Đồ Án chi tiết máy thiết kế trạm dẫn Động băng tải – Đề 12 – phương Án 1

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một yêu cầu không thể thiếu đối vớimột kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.. Thông qua đồ án môn học Chi

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tính công suất

- Hiệu suất bộ dẫn động:

 brc : Hiệu suất bánh răng côn = 0,97

 brt : Hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng = 0,98

 ol : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn = 0,99

Tra bảng 2.3 trang 19 (sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1)

- Tính công suất động cơ:

Plv : công suất làm việc trên trục máy công tác (kW)

P : lực vòng trên băng tải (N)

Ptđ : là công suất tương đương của động cơ (kW)

P1 : công suất của động cơ trong 4h làm việc đầu ( kW )

P2 : công suất của động cơ trong 4h làm việc tiếp theo ( kW )

- Để đơn giản hóa việc tính toán, vì momen khởi động chỉ chiếm 3s nên ta bỏ qua không xét.

Khi đó : Theo công thức 2.13 trang 20 (sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1), ta có:

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Số vòng quay của trục công tác

Số vòng quay trục công tác n lv = 60000 v π D = 60000.1,3 π 380 = 65,34 (v/phút) Trong đó: v: vận tốc của băng tải (m/s)

D: đường kính của tang quay (mm)

Công thức 2.16 trang 21 (sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1).

Tính toán tỷ số truyền sơ bộ

Gọi : ubrc: là tỉ số truyền hệ bánh răng côn ubrt: là tỉ số truyền hệ bánh răng trụ răng thẳng ukn: là tỉ số truyền khớp nối = 1 ut : là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Tra bảng 2.4 trang 21 (sách tính toán dẫn động cơ khí – tập 1) chọn: tỉ số truyền trong các bộ truyền bánh răng côn - trụ với tỉ số truyền ut = ubrc ubrt = 22

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv ut = 65,34 22 = 1437,48 (v/phút)

Chọn động cơ

- Ta cần chọn động cơ điện có Pđc  Pct = 10,488 (kW) n đb ≈ n sb = 1437,48 (v/phút)

Mômen mở máy thỏa điều kiện:

Trong đó: Tmm : mô men mở máy

Tk : mô men khởi động của động cơ

- Động cơ phải có Pđc  Pct vàn đb ≈ n sb Tra (bảng P1.3 trang 238 - sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1) ta tìm được động cơ điện:

Tên động cơ Công suất Pđc (kW) Số vòng quay nđb (v/p) cos φ %

Sau khi có số vòng quay của động cơ là 1458v/ph ta chọn lại ut ut = n đ c nlv = 1458

5 Phân phối tỉ số truyền trên các trục:

- Chọn tỉ số truyền của hộp là: uh = 22

- Phân tỉ số truyền cho cặp bánh răng côn (cấp nhanh) bánh răng trụ (cấp chậm).

- Theo công thức 3.17 trang 45( sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1) , ta có:

- Theo hình 3.21 trang 45 với uh = 22 và  K c K 3 16,78cùng công thức 3.15 trang

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: utt = u1.u2 = 5,55.3,96= 21,978 Δuu= u h −u tt u h

=> Vậy bộ truyền thỏa điều kiện về sai số cho phép.

6 Tính toán thông số các trục:

- Số vòng quay các trục:

Tính toán thông số các trục

- Số vòng quay các trục:

- Công suất trên các trục:

- Mômen xoắn trên các trục: do công suất động cơ tính toán Pct 488 (kW) phải nhỏ hơn công suất động cơ lựa chọn Pđc= 11,0 (kW) , nđc = 1458 (v/phút).

Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN - TRỤ 2 CẤP

Chọn vật liệu

- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình nên chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB ≤ 350 để chế tạo bánh răng Đồng thời do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

Theo bảng 6.1 trang 92 sách [I] ta chọn:

- Bánh nhỏ: Chọn thép 45 tôi cải thiện có σ b1 0MPa ; σ ch1 X0MPa Độ rắn đạt HB 241 ÷ 285

- Bánh lớn: Chọn thép 45 tôi cải thiện có σ b2 u0Mpa ; σ ch2 E0MPa Độ rắn đạt HB 192 ÷ 240

- Theo bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1 ta có: SH =1,1 ; SF 1,75

- Chọn độ cứng bánh nhỏ: HB1= 250

- Chọn độ cứng bánh lớn : HB2 = 240

Xác định ứng suất cho phép

- Ta có độ cứng bánh nhỏ HB1%0, bánh lớn HB2$0 Theo công thức ở bảng 6.2 trang 94, ta có: lim1 2.250 70 570 o

- Theo công thức 6.5,6.7 trang 93 sách tính toán thiết kế tập 1, số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:

 Trong đó: c, Ti, ni, ti lần lượt là số lần ăn khớp, mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

Vậy NHE2 > NHO2 do đó lấy NHE2 = NHO2 nên KHL2 = 1

Tương tự với bánh nhỏ NHE1 > NHO1 do đó lấy NHE1 = NHO1 nên KHL1 = 1

- Theo công thức 6.1a trang 93, ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Với SH =1,1 là hệ số an toàn khi tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế tập 1.

