38,8650 => chọn d 23 = 40 mm
- Tính đường kính trục tại các tiết diện j
Chọn σ = 55 MPa (Bảng 10.5/195 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập
1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) d 32 = √ 3 0 M ,1 td [ 32 σ ] = √ 3 565284,9667
0 , 1.55 E,5256 mm Chọn d30 = d31 = 50 mm ( của ổ lăn )
Do có then nên tăng đường kính lên 5% d 33 = 44,5757 + 44,5757 5 %= 46,80 chọn 48 mm (khớp nối) d 32 = 46,8419 +46,8419 5 %= 49,1839 chọn 52 mm (bánh răng)
Tra bảng 9.1a/173 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Công thức bảng 10.6/196, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất –
2.32 =¿5864,4505 mm 3 Đối với trục quay ứng suất uốn σ a 10 = M 10
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn : τ m10 =τ a 10 = τ m11 =τ a 11 = T 1
Tiết diện d (mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) Wo j (mm 3 ) σ aj τ mj = τ aj
Tra bảng 10.7 -> 10.12 / Trang 197 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển chọn: ψ σ =0 , 05 , ψ τ =0 ; σ m1 =0 ; K σ =1 , 76 ; Kx = 1,05 ; Ky = 1 ; ε σ =¿0,83
Tra bảng 10.7 -> 10.12 / Trang 197 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển chọn:
Tra công thức 10.20 và 10.21 ta có : σ −1 =0,436 σ b =¿ 0,436 600 = 261,6 τ −1 =0 , 58 σ −1 = 0,58 261,6 = 151,728 s σ 10 = σ −1
Tra bảng 9.1a/173 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
2 40 647,62061mm 3 Đối với trục quay ứng suất uốn σ a 22 = M 22
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn : τ m23 =τ a 23 = T 2
Tiết diện d (mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) Wo j (mm 3 ) σ aj τ mj = τ aj
Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn ψ σ =0 , 1 , ψ τ =0 , 05 ; σ m2 =0 ; k σ =2 , 26 ; kx = 1,1 ; ky = 1 ; ε σ =¿0,73
1 = 3,1958 Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn k τ =1 ,88 ; kx = 1,1 ; ky = 1 ; ε τ = 0 ,78
1 =2,5102 Tra bảng công thức 10.20 và 10.21 ta có : σ −1 = 0,436 σ b =¿ 0,436 850 = 370,6 τ −1 = 0 , 58 σ −1 = 0,58 370,6 = 214,948 s σ 22 = σ −1
Tra bảng 9.1a/173 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
2 48 = 20265,9254 mm 3 Đối với trục quay ứng suất uốn σ a 32 = M 32
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn : τ m33 =τ a 33 = T 3
(mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) Wo j (mm 3 ) σ aj τ mj =τ aj
Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn ψ σ =0 , 2 , ψ τ =0 , 1 ; σ m3 =0 ; k σ =2, 5 ; kx = 1,25 ; ky = 1 ; ε σ =¿0,7
1 =3,821 4 Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn k τ = 2 ,39 ; kx = 1,25 ; ky = 1 ; ε τ = 0 , 76
1 =3,3947 Tra bảng công thức 10.20 và 10.21 ta có : σ −1 =0,436 σ b =¿ 0,436 1150 = 501,4 τ −1 =0 , 58 σ −1 = 0,58 501,4 = 290,812 s σ 31 = σ −1
√ s σ 32 2 + s τ 32 2 = √ 5,4223 5,4223 2 7,5906 + 7,5906 2 = 4,4121 ≥ [ s ] =( 1 , 5 ÷ 2, 5 ) ¿>Trục III thỏa điềukiện bền
Chọn then bằng cho tất cả các vị trí lắp bánh răng
Tra bảng Công thức trang 173 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Do tải va đập nhẹ
Tra bảng 9.5 / trang 178 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất –
Kiểm nghiệm theo độ bền dập, theo công thức 9.1/trang 173, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Kiểm nghiệm theo độ bền cắt, theo công thức 9.2/Trang 173– Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển τ c12 = 2 T 1
32 36 10 = 10,5296 V=1) + F r , F a ; tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN) + k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t k t =1) + k σ : hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ( k σ =1,2 ) (Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 8: Khả năng tải động tính toán C tt m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đổi với ổ lăn Trang 213, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Bước 9: So sánh C tt với C
Như vậy ổ đã chọn chưa đảm bảo khả năng tải động, không thỏa điều kiện ( C tt ≤ C )
Vì vậy nên ta chọn ổ đũa côn, cỡ trung rộng
Bước 4’: Tính lực dọc trục phụ
- Chon hệ số e với ổ đũa côn: e = 1,5tg α = 1,5.tg(11,33 ° ) = 0,3
Bảng 11.3/396, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
- Với ổ đỡ chặn nên ta có:
S 2 = 0 ,83 e F rB = 0 , 83 0,33 1411,1266 = 351,3704 N (Trang 397, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)
- Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
F a2 = S 1 + F a = 1356,9909 + 608,7037 = 1965,6946 N (Bảng 11.5/398, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 5’: Chọn K σ , K t ,V theo điều kiện làm việc
- Chọn K σ = 1,2 (Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ)
- Chọn K t = 1 (Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ e Bảng 11.3/395, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc ta có X B = 0,4, Y B = 0,4cotg α
Bước 7’: Tính tuổi thọ theo triệu vòng quay
- Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì
L h = 8000 giờ (Bảng 11.2/214, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển)
- Xác định tải trọng quy ước trên từng ổ Đối với ổ đũa côn: Q = (X.V F r + Y F a ) k σ k t