Vậy để tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, lấy

Theo công thức 6.8 trang 93 sách [I],

Với mF= mH= 6 bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc và uốn khi độ rắn mặt răng có HB ≤ 350.

Với NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO=4.10 6 với mọi loại thép

 Do u2 NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1 Ứng suất uốn cho phép: Theo công thức 6.2a trang 92 sách tính toán thiết kế tập

Trong đó: KFC = 1 là hệ số xét đến sự ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay 1 chiều; SF =1,75 theo bảng 6.2 trang 94 với bánh răng có độ cứng < 350 HB.

MPa Ứng suất quá tải cho phép: Theo 6.13 và 6.14 sách tính toán thiết kế tập 1

Với bánh răng thường hóa, thép tôi cải thiện [  H ] max  2,8  ch

Khi HB≤350 thì [F i] max = 0,8ch

Tính toán bộ truyền cấp nhanh, bánh răng côn răng thẳng

3.1 Xác định chiều dài côn ngoài

- Theo công thức 6.52a trang 112 sách tính toán thiết kế tập 1

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép KR= 0,5 Kd = 0,5.100 = 50 MPa 1/3 ; chọn Kbe 0,25 Theo bảng 6.21trang 113 với:

Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ 1 HB Zv = 1; R a  2,5 1, 25  m => ZR = 0,95; da < 700 mm => KxH = 1.

Như vậy  H  [  H ] và sai lệch không quá lớn, do đó có thể chọn b theo công thức lấy b = 47 mm.

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bến uốn

- Theo công thức 6.65 trang 116 sách [I]

Trong đó   F 0, 016 , tra bảng 6.15, go = 47, tra bảng 6.16

=1+ 27,38.46 57,752.58492,11 1,35.1 =1,46; trong đó K F   1 do là bánh răng côn răng thẳng Theo công thức 6.68 trang117 sách [I].

- Do đó theo công thức 6.67 trang 117

- Với răng thẳng Y   1 , hệ số kể đến độ nghiêng răng.

Với zv1; zv2; x1; x1; trong bảng 6.18 trang 109 được YF1 = 3,49; YF2 = 3,65 Thay các giá trị vừa tính vào công thức 6.65: σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

3.5 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo đầu bài ta có: max 1,3 qt

, trong đó M: là mômen khi làm việc; Mmax : là mômen khi mở máy – quá tải.

Theo công thức 6.48 trang 110 sách [I]. max [ ] max

Theo công thức 6.49 trang 110 sách [I] max

  Trong đó :  F tính theo 6.65, 6.66; [  F ] max tính theo 6.14

Vậy độ bền quá tải đươc đảm bảo.

3.6 Thông số bộ truyền bánh răng côn

Thông số Kí hiệu Giá trị Đường kính trung bình d m (mm) dm1 = 55,75

Chiều dài côn ngoài R e (mm) 185,95

Môđun vòng ngoài m te (mm) 3

Chiều rộng vành răng b (mm) 46

Số răng bánh chủ động Z 1 22

Số răng bánh bị động Z 2 122

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x 1 , x 2 (mm) 0,41 ; -0,41

3.7 Các thông số khác theo bảng 6.19 trang 111 sách [I]: Đường kính chia ngoài de = mteZ1(2) de1 = 66 mm de2 = 366 mm

  Z     δ 1 = 9 o 53 ’ 2,85” δ 2 = 80 o 6 ’ 57,17” Chiều cao răng ngoài he = 2.hte.mte + c he = 6,6 mm

Chiều cao đầu răng ngoài h ae1 = ( h te + x n 1 cos β m ) m te hae2 = 2htemte – hae1 hae1 = 4,23 mm hae2 = 1,77 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1(2) = he – hae1(2) hfe1 = 2,37 mm hfe2 = 4,83 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1(2) = de1(2) + 2 hae1(2)Cos(δ ¿¿ 1(2)) ¿ dae1 = 74,33 mm dae2 = 366,63 mm

Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.

- Bánh nhỏ: Chọn thép 45 tôi cải thiện có σ b3 0MPa ; σ ch 3 = 580MPa Độ rắn đạt HB 241 ÷ 285

- Bánh lớn: Chọn thép 45 tôi cải thiện có σ b4 u0Mpa ; σ ch 4 = 450MPa Độ rắn đạt HB 192 ÷ 240

- Theo bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế cơ khí – tập 1 ta có: SH =1,1 ; SF 1,75

- Chọn độ cứng bánh nhỏ: HB3= 250

- Chọn độ cứng bánh lớn : HB4 = 240

4.2 Xác định khoảng cách trục

- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, tra bảng 6.5 Ka = 49,5

- T1 : mômen trên trục chủ động , ở đây là trục 2 T2 = 323141,539N.mm

- K H  hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, tra bảng 6.7, với: ψ bd =0,53 ψ ba (u 2 ±1)⇒ ψ bd =0,53.0,3 (3,96+ 1)= 0.79, lấy dấu “+” với bánh răng ăn khớp ngoài Theo sơ đồ 5:

- [  H ] 500  Mpa, lấy theo [  H 2 ] , do bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lấy theo [  H ] nhỏ hơn.

- Vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên lấy dấu “+”

4.3 Xác định các thông số ăn khớp.

- Theo công thức 6.17 trang 97 : m=(0,01 ÷ 0,02) a w 2 =(0,01 ÷ 0,02 ).260 =2,6 ÷ 5,2mm

- Theo bảng 6.8 trang 99 chọn môđun pháp m = 3

- Theo công thức 6.19 trang 99 ta có : z 1 = 2 a w2 m.(u 2 + 1) = 2.254

Số răng bánh lớn: z2 = u2.z1 = 3,96.34= 134,64 ; Lấy z 4 = 135 răng.

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: u m2 = z 4 z 3 = 135

- Sai số tỉ số truyền: Δuu= | u 2 − u 2 u m2 | 100 = | 3,96 3,96 −3,97 | 100= 0,25 %

4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Theo công thức 6.33 trang 105 sách [I]:

- ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5

- ZH : hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12 trang 106 sách [I]; ZH 1,76

- Z  :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính theo 6.36a/105 do  0

Trong đó:   được tính gần đúng theo công thức 6.38b trang 105 sách [I] ε α = [ 1,88−3,2 ( z 1 3 + z 1 4 ) ] cos β= [ 1,88−3,2 ( 34 1 + 135 1 ) ] cos (¿ 0)=1,76 ¿ ; vì răng thẳng nên   0 cos 1 sin 0 b w

; do là bánh răng thẳng nên   0.

- d w 1 : đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w 1 = 2 a w 2 u m2 + 1 = 2.254

60000 =1,41m/s; Trong đó: n2 : số vòng quay bánh chủ động.

- Tra bảng 6.13 trang 106 chọn cấp chính xác 9.

Trong đó :  H  0, 006 tra bảng 6.15 trang 107, với răng thẳng không vát đầu răng. go = 73 tra bảng 6.16 trang 107 với cấp chính xác 9.

Trong đó: T2 = 311910,93 N.mm b w =ψ ba a w =0,3.254v,2mm dw1 = 102,21 mm

K   do bánh răng trụ răng thẳng

Thay các giá trị vừa tìm được vào 6.33 ta có: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 2 w K d H w 2 ( 1 u u m2 m2 +1 ) '4.1,76 0,87 √ 2.311910,93 1,113 (3,97 +1)

76,2.102,2 1 2 3,97 = 438,4Mpa Xác định chính xác ướng suất cho phép:

- Theo công thức 6.1 và 6.1a, [  H ] '  [  H ] Z Z K v R xH  500.1.0, 95.1 475  MPa, trong đó : v  0,84 5  m/s => Zv = 1; R a  2,5 1, 25  m => ZR = 0,95; da < 700 mm

Như vậy σ H = 438,4 MPa K F   1,12

- Vì bánh răng trụ răng thẳng nên, chọn K F   1

- Theo công thức 6.46 trang 109 sách [I]

- K F   1 do bánh răng trụ răng thẳng

Số răng tương đương: z v 3 = z 3 cos 3 β = 34 cos 3 0 4răng z v 4 = z 4 cos 3 β = 135 cos 3 0 5răng Tra bảng 6.18 trang 109 với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta có YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6 Với m = 3 mm, YS = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1 ; YR = 1 ; KxF

= 1 (da < 400mm), do đó có thể theo công thức 6.2 trang 91 và 6.2a trang 93 sách [I].

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được vào công thức 6.43 và 6.44 trang 108 sách [I] σ F1 = 2 T 2 K F Y ε Y β Y F1 b w d w 1 m = 2.311910,93 1,29.0,58 1 3,7

3,7 q,91MPa Vậy độ bền quá tải đươc đảm bảo.

4.7 Các thông số của bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng

- Khoảng cách trục: aw = 25 mm

- Chiều rộng vành răng: bw = 76,2 mm

- Số răng của bánh răng: Z1 = 34; Z2 5

- Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 (VÌ Z > 30)

Theo các công thức trong bảng 6.11 trang 104 sách [I], tính được: Đường kính vòng chia

 d 1 = 3.34 cos 0 2mm d 2 = 3.135 cos 0 = 405 mm Đường kính đỉnh răng d a 1(2)  d 1(2)  2(1  x 1(2)   y m ) da1 = 108 mm da2 = 411 mm Đường kính đáy răng d f 1(2)  d 1(2)  (2,5 2  x 1(2) ) m df1 = 94,5 mm df2 = 397,5 mm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Thiết kế trục

- Vì trục được thiết kế là trục truyền làm việc trong hộp giảm tốc, nên chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có   b 750 MPa.