Trong đó + X : hệ số tải hướng tâm + Y : hệ số tải dọc trục + V : hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V=1) + F r , F a ; tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN) + k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t k t =1) + k σ : hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ( k σ =1,2 ) (Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 8’: Khả năng tải động tính toán C tt m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10 3 đổi với ổ đũa côn Trang 213, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Bước 9’: So sánh C tt với C
Như vậy ổ đũa côn, cỡ trung rộng đã chọn thỏa mãn điều kiện C tt ≤ C
T,mm r, mm r 1 , mm α ¿) C, kN C o , mm
- Xác định tuổi thọ L m = 10 3 (đối với ổ đũa)
L = ( C Q ) m = ( 6539,715.10 45 , 5 −3 ) 10 3 = 642,9471 triệu vòng Theo công thức 11.17/392, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
C o : khả năng tải tĩnh của ổ (kN)
Q o : tải trọng tĩnh quy ước, đối với ổ đũa côn trị số lớn hơn trong 2 giá trị + Q o tính theo các công thức sau
Trong đó: X o , Y o – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có
Theo bảng 11.6/399, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
=> Q o = F rA = 4204,0013 N = 4,2 kN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
- Kiểm tra số vòng quay tới hạn: n ≤ n gh
[ D pw n gh ] = const Công thức 11.33/400, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
+ D pw : đường kính tâm các con lăn D pw =¿ D+ d
2 + Tích số [ D pw n gh ] phụ thuộc vào thông số kết cấu và vận hành ổ
Tra bảng 11.7/400, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
+ Chọn dạng bôi trơn do đây là ổ đũa và chọn dạng bôi trơn bằng mỡ + Ta có tích số [ D pw n gh ].10 −5 = 2,5
↔ n gh = 5747,1264 vòng/phút Thỏa điều kiện: n ≤ n gh ↔ 555,4537 vòng / ph út ≤ 5747,1264 vòng/ phút
Vậy ổ lăn được chọn cho trục I thỏa mãn các điều kiện
Bước 1 Sơ đồ tải trong của trục lắp ổ lăn
Bước 2 Xác định phản lực tại các gối đỡ
Theo công thức (11.26) của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 3 Chọn sơ bộ cỡ ổ
Bước 4 Tính lực dọc trục phụ Đối với ổ bi đỡ chặn theo công thức 11.27b
Vì S 1 > S 2 và F a > 0 theo bảng 11.5 tải trọng dọc trục
Với ổ bên trái F a1 = S 1 = 921,0577 Đối với ổ bên phải F a 2 = S 1 + F a = 921,0577+ 608,7037 = 1529,7614
Ta chọn ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn
Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Bước 6 Xác định hệ số X,Y
Theo bảng 11.3 của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 7 Tuổi thọ theo triệu vòng quay
Theo công thức 11.9b của Nguyễn Hữu Lộc
L h =8.2 300 5$000 giờ ( với hệ thống làm việc 2 ca , 1 năm làm 300 ngày , 1 ca làm việc 8 giờ và thời gian phục vụ là 5 năm)
Theo công thức 11.23 của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 8 Khả năng tải động tính toán
Theo công thức 11.20 của Nguyễn Hữu Lộc m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăng, m= 3 đổi với ổ lăn
Bước 9 Chọn ổ lăn theo điều kiện C tt ≤ C
+ Với đường kính d II = 40 mm
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp côn theo bảng P2.11/262, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Trong đó: X o , Y o – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có
Theo bảng 11.6/399, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
=> Q o = F rA = 3212,9552 N = 3,212 kN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
- Kiểm tra số vòng quay giớihạn Đường kính con lăn
[ D PW n gh ]= 10 − 5 = 1 , 3khi bôi trơn bằng mỡ và dạng ổ là ổ bi
Theo công thức 11.32 n ≤ n gh 145,027 vòng/phút < 2000 vòng/phút
Xác định lại tuổi thọ theo công thức 11.17
Bước 1: Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn
Bước 2: Xác định phản lực tại các gối đỡ
→ F RA > F RC chọn F RA tính
Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ K σ = 1 , 2(bảng 11.2/444 Cơ sở thiết kế máy)
Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ ( t ° C ) đến tải tuổi thọ ổ K t =1 vì nhiệt độ t n ↔1625 v ò ng / ph>55,5659 v ò ng / ph
Vậy ổ lăn được chọn cho trục III thỏa mãn các điều kiện
Xác định lại tuổi thọ của ổ
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi Vật liệu là gang xám GX 15-32 Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện Bề mặt lắp nắp và than 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 tháo dầu với độ dốc khoảng 2o Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản.
Nắp hộp δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 (mm) chọn δ1 = 9 (mm)
Chiều cao h tại nắp ổ trục 1: h =1 , 6 √ d 4 ( D 4 + 2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (52+ 2 , 5.10)D.4 chọn 54 Chiều cao h tại nắp ổ trục 2 và 3: h=1 ,6 √ d 4 ( D 4 +2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (90 +2 , 5.10)T.3 chọn 54 Độ dốc 2o.
Bu lông nền (d1): d1 ≥ 0,04a + 10 = 0,04 200 + 10 = 18 (mm) > 12 (mm) ⇒ Chọn d1 = 17 mm
Bu lông cạnh ổ (d2): d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = (0,7 ÷ 0,8) 17 = (11.9 ÷ 13.6) ⇒ Chọn d2 = 12 (mm).
Bu lông ghép bích nắp và thân (d3): d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = (0,8 ÷ 0,9).12 = (9.6 ÷ 10.8) ⇒ Chọn d3 = 10 (mm).