1.2 Sơ đồ đặt lực trên trục (biểu diễn lực trên 3 trục và hệ tọa độ dùng chung cho 3 trục).

1.3 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Theo công thức 10.9 trang 188 sách [I]

T – mômen xoắn trên trục thứ k, N.mm [ ] - ứng suất xoắn cho phép trên trục , MPa

- Tra bảng P1.7 trang 242 Đối với động cơ 4A132M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc

= 38(mm) Đường kính đầu vào của trục hôp giảm tốc nối với trục động cơ lắp bằng khớp nối thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8…1,2) dđc d 1 =( 0,8÷ 1,2) d đ c 0,4÷ 53,2( mm )

Chọn đường kính trục 1: d1 = 40 (mm) Đường kính trục 2 : d 2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ ] 2 = √ 3 311910,93 0,2.18 D,25 (mm)⇔ d 2 E (mm ) Đường kính trục 3 : d 3 ≥ √ 3 0,2 T 3 [ τ ] 3 = √ 3 1197708,77 0,2.28 Y,8 ( mm )⇒ d 3 `(mm)

Ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho từng trục lần lượt là : Trục 1 : b01 = 23 (mm); Trục 2 : b02 = 25 (mm); Trục 3 : b03 31(mm)

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

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác.

Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên :

Chọn l m32 = 120 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ :

Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn : l m23 =(1,2 … 1,4) d 2 =( 1,2 … 1,4) 45T … 63 (mm)

Chọn l m23 = 60 mm Chiều dài mayơ bánh trụ nhỏ : l m22 =(1,2 … 1,5) d 2 =( 1,2 … 1,5) 45T … 67,5 ( mm)

Chọn l m22 = 65 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn : l m31 =(1,2 …1,5) d 3 =( 1,2… 1,5) 60= 72… 90 (mm )

- Tra bảng 10.3 trang 189 tập 1 : k1 làkhoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :

 k 1 = 12 mm k2 là khoảng cách từ mặt mặt mút ổ đến thành trong của hộp :

 k 2 = 9 mm k3 là khoảng cách từ mặt cạnh của các chi tiết quay đến nắp ổ :

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông :

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục :

- Theo công thức bảng 10.4 trang 191 :

Trong đó : hn : là chiều cao nắp ổ và đầu bulông lc12 : là khoảng cách côngxôn

1.5 Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục. a Lực tác dụng lên bánh răng côn.

- Theo công thức 10.3 trang 184 sách 1 ta có:

Trong đó : dm1 : đường kính trung bình bánh nhỏ.

- Lực do khớp nối trục

Trong đó Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (nối trục vòng đàn hồi) Tra bảng 16.10a trang 68 (Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2) d1@ => Dt 0 mm.

- Lực dọc trục: F a 1  F r 2  F t 1 Tan Sin   1

- Lực hướng tâm: F r 1  F a 2  F t 1 Tan Cos   1

= 725,59(N) Trong đó :  là góc ăn khớp:  20 o

 1góc côn chia bánh nhỏ b Lực tác dụng lên bánh răng trụ.

- Theo công thức 10.1 trang 184 sách [1] ta có:

- Lực hướng tâm: F r 3 =F r4 = F t 3 tan αa03,33 tan2 0 o "21,43( N )

- Lực hướng tâm do khớp nối gây ra:

Trong đó Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (nối trục vòng đàn hồi) Tra bảng 16.10a trang 68 tập 2 với d3` mm => D!0 mm

1.6 Vẽ các biểu đồ momen uốn và momen xoắn trên các trục:

Sơ đồ phân tích lực trên trục I với các thông số: l11 = 110 mm l12 = 82 mm l13 = 170 mm Frkn1 = 167,12 N

* Các phương trình cân bằng trong mặt phẳng yOz

∑ F y =−F Oy + F Iy − F rkn1 − F t 1 =¿− F Oy + F Iy −167,12−2025,7=0 ¿

Các phương trình cân bằng trong mặt phẳng xOz:

Chiếu lên trục Ox trong mặt phẳng xOz:

Sơ đồ phân tích lực trên trục I với các thông số:

Phương trình cân bằng trong mặt phẳng zOy

Chiếu lên trục Oy trong mp zOy :

Phương trình cân bằng mặt phẳng zOx

Chiếu lên trục Ox trong mp zOx :

Lấy momen tại điểm B : d w 2 = m tm Z 2 =2,625.12220,25 ( mm) ∑ M y

Frkn2 = 2281,35 N l22 = 66 mm lc32 = 109 mm l21 = 204mm

Phương trình cân bằng trong mặt phẳng xOz

Chiếu lên trục Ox của mp xOz :

Phương trình cân bằng trong mặt phẳng zOy:

Chiếu lên trục Oy trong mp zOy :

∑ F y =−F rkn2 + F Cy + F Dy − F t 4 =−2281,35 + F Cy + F Dy −6103,33=0 ( N )

Vẽ biểu đồ momen trên các trục:

* Trục 1: l 11 = 110 mm , l 12 = 82mm , l 13 0 mm ,F rkn1 7,12 N , F t 1 25,7 N , F a 1 0,85 N ,

* Trục 3: l c32 9 mm ,l 22 f mm , l 21 4 mmF t4 a03,33 N , F r 4 "21,43 N , F rkn2 "81,35 N ,

1.7 Tính chính xác đường kính các đoạn trục.

Theo công thức 10.17 trang 194 sách [I] Tính đường kính các trục tại tiết diện j: 3 0,1   td j j d M

Với M j  M x 2  M 2 y theo công thức 10.15 trang 194 ; Mtđ 2 2

(CT 10.16 trang 194) [] : ứng suất cho phép, bảng

Từ đó ta tính được Mtđ và dj :

Theo công thức 10.17 trang 194 sách [I] , tính đường kính trục tại tiết diện j theo công thức:

Trong đó ứng suất cho phép lấy theo bảng 10.5

[ ] 50   d 10 = √ 3 0,1 M td [ 10 σ ] = √ 3 50655,65 0,1.50 !,64 mm Áp dụng cách tính toán tươn tự với các tiết diện tướng ứng với các trục còn lại ta có: d10 = 21.64 mm ; d20 = 37,8 mm d30 = 59,2 mm d11 = 21,9 mm d21 = 43,95 mm d31 = 59,72 mm d12 = 30,19 mm d22 = 44,91 mm d32 = 59,33 mm d13= 21,66 mm d23 = 37,8 mm d33 = 59,2 mm kết hợp với hình vẽ ba trục ở trên, từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, theo dãy tiêu chuẩn tr.195[1] ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d10 = 25 mm (lắp khớp nối) d11 = d12 = 30 mm (2 ổ lăn) d13 = 25 mm (bánh răng) d20 = d23 = 40 mm (2 ổ lăn) d21 = d22 = 45 mm (2 bánh răng) d30 = 60 mm (khớp nối) d31 = d33 = 65 mm (ổ lăn) d32= 63 mm (bánh răng)

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước then theo bảng

173 & W, Wo (mômen cản uốn và mômen cản xoắn) bảng

Tiết diện Đ/kính trục b x h t1 Wj (mm 3 ) Woj (mm 3 ) l10 25 8x7 4 1250,96 2784,17 l13 25 8x7 4 1250,96 2784,17 l21 45 14x9 5,5 7606,76 16548,4 l22 45 14x9 5,5 7606,76 16548,4 l30 60 18x11 7 18245,55 39440,55 l32 63 18x11 7 21399,86 45935,72

Tra bảng 10.6 sách [I], với trục 1 có rãnh then:

1.9.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. τ −1 =0,58 σ − 1 =0,58 ×3279,66 (MPa )

-  aj ;  aj ;  mj ;  mj : Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện, do đó ta có σ b u0 ( MPa) - Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau.

(Công thức 10.19 sách [I]) Với [S] – Hệ số an toàn cho phép, thông thường [ S ]=1,5 … 2,5

S σj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j.

S τj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j.

1 τdjajτσmjdj aj τdjajτσmjσmj mj τdjajτσmj

 (Công thức 10.21sách [I]) Trong đó -1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. σ −1 =0,436 σ b =0,436 ×750 27 ¿Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng tiếp tại tiết diện j σ aj = σ max j − σ min j

- Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σ mj =0 ;σ aj =σ maxj = M j

- Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó τ mj =τ aj = τ max j

-   và   : hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, Tra bảng 10.7 sách [I] ta được ψ σ =0,1và ψ τ =0,05

- W j và W oj : là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j.

- Xác định tiết diện nguy hiểm ở từng trục như sau:

+ Trục I: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện I 1 và I 2

+ Trục II: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện II 1 và II 2

+ Trục III: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện III 1 và III 2 Đó là các tiết diện có momen lớn theo các phương và gây nguy hiểm cho trục, do đó ta phải kiểm tra hệ số an toàn tại các tiết diện này thỏa mãn các điều kiện trên thì trục đảm bảo độ bền mỏi Theo công thức 10.25 và 10.26 trang 197 sách [I]:

- K x là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 sách [I] ta chọn phương pháp tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu

- K y là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính của vật liệu Tra bảng 10.9 sách [I], chọn phương pháp tăng bền bề mặt là phương pháp thấm cacbon với σ b u0 ( MPa) ta có K y =1,4

- Tra bảng 10.12 sách [I], dùng dao phay ngón để gia công rãnh then thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then K σ , K τ ứng với vật liệu đã chọn ta có:

K τ =1,88ε σ ;ε τ - Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu của trục là thép cacbon, dựa vào bảng 10.10 sách [I] Và theo bảng 10.11 sách [I], ứng với các kiểu lắp đã chọn,   b 750 MPa với các đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp có độ dôi) tại các tiết diện này.