Bu lông ghép nắp ổ (d4): d4 = (0,6 ÷ 0,7) d2 = (0,6 ÷ 0,7) 14 = (8.4÷ 9.8) ⇒ Chọn d4 = 10 (mm).
Vít ghép nắp cửa thăm (d5): d5 = (0,5 ÷ 0,6 ) d2 = (0,5÷ 0,6) 14 = (7 ÷ 8.4) ⇒ Chọn d5 = 8 (mm).
6.1.4 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 bu lông cạnh ổ (K2):
K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) = 22,4 + 18,2 + (3 ÷ 5) = (43,6 ÷ 45,6) ⇒ Chọn K2 = 40 mm. Trong đó: E2 = 1,6 d2 = 1,6 14 = 22,4 (mm).
Chiều dày : khi không có phần lồi (S1):
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q:
6.1.7 Khe hở giữa các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp:
Giữa đỉnh răng với đáy hộp:
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:
Dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép Nhờ có chốt định vị thì khi xiếc bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18.4b, trang 91, tài liệu [4], ta có: d 8 mm c 1,2 mm l 25 ÷ 140 mm ⇒ Chọn L 46 mm
Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp.
Nắp quan sát tra bảng 18-5 trang 92, tài liệu [4], ta có:
Các thông số trong bảng 18-6, trang 93, tài liệu [4] :
Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu, tra bảng 18-7, trang 93, tài liệu [4] ta được kích thước nút tháo dầu trụ:
Các thông số tra bảng 18-7, chọn M22 x 2 ta được các thông số sau: d b m f L e q D S D0
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua
Các kích thước tra trong bảng sau:
Trục D mm D2 mm D3 mm D4 mm Z
D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ.
D3 – Đường kính ngoài của nắp. h – chiều dày nắp.
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước được tra trong bảng 15-17, trang 50, tài liệu [4] như sau:
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.
Bước nhảy giữa 2 đỉnh từ 2-3 mm tạo góc 60 độ
Số khe hở tối thiểu 3 khe
Dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.
6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc.
Lượng dầu bôi trơn là: (0,4÷0,8).P=(0,4÷0,8).11,167=(4,467÷8,934)l
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:
Theo bảng 18-11, trang 100, tài liệu [4]:
⇒ Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là : 160(20) 16 ( 3 )
Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100 °C Theo bảng 18-13 trang 101, tài liệu [4]
Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng g /cm 3 ở 20 °C
Dùng mỡ để bôi trơn ổ lăn.
Kích thước bulong vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Vật liệu bulong là thép 20 hoặc thép 25, còn trọng lượng Q của hộp được xác định gần đúng theo khoảng cách trục a1, a2, a3 hoặc chiều dài côn Re
Tra bảng 18-3b, trang 89, tài liệu [4] : Trọng lượng hộp giảm tốc, Kg
Hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2 a1 x a2 150 x 250
Tra bảng 18-3a, trang 89, tài liệu [4] : Kích thước bulong vòng, mm
6.6 Bảng dung sai lắp ghép
6.6.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng
Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
6.6.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục và trên bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian Chính vì vậy khi lắp ổ lăn vòng ngoài vào vỏ hộp ta chọn mối ghép k6, tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu [6]
Sai lệch giới hạn trên ( μ m) Sai lệch giới hạn dưới ( μ m) es ei
6.6.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
6.6.4 Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác
Kích thước tiết diện then Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
Kiểm nghiệm trục
Tra bảng 9.1a/173 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Công thức bảng 10.6/196, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất –
2.32 =¿5864,4505 mm 3 Đối với trục quay ứng suất uốn σ a 10 = M 10
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn : τ m10 =τ a 10 = τ m11 =τ a 11 = T 1
Tiết diện d (mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) Wo j (mm 3 ) σ aj τ mj = τ aj
Tra bảng 10.7 -> 10.12 / Trang 197 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển chọn: ψ σ =0 , 05 , ψ τ =0 ; σ m1 =0 ; K σ =1 , 76 ; Kx = 1,05 ; Ky = 1 ; ε σ =¿0,83
Tra bảng 10.7 -> 10.12 / Trang 197 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển chọn:
Tra công thức 10.20 và 10.21 ta có : σ −1 =0,436 σ b =¿ 0,436 600 = 261,6 τ −1 =0 , 58 σ −1 = 0,58 261,6 = 151,728 s σ 10 = σ −1
Tra bảng 9.1a/173 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
2 40 647,62061mm 3 Đối với trục quay ứng suất uốn σ a 22 = M 22
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn : τ m23 =τ a 23 = T 2
Tiết diện d (mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) Wo j (mm 3 ) σ aj τ mj = τ aj
Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn ψ σ =0 , 1 , ψ τ =0 , 05 ; σ m2 =0 ; k σ =2 , 26 ; kx = 1,1 ; ky = 1 ; ε σ =¿0,73
1 = 3,1958 Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn k τ =1 ,88 ; kx = 1,1 ; ky = 1 ; ε τ = 0 ,78
1 =2,5102 Tra bảng công thức 10.20 và 10.21 ta có : σ −1 = 0,436 σ b =¿ 0,436 850 = 370,6 τ −1 = 0 , 58 σ −1 = 0,58 370,6 = 214,948 s σ 22 = σ −1
Tra bảng 9.1a/173 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)
2 48 = 20265,9254 mm 3 Đối với trục quay ứng suất uốn σ a 32 = M 32
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn : τ m33 =τ a 33 = T 3
(mm) b x h t 1 W j (mm 3 ) Wo j (mm 3 ) σ aj τ mj =τ aj
Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn ψ σ =0 , 2 , ψ τ =0 , 1 ; σ m3 =0 ; k σ =2, 5 ; kx = 1,25 ; ky = 1 ; ε σ =¿0,7
1 =3,821 4 Tra bảng 10.7 -> 12 / Trang 197 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất chọn k τ = 2 ,39 ; kx = 1,25 ; ky = 1 ; ε τ = 0 , 76
1 =3,3947 Tra bảng công thức 10.20 và 10.21 ta có : σ −1 =0,436 σ b =¿ 0,436 1150 = 501,4 τ −1 =0 , 58 σ −1 = 0,58 501,4 = 290,812 s σ 31 = σ −1
√ s σ 32 2 + s τ 32 2 = √ 5,4223 5,4223 2 7,5906 + 7,5906 2 = 4,4121 ≥ [ s ] =( 1 , 5 ÷ 2, 5 ) ¿>Trục III thỏa điềukiện bền
Chọn then bằng cho tất cả các vị trí lắp bánh răng
Tra bảng Công thức trang 173 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Do tải va đập nhẹ
Tra bảng 9.5 / trang 178 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất –
Kiểm nghiệm theo độ bền dập, theo công thức 9.1/trang 173, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Kiểm nghiệm theo độ bền cắt, theo công thức 9.2/Trang 173– Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển τ c12 = 2 T 1
32 36 10 = 10,5296 V=1) + F r , F a ; tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN) + k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t k t =1) + k σ : hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ( k σ =1,2 ) (Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 8: Khả năng tải động tính toán C tt m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đổi với ổ lăn Trang 213, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Bước 9: So sánh C tt với C
Như vậy ổ đã chọn chưa đảm bảo khả năng tải động, không thỏa điều kiện ( C tt ≤ C )
Vì vậy nên ta chọn ổ đũa côn, cỡ trung rộng
Bước 4’: Tính lực dọc trục phụ
- Chon hệ số e với ổ đũa côn: e = 1,5tg α = 1,5.tg(11,33 ° ) = 0,3
Bảng 11.3/396, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
- Với ổ đỡ chặn nên ta có:
S 2 = 0 ,83 e F rB = 0 , 83 0,33 1411,1266 = 351,3704 N (Trang 397, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)
- Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
F a2 = S 1 + F a = 1356,9909 + 608,7037 = 1965,6946 N (Bảng 11.5/398, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 5’: Chọn K σ , K t ,V theo điều kiện làm việc
- Chọn K σ = 1,2 (Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ)
- Chọn K t = 1 (Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ e Bảng 11.3/395, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc ta có X B = 0,4, Y B = 0,4cotg α
Bước 7’: Tính tuổi thọ theo triệu vòng quay
- Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì
L h = 8000 giờ (Bảng 11.2/214, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển)
- Xác định tải trọng quy ước trên từng ổ Đối với ổ đũa côn: Q = (X.V F r + Y F a ) k σ k t
Trong đó + X : hệ số tải hướng tâm + Y : hệ số tải dọc trục + V : hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V=1) + F r , F a ; tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN) + k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t k t =1) + k σ : hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ( k σ =1,2 ) (Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 8’: Khả năng tải động tính toán C tt m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10 3 đổi với ổ đũa côn Trang 213, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Bước 9’: So sánh C tt với C
Như vậy ổ đũa côn, cỡ trung rộng đã chọn thỏa mãn điều kiện C tt ≤ C
T,mm r, mm r 1 , mm α ¿) C, kN C o , mm
- Xác định tuổi thọ L m = 10 3 (đối với ổ đũa)
L = ( C Q ) m = ( 6539,715.10 45 , 5 −3 ) 10 3 = 642,9471 triệu vòng Theo công thức 11.17/392, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
C o : khả năng tải tĩnh của ổ (kN)
Q o : tải trọng tĩnh quy ước, đối với ổ đũa côn trị số lớn hơn trong 2 giá trị + Q o tính theo các công thức sau
Trong đó: X o , Y o – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có
Theo bảng 11.6/399, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
=> Q o = F rA = 4204,0013 N = 4,2 kN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
- Kiểm tra số vòng quay tới hạn: n ≤ n gh
[ D pw n gh ] = const Công thức 11.33/400, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
+ D pw : đường kính tâm các con lăn D pw =¿ D+ d
2 + Tích số [ D pw n gh ] phụ thuộc vào thông số kết cấu và vận hành ổ
Tra bảng 11.7/400, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
+ Chọn dạng bôi trơn do đây là ổ đũa và chọn dạng bôi trơn bằng mỡ + Ta có tích số [ D pw n gh ].10 −5 = 2,5
↔ n gh = 5747,1264 vòng/phút Thỏa điều kiện: n ≤ n gh ↔ 555,4537 vòng / ph út ≤ 5747,1264 vòng/ phút
Vậy ổ lăn được chọn cho trục I thỏa mãn các điều kiện
Bước 1 Sơ đồ tải trong của trục lắp ổ lăn
Bước 2 Xác định phản lực tại các gối đỡ
Theo công thức (11.26) của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 3 Chọn sơ bộ cỡ ổ
Bước 4 Tính lực dọc trục phụ Đối với ổ bi đỡ chặn theo công thức 11.27b
Vì S 1 > S 2 và F a > 0 theo bảng 11.5 tải trọng dọc trục
Với ổ bên trái F a1 = S 1 = 921,0577 Đối với ổ bên phải F a 2 = S 1 + F a = 921,0577+ 608,7037 = 1529,7614