- Từ các hệ số K σ =2,01 ; K τ =1,88 tra ở bảng 10.12 củng với hệ số  ;  tra ở bảng 10.10 ta tính được tì số K/ ; tại các rãnh then

- Trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của K/ để tính Kd và giá trị lớn hơn trong hai giá trị K/ để tính Kd.

Tiết diện Đường kính   Rãnh then Lắp căng

Vì thông thường [ S ]=1,5 2 , 5nên với các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã tính ở trên đều thỏa mãn điều kiện S ≥ [ S ] Vậy các trục I, II, III đều đảm bảo độ bền mỏi Và vì hệ số an toàn quá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của các trục.

1.10 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh

- Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chăng hạn như khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Công thức kiểm tra theo 10.27 sách [I], σ td = √ σ 2 +3 τ 2 ≤[ σ ]

0.2 d 3 [ σ ] ≃ 0,8 σ ch Với M max và T max là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm; [ σ ] - là giới hạn chảy của vật liệu, MPa , tra theo bảng 6.1

Tại tiết diện nguy hiểm nhất về uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp ổ lăn:

M max = M 12 K qt ¿127879,24 2,2(1334,33 ¿ với Kqt= 2,2 (tra bảng P1.3 trang 238 với động cơ 4A132M4Y3)

Theo công thức 10.30 sách [I]: [ σ ] ≃ 0,8 ×45060( MPa)

Ta có: σ td = √ σ 2 + 3.τ 2 3,66 MPa ≤ [ σ ] 60 MPa

Vậy trục I đảm bảo về độ bền tĩnh.

Tại tiết diện nguy hiểm nhất về uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ:

0,2 45 3 7,65MPa Theo công thức 10.30 sách [I]: [ σ ] ≃ 0,8 × 45060( MPa)

Ta có: σ td = √ σ 2 + 3.τ 2 9,37 MPa ≤ [ σ ] 60 MPa Vậy trục II đảm bảo về độ bền tĩnh.

Tại tiết diện nguy hiểm nhất về uốn và xoắn là tiết diện 1 lắp ổ lăn:

0,2 60 3 = 61MPa Theo công thức 10.30 sách [I]: [ σ ] ≃ 0,8 × 45060( MPa)

Ta có: σ td = √ σ 2 +3 τ 2 7,42,18 MPa ≤ [ σ ] 60 MPa

Vậy trục III đảm bảo về độ bền tĩnh

Chọn ổ lăn

- Dùng ổ đũa côn cho hai tiết diện lắp ổ lăn để tăng độ cứng vững cho trục có lắp bánh răng côn, giúp làm giảm bớt nghiêng trục, thuận lợi khi lắp bánh răng côn với yêu cầu ăn khớp đỉnh chính xác.

- Phản lực tại các gối đỡ: Fr = √ F x

Sơ đồ phân tích lực trên trục I với các thông số: l 12 mm ,l 11 0 mm , l 13 0 mm

Ta tính theo đảo chiều F rkn1

Sơ đồ tính lực trục I

Các phương trình cân bằng trong mặt Oyz

∑ F y =−¿ F oy + F Iy + F rkn1 − F t 1 ¿ ¿− F oy + F Iy +167,12−2025,7=0

Các phương trình cân bằng trong mặt Oxz

Ta thấy so với trường hợp trên thì Fr1 lớn hơn

Nên ta đảo chiều F rkn1

- Nhưng do tải khá lớn và trên trục I còn lắp bánh răng côn nên ta chọn ổ đũa côn.

- Từ sơ đồ kết cấu trục với đường kính chỗ lắp ổ lăn d11 = d12 = 30mm, theo bảng P2.11trang 262 ta chọn ổ đua côn cỡ nhẹ ký hiệu 7206 có các kích thước như sau:

-Khả năng tải tĩnh: Co = 22,3 kN

-Khả năng tải động: C = 29,8 kN

Chọn cấp chính xác ổ lăn.

- Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0, độ đảo tâm 20m, giá thành tương đối 1.

2.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ a Khả năng tải động của ổ

Số vòng quay của trục 1 : n = 1458 (vg/ph) m

Q là tải trọng động quy ước m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ lăn ta dùng ở đây là ổ đũa côn nên

- Theo bảng 11.4, với ổ đũa đỡ - chặn(ổ đũa côn) e=1,5 tgα =1,5 tg (13,67 )=0,36

- Theo công thức 11.7, lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

- Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn, tính tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ là: Σ F a 0 = F s1 − F at 25,45−130,854,6N >Fs0 = 431,06 N

Do đó lấy : F a0 = Σ F s0 4,6N Σ F aI = F s 0 + F at = 431,06 +130,85V1,91N < Fs1 = 1025,45 N

- Theo công thức 11.3 trang 214 : Q XVF YF k k r  a  t d

Trong đó : K t = 1, hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.

K d = 1…1,2 = 1 là hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng, tra bảng 11.3

V : hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V=1.