Ta chọn ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn
Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Bước 6 Xác định hệ số X,Y
Theo bảng 11.3 của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 7 Tuổi thọ theo triệu vòng quay
Theo công thức 11.9b của Nguyễn Hữu Lộc
L h =8.2 300 5$000 giờ ( với hệ thống làm việc 2 ca , 1 năm làm 300 ngày , 1 ca làm việc 8 giờ và thời gian phục vụ là 5 năm)
Theo công thức 11.23 của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 8 Khả năng tải động tính toán
Theo công thức 11.20 của Nguyễn Hữu Lộc m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăng, m= 3 đổi với ổ lăn
Bước 9 Chọn ổ lăn theo điều kiện C tt ≤ C
+ Với đường kính d II = 40 mm
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp côn theo bảng P2.11/262, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Trong đó: X o , Y o – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có
Theo bảng 11.6/399, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
=> Q o = F rA = 3212,9552 N = 3,212 kN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
- Kiểm tra số vòng quay giớihạn Đường kính con lăn
[ D PW n gh ]= 10 − 5 = 1 , 3khi bôi trơn bằng mỡ và dạng ổ là ổ bi
Theo công thức 11.32 n ≤ n gh 145,027 vòng/phút < 2000 vòng/phút
Xác định lại tuổi thọ theo công thức 11.17
Bước 1: Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn
Bước 2: Xác định phản lực tại các gối đỡ
→ F RA > F RC chọn F RA tính
Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ K σ = 1 , 2(bảng 11.2/444 Cơ sở thiết kế máy)
Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ ( t ° C ) đến tải tuổi thọ ổ K t =1 vì nhiệt độ t n ↔1625 v ò ng / ph>55,5659 v ò ng / ph
Vậy ổ lăn được chọn cho trục III thỏa mãn các điều kiện
Xác định lại tuổi thọ của ổ
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi Vật liệu là gang xám GX 15-32 Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện Bề mặt lắp nắp và than 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 tháo dầu với độ dốc khoảng 2o Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản.
Nắp hộp δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 (mm) chọn δ1 = 9 (mm)
Chiều cao h tại nắp ổ trục 1: h =1 , 6 √ d 4 ( D 4 + 2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (52+ 2 , 5.10)D.4 chọn 54 Chiều cao h tại nắp ổ trục 2 và 3: h=1 ,6 √ d 4 ( D 4 +2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (90 +2 , 5.10)T.3 chọn 54 Độ dốc 2o.
Bu lông nền (d1): d1 ≥ 0,04a + 10 = 0,04 200 + 10 = 18 (mm) > 12 (mm) ⇒ Chọn d1 = 17 mm
Bu lông cạnh ổ (d2): d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = (0,7 ÷ 0,8) 17 = (11.9 ÷ 13.6) ⇒ Chọn d2 = 12 (mm).
Bu lông ghép bích nắp và thân (d3): d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = (0,8 ÷ 0,9).12 = (9.6 ÷ 10.8) ⇒ Chọn d3 = 10 (mm).
Bu lông ghép nắp ổ (d4): d4 = (0,6 ÷ 0,7) d2 = (0,6 ÷ 0,7) 14 = (8.4÷ 9.8) ⇒ Chọn d4 = 10 (mm).
Vít ghép nắp cửa thăm (d5): d5 = (0,5 ÷ 0,6 ) d2 = (0,5÷ 0,6) 14 = (7 ÷ 8.4) ⇒ Chọn d5 = 8 (mm).
6.1.4 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 bu lông cạnh ổ (K2):
K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) = 22,4 + 18,2 + (3 ÷ 5) = (43,6 ÷ 45,6) ⇒ Chọn K2 = 40 mm. Trong đó: E2 = 1,6 d2 = 1,6 14 = 22,4 (mm).
Chiều dày : khi không có phần lồi (S1):
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q:
6.1.7 Khe hở giữa các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp:
Giữa đỉnh răng với đáy hộp:
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:
Dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép Nhờ có chốt định vị thì khi xiếc bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18.4b, trang 91, tài liệu [4], ta có: d 8 mm c 1,2 mm l 25 ÷ 140 mm ⇒ Chọn L 46 mm
Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp.
Nắp quan sát tra bảng 18-5 trang 92, tài liệu [4], ta có:
Các thông số trong bảng 18-6, trang 93, tài liệu [4] :
Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu, tra bảng 18-7, trang 93, tài liệu [4] ta được kích thước nút tháo dầu trụ:
Các thông số tra bảng 18-7, chọn M22 x 2 ta được các thông số sau: d b m f L e q D S D0
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua
Các kích thước tra trong bảng sau:
Trục D mm D2 mm D3 mm D4 mm Z
D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ.
D3 – Đường kính ngoài của nắp. h – chiều dày nắp.
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước được tra trong bảng 15-17, trang 50, tài liệu [4] như sau:
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.
Bước nhảy giữa 2 đỉnh từ 2-3 mm tạo góc 60 độ
Số khe hở tối thiểu 3 khe
Dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.
6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc.
Lượng dầu bôi trơn là: (0,4÷0,8).P=(0,4÷0,8).11,167=(4,467÷8,934)l
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:
Theo bảng 18-11, trang 100, tài liệu [4]:
⇒ Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là : 160(20) 16 ( 3 )
Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100 °C Theo bảng 18-13 trang 101, tài liệu [4]
Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng g /cm 3 ở 20 °C
Dùng mỡ để bôi trơn ổ lăn.
Kích thước bulong vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Vật liệu bulong là thép 20 hoặc thép 25, còn trọng lượng Q của hộp được xác định gần đúng theo khoảng cách trục a1, a2, a3 hoặc chiều dài côn Re
Tra bảng 18-3b, trang 89, tài liệu [4] : Trọng lượng hộp giảm tốc, Kg
Hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2 a1 x a2 150 x 250
Tra bảng 18-3a, trang 89, tài liệu [4] : Kích thước bulong vòng, mm
6.6 Bảng dung sai lắp ghép
6.6.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng
Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
6.6.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục và trên bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian Chính vì vậy khi lắp ổ lăn vòng ngoài vào vỏ hộp ta chọn mối ghép k6, tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu [6]
Sai lệch giới hạn trên ( μ m) Sai lệch giới hạn dưới ( μ m) es ei
6.6.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
6.6.4 Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác
Kích thước tiết diện then Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
Tính Then
Chọn then bằng cho tất cả các vị trí lắp bánh răng
Tra bảng Công thức trang 173 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Do tải va đập nhẹ
Tra bảng 9.5 / trang 178 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất –
Kiểm nghiệm theo độ bền dập, theo công thức 9.1/trang 173, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
Kiểm nghiệm theo độ bền cắt, theo công thức 9.2/Trang 173– Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển τ c12 = 2 T 1
32 36 10 = 10,5296 V=1) + F r , F a ; tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN) + k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t k t =1) + k σ : hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ( k σ =1,2 ) (Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 8: Khả năng tải động tính toán C tt m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đổi với ổ lăn Trang 213, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Bước 9: So sánh C tt với C
Như vậy ổ đã chọn chưa đảm bảo khả năng tải động, không thỏa điều kiện ( C tt ≤ C )
Vì vậy nên ta chọn ổ đũa côn, cỡ trung rộng
Bước 4’: Tính lực dọc trục phụ
- Chon hệ số e với ổ đũa côn: e = 1,5tg α = 1,5.tg(11,33 ° ) = 0,3
Bảng 11.3/396, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
- Với ổ đỡ chặn nên ta có:
S 2 = 0 ,83 e F rB = 0 , 83 0,33 1411,1266 = 351,3704 N (Trang 397, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)
- Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
F a2 = S 1 + F a = 1356,9909 + 608,7037 = 1965,6946 N (Bảng 11.5/398, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 5’: Chọn K σ , K t ,V theo điều kiện làm việc
- Chọn K σ = 1,2 (Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ)
- Chọn K t = 1 (Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ e Bảng 11.3/395, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc ta có X B = 0,4, Y B = 0,4cotg α
Bước 7’: Tính tuổi thọ theo triệu vòng quay
- Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì
L h = 8000 giờ (Bảng 11.2/214, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển)
- Xác định tải trọng quy ước trên từng ổ Đối với ổ đũa côn: Q = (X.V F r + Y F a ) k σ k t
Trong đó + X : hệ số tải hướng tâm + Y : hệ số tải dọc trục + V : hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V=1) + F r , F a ; tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN) + k t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t k t =1) + k σ : hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ( k σ =1,2 ) (Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc)
Bước 8’: Khả năng tải động tính toán C tt m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 10 3 đổi với ổ đũa côn Trang 213, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
Bước 9’: So sánh C tt với C
Như vậy ổ đũa côn, cỡ trung rộng đã chọn thỏa mãn điều kiện C tt ≤ C
T,mm r, mm r 1 , mm α ¿) C, kN C o , mm
- Xác định tuổi thọ L m = 10 3 (đối với ổ đũa)
L = ( C Q ) m = ( 6539,715.10 45 , 5 −3 ) 10 3 = 642,9471 triệu vòng Theo công thức 11.17/392, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
C o : khả năng tải tĩnh của ổ (kN)
Q o : tải trọng tĩnh quy ước, đối với ổ đũa côn trị số lớn hơn trong 2 giá trị + Q o tính theo các công thức sau
Trong đó: X o , Y o – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có
Theo bảng 11.6/399, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
=> Q o = F rA = 4204,0013 N = 4,2 kN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
- Kiểm tra số vòng quay tới hạn: n ≤ n gh
[ D pw n gh ] = const Công thức 11.33/400, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
+ D pw : đường kính tâm các con lăn D pw =¿ D+ d
2 + Tích số [ D pw n gh ] phụ thuộc vào thông số kết cấu và vận hành ổ
Tra bảng 11.7/400, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
+ Chọn dạng bôi trơn do đây là ổ đũa và chọn dạng bôi trơn bằng mỡ + Ta có tích số [ D pw n gh ].10 −5 = 2,5
↔ n gh = 5747,1264 vòng/phút Thỏa điều kiện: n ≤ n gh ↔ 555,4537 vòng / ph út ≤ 5747,1264 vòng/ phút
Vậy ổ lăn được chọn cho trục I thỏa mãn các điều kiện
Bước 1 Sơ đồ tải trong của trục lắp ổ lăn
Bước 2 Xác định phản lực tại các gối đỡ
Theo công thức (11.26) của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 3 Chọn sơ bộ cỡ ổ