Tính cho ổ tại I vì chịu lực lớn hơn Q i = 3431,91 N

Vì tải trọng thay đổi nên :

Theo công thức 11.12 trang 219 tập 1 : d m i i t m i

Từ sơ đồ tải trong ta có :

Khả năng tải động của ổ :

 Khả năng tải động của ổ lăn trên trục I được đảm bảo. b Khả năng tải tĩnh của ổ.

- Tra bảng 11.6 trang 221 tập 1 : X o =0,5;Y o = 0,22 tg (13,67 o ) =0,9

- Theo công thức 11.19 và 11.20 trang 221 tập 1 :

Ta thấy Q t1 > Q t0  Ta lấy Q t =Q t1 E45,4 N < Co = 26,3 kN

 Khả năng tải tĩnh trên trục I được đảm bảo.

- Theo thành phần trục đã tính ta có

- Phản lực tại các gối đỡ: Fr = √ F x

Trục II chỉ có lực Fa2 gây ra lực dọc trục nên F a 2 =F at 8,1

= 725,59 2998,54 =0,24 Vậy Khả năng tải động của ổ lăn trên trục 2 được đảm bảo. b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đũa côn:

- Tra bảng 11.6 trang 221 sách [I], ta có : X o =0,5;Y o = 0,22 tg (10,5 o ) =1,19

- Theo công thức 11.19 trang 221 sách [I] :

- Ta thấy Q t1 > Q t0 , vì vậy ta lấy Q t =Q t 1 U13,12 < Co = 46 kN

=> Vậy khả năng tải tĩnh của ổ tên trục 2 được đảm bảo.

- Ta tính khi đảo chiều F rkn2 l c32 9 mm ,l 22 f mm , l 21 4 mmF t4 a03,33 N , F r 4 "21,43 N , F rkn2 "81,35 N ,

- Phương trình cân bằng trong mặt phẳng Oxz

Chiếu lên trục Ox của mp xOz :

- Phương trình cân bằng trong mặt phẳng Oyz

Chiếu lên trục Oy trong mp Oyz :

∑ F y = F rkn 2 + F Cy + F Dy − F t 4 "81,35 + F Cy + F Dy −6103,33=0 ( N )

- Phản lực tại các gối đỡ C và D : Fr = √ F x

- Do trục chỉ chịu lực hướng tâm nên ta dùng ổ bi đỡ một dãy cho cả 2 gối đỡ.

- Với đường kính d31=d33 = 65mm, tra bảng 2.7 trang 255 chọn ổ lăn có số hiệu

-Khả năng tải tĩnh: Co = 34,7 kN

-Khả năng tải động: C = 44,9 kN

Chọn cấp chính xác của ổ lăn:

- Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0, độ đảo tâm 20m, giá thành tương đối 1. a Kiểm tra khả năng tải động của ổ.

- Số vòng quay của trục 3 : n = 66,34 (vg/ph)

Q: là tải trọng động quy ước m: là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ lăn ta dùng ở đây là ổ bi nên m3

- Với ổ không có lực dọc trục F a thì tải trọng quy ước được tính theo công thức 11.6 trang 214 tập 1 :

Trong đó : K t = 1, hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.

K d = 1…1,2 = 1 là hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng

- Tính cho ổ tại D vì chịu lực lớn hơn Q = 4478,2 N

Vì tải trọng thay đổi nên :

Theo công thức 11.12 trang 219 tập 1 : d m i i t m i

Từ sơ đồ tải trong ta có :

Khả năng tải động của ổ :

Vậy khả năng tải động của ổ lăn trên trục 3 được đảm bảo. b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ bi đỡ 1 dãy:

- Theo công thức 11.19 trang 221 sách [I] :

Ta thấy Q t1 > Q t0  Ta lấy Q t =Q t1 242,16 N < Co = 34,7 kN

Vậy khả năng tải tĩnh trên trục 3 được đảm bảo.

CẤU TẠO VỎ HỘP , CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP RONG HỘP

Thiết kế các kích thước của hộp

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, chọn vật liệu phổ biến nhất hay đúc là gang xám, kí hiệu GX 15-32 Chọn bê mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

Theo bảng 18.1 trang 85 sách [2] , ta có các kích thước sau:

- Nắp hộp:  1 = 0,9 = 0,9.11= 9,9 mm lấy 10 mm

Trong đó : a =aw2 : khoảng cách trục hai bánh răng trụ cấp chậm.

- Chiểu dày: e=(0.8÷ 1) δ=(0.8 ÷ 1) 11=8,8 ÷11mm ;lấy 11mm

- Bulông nền: d1 > 0,04 a w + 10 > 12 mm d1 > 0,04.254 + 10 = 20,16 mm d1 = 20 mm

- Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 0,9)d 2 = 12  13,5 d3 = 13 mm.

- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 0,6)d 2 = 7,5  9 d5 = 8 mm.