Bước 4 Tính lực dọc trục phụ Đối với ổ bi đỡ chặn theo công thức 11.27b
Vì S 1 > S 2 và F a > 0 theo bảng 11.5 tải trọng dọc trục
Với ổ bên trái F a1 = S 1 = 921,0577 Đối với ổ bên phải F a 2 = S 1 + F a = 921,0577+ 608,7037 = 1529,7614
Ta chọn ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn
Trang 394, Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Bước 6 Xác định hệ số X,Y
Theo bảng 11.3 của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 7 Tuổi thọ theo triệu vòng quay
Theo công thức 11.9b của Nguyễn Hữu Lộc
L h =8.2 300 5$000 giờ ( với hệ thống làm việc 2 ca , 1 năm làm 300 ngày , 1 ca làm việc 8 giờ và thời gian phục vụ là 5 năm)
Theo công thức 11.23 của Nguyễn Hữu Lộc
Bước 8 Khả năng tải động tính toán
Theo công thức 11.20 của Nguyễn Hữu Lộc m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăng, m= 3 đổi với ổ lăn
Bước 9 Chọn ổ lăn theo điều kiện C tt ≤ C
+ Với đường kính d II = 40 mm
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp côn theo bảng P2.11/262, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Trong đó: X o , Y o – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có
Theo bảng 11.6/399, Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc
=> Q o = F rA = 3212,9552 N = 3,212 kN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
- Kiểm tra số vòng quay giớihạn Đường kính con lăn
[ D PW n gh ]= 10 − 5 = 1 , 3khi bôi trơn bằng mỡ và dạng ổ là ổ bi
Theo công thức 11.32 n ≤ n gh 145,027 vòng/phút < 2000 vòng/phút
Xác định lại tuổi thọ theo công thức 11.17
Bước 1: Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn
Bước 2: Xác định phản lực tại các gối đỡ
→ F RA > F RC chọn F RA tính
Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ K σ = 1 , 2(bảng 11.2/444 Cơ sở thiết kế máy)
Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ ( t ° C ) đến tải tuổi thọ ổ K t =1 vì nhiệt độ t n ↔1625 v ò ng / ph>55,5659 v ò ng / ph
Vậy ổ lăn được chọn cho trục III thỏa mãn các điều kiện
Xác định lại tuổi thọ của ổ
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi Vật liệu là gang xám GX 15-32 Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện Bề mặt lắp nắp và than 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 tháo dầu với độ dốc khoảng 2o Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản.
Nắp hộp δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 (mm) chọn δ1 = 9 (mm)
Chiều cao h tại nắp ổ trục 1: h =1 , 6 √ d 4 ( D 4 + 2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (52+ 2 , 5.10)D.4 chọn 54 Chiều cao h tại nắp ổ trục 2 và 3: h=1 ,6 √ d 4 ( D 4 +2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (90 +2 , 5.10)T.3 chọn 54 Độ dốc 2o.
Bu lông nền (d1): d1 ≥ 0,04a + 10 = 0,04 200 + 10 = 18 (mm) > 12 (mm) ⇒ Chọn d1 = 17 mm
Bu lông cạnh ổ (d2): d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = (0,7 ÷ 0,8) 17 = (11.9 ÷ 13.6) ⇒ Chọn d2 = 12 (mm).
Bu lông ghép bích nắp và thân (d3): d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = (0,8 ÷ 0,9).12 = (9.6 ÷ 10.8) ⇒ Chọn d3 = 10 (mm).
Bu lông ghép nắp ổ (d4): d4 = (0,6 ÷ 0,7) d2 = (0,6 ÷ 0,7) 14 = (8.4÷ 9.8) ⇒ Chọn d4 = 10 (mm).
Vít ghép nắp cửa thăm (d5): d5 = (0,5 ÷ 0,6 ) d2 = (0,5÷ 0,6) 14 = (7 ÷ 8.4) ⇒ Chọn d5 = 8 (mm).
6.1.4 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 bu lông cạnh ổ (K2):
K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) = 22,4 + 18,2 + (3 ÷ 5) = (43,6 ÷ 45,6) ⇒ Chọn K2 = 40 mm. Trong đó: E2 = 1,6 d2 = 1,6 14 = 22,4 (mm).
Chiều dày : khi không có phần lồi (S1):
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q:
6.1.7 Khe hở giữa các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp:
Giữa đỉnh răng với đáy hộp:
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:
Dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép Nhờ có chốt định vị thì khi xiếc bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18.4b, trang 91, tài liệu [4], ta có: d 8 mm c 1,2 mm l 25 ÷ 140 mm ⇒ Chọn L 46 mm
Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp.
Nắp quan sát tra bảng 18-5 trang 92, tài liệu [4], ta có:
Các thông số trong bảng 18-6, trang 93, tài liệu [4] :
Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu, tra bảng 18-7, trang 93, tài liệu [4] ta được kích thước nút tháo dầu trụ:
Các thông số tra bảng 18-7, chọn M22 x 2 ta được các thông số sau: d b m f L e q D S D0
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua
Các kích thước tra trong bảng sau:
Trục D mm D2 mm D3 mm D4 mm Z
D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ.
D3 – Đường kính ngoài của nắp. h – chiều dày nắp.
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước được tra trong bảng 15-17, trang 50, tài liệu [4] như sau:
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.
Bước nhảy giữa 2 đỉnh từ 2-3 mm tạo góc 60 độ
Số khe hở tối thiểu 3 khe
Dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.
6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc.
Lượng dầu bôi trơn là: (0,4÷0,8).P=(0,4÷0,8).11,167=(4,467÷8,934)l
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:
Theo bảng 18-11, trang 100, tài liệu [4]:
⇒ Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là : 160(20) 16 ( 3 )
Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100 °C Theo bảng 18-13 trang 101, tài liệu [4]
Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng g /cm 3 ở 20 °C
Dùng mỡ để bôi trơn ổ lăn.