1.4 Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 1,8)d 3 =(1,4 1,8).13 = 18,2 23,4

- Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 1)S 3 = 18  20

- Bề rộng nắp và thân: K3 = K2 – (35) = 43- > 45 mm lấy 44 mm

- Đường kính ngoài & tâm lỗ vít:

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K 2 =E 2 + R 2 +(3 →5) = 47 -> 49;

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: - E 2 = 1,6 d2 =1,6.15 = 24; lấy E2 = 24

- Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k  1,2 d 2 = 1,2.15 = 18 k = 18 mm.

- Chiều cao h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông & kích thước mặt tựa.

Tra bảng 18-2 và dựa vào các côn thức xác định D3 và D2 trang 88 sách [II], ta có bảng sau:

Với D: là đường kính ngoài của ổ lăn.

+ Khi không có phần lồi: S1 = (1,3 1,5)d 1 = (1,3 1,5).20 = 2630 ; lấy 28 mm + Khi có phần lồi: Dd = xác định theo đường kính dao khoét

- Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 60 mm q ≥ K 1 +2 δ `+2.11 mm

1.7 Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp: ∆ >( 11,2) δ = ( 1 1,2) 11 = 1113,2 mm.

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: ∆ >(3 5 ) δ= 33÷ 55 ;∆E mm; (tùy HGT & chất lượng dầu bôi trơn trong hộp)

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δu≥ δ mm

1.9 Các thông số của một số chi tiết phụ khác :

- Nắp quan sát : Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm Dựa vào bảng 18.5 trang 92 sách [II] ta chọn kích thước của cửa thăm như hình:

Theo bảng 18.7 trang 93 tập 2 ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu trụ M16x1,5 :

- Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta làm nút thông hơi, hình dạng và kích thước nút thông hơi tra bảng 18.6 trang 93 sách [II], chọn loại M27x2, các kích thước : B= 15; C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N= 22; O= 6; P= 32; Q= 18; R= 36; S= 32;

, ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn : d = 10 mm ; c = 1,6 mm ; l = 30 180 mm lỗ

Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

- Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :

Chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 C(100 0 C) để bôi trơn bánh răng : Bảng

Với thép 45 tôi cải thiện như ta đã chọn, có vận tốc vòng là 2,4 và 0,74 m/s (lần lượt là bánh răng của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm), tức là thuộc khoảng [1- 2,5], ta dùng chung một loại dầu đặt chung trong HGT nên ta có thể chọn theo bảng với thép  b = 470-1000 MPa, độ nhớt Centistoc là 186(11) (hay độ nhớt Engle là 16(2)).

Tiếp tục tra bảng 18.3 trang 101 sách [II], với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bôi trơn bánh răng: Dầu ô tô máy kéo AK-20, với các độ nhớt ở 50 0 C(100 0 C) là  70( 10)  Centistoc.

- Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kĩ thuật nó sẽ không bị mài mòn, bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn.

- Về nguyên tắc, tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ; chất bôi trơn được chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ.

- So với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều Dầu bôi trơn được khuyến khích áp dụng khi số vòng quay lớn hoặc nhiệt độ làm việc cao, khi cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy được bôi trơn bằng dầu Số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay bằng dầu được ghi trong các catalô của ổ lăn Trong thực tế, nếu vận tốc trượt v < 4 đến 5m/s có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn ổ lăn.

- Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ, theo bảng

45 [2] a chọn loại mỡ LGMT2, loại này đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn, LGMT2 có tính năng chịu nước rất tốt cũng như chống gỉ cao Với các thông số của mỡ : Dầu làm đặc: lithium soap; Dầu cơ sở: dầu mỏ; nhiệt độ chạy liên tục: -30 đến +120 0 C; độ nhớt động của dầu cơ sở (tại

40 0 C): 91 (mm 2 /s); độ đậm đặc: 2 (thanh: NLGI).

Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu : G = 0,005DB (CT tr.46[2])

D,B – đường kính vòng ngoài và chiều rộng ổ lăn, mm

Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép

Kiểu lắp ghép: Ta chọn kiểu lắp ghép chung là H7/k6 (bảng 20.4 trang 121 sách

[II]), khi chịu tải vừa có thay đổi và va đập nhẹ (dùng cho mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, tháo không thuận tiện hoặc có thể gây hư hại các chi tiết được ghép; khả năng định tâm của mối ghép cao hơn khi đảm bảo chiều dài mayơ l ≥ (1,2 1,5)d (d - đường kính trục), chẳng hạn lắp bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích lên trục, lắp cốc lót, tang quay; các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt), một số kiểu lắp khác phải dùng kiểu lắp lỏng D8/k6 (ví dụ bạc lót với trục).

- Dựa vào bảng 20.4 trang 121-122 sách 2 về phạm vi sử dụng của các kiểu lắp.

Và bảng 20.9 -20.10- 20.12 trang 130-131-132 sách [II] về các miền dung sai nên dùng của trục và lỗ hộp.

- Bảng P4.1/218 cho H7 và H8, P4.2/219 cho k6 và d11 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2).

Nối trục đàn hồi – trục