Kích thước bulong vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Vật liệu bulong là thép 20 hoặc thép 25, còn trọng lượng Q của hộp được xác định gần đúng theo khoảng cách trục a1, a2, a3 hoặc chiều dài côn Re
Tra bảng 18-3b, trang 89, tài liệu [4] : Trọng lượng hộp giảm tốc, Kg
Hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2 a1 x a2 150 x 250
Tra bảng 18-3a, trang 89, tài liệu [4] : Kích thước bulong vòng, mm
6.6 Bảng dung sai lắp ghép
6.6.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng
Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
6.6.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục và trên bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian Chính vì vậy khi lắp ổ lăn vòng ngoài vào vỏ hộp ta chọn mối ghép k6, tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu [6]
Sai lệch giới hạn trên ( μ m) Sai lệch giới hạn dưới ( μ m) es ei
6.6.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
6.6.4 Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác
Kích thước tiết diện then Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi Vật liệu là gang xám GX 15-32 Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện Bề mặt lắp nắp và than 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 tháo dầu với độ dốc khoảng 2o Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản.
Nắp hộp δ1 = 0,9.δ = 0,9.9 = 8,1 (mm) chọn δ1 = 9 (mm)
Chiều cao h tại nắp ổ trục 1: h =1 , 6 √ d 4 ( D 4 + 2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (52+ 2 , 5.10)D.4 chọn 54 Chiều cao h tại nắp ổ trục 2 và 3: h=1 ,6 √ d 4 ( D 4 +2 , 5 d 4 )=1, 6 √ 10 (90 +2 , 5.10)T.3 chọn 54 Độ dốc 2o.
Bu lông nền (d1): d1 ≥ 0,04a + 10 = 0,04 200 + 10 = 18 (mm) > 12 (mm) ⇒ Chọn d1 = 17 mm
Bu lông cạnh ổ (d2): d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = (0,7 ÷ 0,8) 17 = (11.9 ÷ 13.6) ⇒ Chọn d2 = 12 (mm).
Bu lông ghép bích nắp và thân (d3): d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = (0,8 ÷ 0,9).12 = (9.6 ÷ 10.8) ⇒ Chọn d3 = 10 (mm).
Bu lông ghép nắp ổ (d4): d4 = (0,6 ÷ 0,7) d2 = (0,6 ÷ 0,7) 14 = (8.4÷ 9.8) ⇒ Chọn d4 = 10 (mm).
Vít ghép nắp cửa thăm (d5): d5 = (0,5 ÷ 0,6 ) d2 = (0,5÷ 0,6) 14 = (7 ÷ 8.4) ⇒ Chọn d5 = 8 (mm).
6.1.4 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 bu lông cạnh ổ (K2):
K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) = 22,4 + 18,2 + (3 ÷ 5) = (43,6 ÷ 45,6) ⇒ Chọn K2 = 40 mm. Trong đó: E2 = 1,6 d2 = 1,6 14 = 22,4 (mm).
Chiều dày : khi không có phần lồi (S1):
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q:
6.1.7 Khe hở giữa các chi tiết
Giữa các bánh răng với thành trong hộp:
Giữa đỉnh răng với đáy hộp:
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:
Dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép Nhờ có chốt định vị thì khi xiếc bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18.4b, trang 91, tài liệu [4], ta có: d 8 mm c 1,2 mm l 25 ÷ 140 mm ⇒ Chọn L 46 mm
Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp.
Nắp quan sát tra bảng 18-5 trang 92, tài liệu [4], ta có:
Các thông số trong bảng 18-6, trang 93, tài liệu [4] :
Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu, tra bảng 18-7, trang 93, tài liệu [4] ta được kích thước nút tháo dầu trụ:
Các thông số tra bảng 18-7, chọn M22 x 2 ta được các thông số sau: d b m f L e q D S D0
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua
Các kích thước tra trong bảng sau:
Trục D mm D2 mm D3 mm D4 mm Z
D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ.
D3 – Đường kính ngoài của nắp. h – chiều dày nắp.
Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước được tra trong bảng 15-17, trang 50, tài liệu [4] như sau:
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.
Bước nhảy giữa 2 đỉnh từ 2-3 mm tạo góc 60 độ
Số khe hở tối thiểu 3 khe
Dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.
6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc.
Lượng dầu bôi trơn là: (0,4÷0,8).P=(0,4÷0,8).11,167=(4,467÷8,934)l
Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:
Theo bảng 18-11, trang 100, tài liệu [4]:
⇒ Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là : 160(20) 16 ( 3 )
Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100 °C Theo bảng 18-13 trang 101, tài liệu [4]
Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng g /cm 3 ở 20 °C
Dùng mỡ để bôi trơn ổ lăn.
Kích thước bulong vòng được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Vật liệu bulong là thép 20 hoặc thép 25, còn trọng lượng Q của hộp được xác định gần đúng theo khoảng cách trục a1, a2, a3 hoặc chiều dài côn Re
Tra bảng 18-3b, trang 89, tài liệu [4] : Trọng lượng hộp giảm tốc, Kg
Hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2 a1 x a2 150 x 250
Tra bảng 18-3a, trang 89, tài liệu [4] : Kích thước bulong vòng, mm
6.6 Bảng dung sai lắp ghép
6.6.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng
Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
6.6.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục. Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục và trên bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian Chính vì vậy khi lắp ổ lăn vòng ngoài vào vỏ hộp ta chọn mối ghép k6, tra bảng 1.14, trang 34 và bảng 1.31, trang 61, tài liệu [6]
Sai lệch giới hạn trên ( μ m) Sai lệch giới hạn dưới ( μ m) es ei
6.6.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
6.6.4 Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác
Kích thước tiết diện then Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
Sai lệch giới hạn trên ( μ m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μ m)
