Giữ vai trò đặc biệt quan trọng, sự phụ thuộc của con người đã đang và tiếp tục được thay thế bởi máy móc tự động hóa, mà ở đó con người có thể điều khiển được hệ thống dây truyền hoạt đ
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN
chọn động cơ
Động cơ điện có thông số thỏa mãn
Dựa vào phục lục P1.3 [1] ta chon động cơ có thông số sau:
Kiểu động Công suất, Vận tốc quay, cos η% T max Tk cơ (kW) (vg/ph) T dn T dn
Tỷ số truyền thực sự lúc này là:
1.2 : Phân bố tỷ số truyền.
Tỷ số truyền của hệ dẫn
Tỷ số truyền chọn sợ bộ là: u hgt 13
Bộ truyền xích : u x n dc 1458 n 2,12 lv
',5 n lv 53 Đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục, tỷ số truyền của cấp nhanh được lấy bằng cấp chậm: u 1 u 2 u hgt 13 3, 60
Tỉ số cuối cùng của hộp giảm tốc : u hgt u 1 u 2 3, 60.3, 60 12,96
Sai số tỷ số truyền hộp giảm tốc :
Công suất trên các trục
Công suất động cơ của trục III :
Công suất động cơ của trục II :
Công suất động cơ của trục I :
Số vòng quay trên các trục
Mô men xoắn trên các trục
Momen xoắn trên trục I là:
Momen xoắn trên trục II là:
=9 ,55.10 6 9,91 9925,01 n 2 473,38 Momen xoắn trên trục III là:
Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật sau
Trục Động cơ I II III Công tác
TINH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
Chọn loại xích
Cách thông số đầu vào của động cơ và tỉ số của bộ truyền xích:
Chọn loại xích ống con lăn có số
Xác định số răng của đĩa xích
Do đó số răng đĩa lớn là z
120 răng nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện hạn chế độ tăng bước xích của bộ truyền xích ống.
Các hệ số điều kiện sử dụng
Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]. k k 0 k a k dc k d k c k bt 1.1.1.1,2.1,25.1,3 1,95
0 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 60 o )
- k a 1 : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)
- k d 1,2 : Hệ số tải động, kể đến ảnh hưởng của tải trọng.
1,25 : Hệ số kể đến độ làm việc của bộ truyền (Làm việc 2 ca/1 ngày)
- k bt 1,3 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.
(Môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu))
Xác định số bước xích
Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 0vg/ph, ta chọn truyền xích 1 dãy có bước xích p c 8,1mm.
Kiểm tra số vòng quay tới hạn
Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] số vòng quay tới hạn n th 600 vg / ph nên điều kiện n n th được thỏa mãn.
Tính toán vận tốc trung bình
Lực vòng có ích
Tính toán kiểm nghiệm bước xích
Do bước xích p c 38,1mm thỏa mãn yêu cầu
Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn khoảng cách trục a 40.p c 40.38,1 1524mm
Tính chiều dài dây xích
Tính chính xác khoảng cách trục
Chọn a 1530mm (giảm khoảng cách trục 0,002 0,004 a ).
Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây
Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]: i= 15.X z 1 n 1
Kiểm nghiệm hệ số an toàn
Theo công thức (5.15) Tài liệu [1]: d tov
: Tải trọng phá hỏng, khối lượng 1m xích q m 5,5kg.
: Hệ số tải trọng động, tải va đạp nhẹ và tải trọng máy bằng 150% tải trọng làm việc.
:Lực căng do lực li tâm. v
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang nghiêng
Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo công thức (5.18) Tài liệu [1] ta có: σH =0,47 kr Ft K đ +F vđ E σH
F t 4932,58N : Lực vòng. k r 0,42 : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích( z
1 25 ) K đ 1,2v : Hệ số tải trọng động( tải va đập nhẹ). k đ 1 : Hệ số phân bố không đều tài trọng.
: Lực va đập trên 1 dãy xích.
: Diện tích chiếu của bản lề.
Do đó ta dung thép 45 tôi cải thiện đặt độ rắn bề mặt HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc [
H ] 600 MPa sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho bánh đĩa 1. Đĩa xích 2:
F t 4932,58N : Lực vòng. k r 0,23 : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích( z
K đ 1,2 : Hệ số tải trọng động( tải va đạp nhẹ). k đ 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
: Lực va đập trên 1 dãy xích.
Diện tích chiếu của bản lề. σ
@0,12MPa 395.1 σ H 2 σ H Do đó ta dung thép 45 tôi cải thiện đặt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc [
H ] 600 MPa sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho bánh đĩa 2.
Lực tác dụng lên trục
Với k x 1,15 : Hệ số kể đến trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 60 o
Lực căng do lực li tâm: F v 17,42N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang
Xác định thông số đĩa xích
Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b Tài liệu [2]: Đường kính vòng chia: d1 = pc
2 53 Đường kính vòng đỉnh răng:
Bán kính đáy răng: r 0,5025.d 1 0,05 0,5025.22,23 0,05 11,22mm
1 22,23 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]. Đường kính vòng đáy răng: d f 1 d 1 2r 303,98 2.11,22 281,54mm d f 2 d 2 2r 643,14 2.11, 22 620,7mm Đường kính vành đĩa: π π d v1 =p c cotg -1,2h8,1.cotg -1,2.36,2%8,15mm z 25
Với h 36,2 tra bảng 5.2 Tài liệu [1].
Bảng 2.1: Thông số cơ bản của bộ truyền xích
Thông số Kí hiệu Công thức tính đĩa xích
Bánh dẫn Bánh bị dẫn
11 Đường kính vòng chia d 303,98mm 643,14mm Đường kính vòng đỉnh d a 320,64mm 661,06mm Đường kính vòng đáy d f 281,54mm 620,70mm Đường kính vành đĩa d v 258,15mm 598,57mm
Tính toán thiết kế các chi tiết máy
2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh.
2.2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
Bộ truyền tải có tải trọng trung bình và không đòi hỏi các yêu cầu đặc biệt Theo bảng 6.1 trong tài liệu [1], lựa chọn vật liệu làm cập bánh răng cần dựa trên các thông số kỹ thuật phù hợp để đảm bảo độ bền và hiệu năng tối ưu cho hệ thống truyền động.
Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có
, ch1 580MPa ,ta chọn độ rắn HB
Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có 750MP
, ta chọn độ rắn HB
2.2.1.2 Ứng suất cho phép. a Ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có: σH =σ0H lim
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]: σ 0H lim12H 1 70 2.250 70 570MPa σ 0H lim 22H 2 70 2.235 70 540MPa
Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:
K HL = m H N HO N HE trong đó: N HE - số chu kỳ làm việc tương đương
N HO - số chu kỳ làm việc cơ sở mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:
Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1 n T i
60.1 3,6 36000 1 36 32 0,75 36 32 14,1.10 chu kỳ Theo công thức (6.5) ta có:
NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc
HE 1 N HO1 , N HE 2 N HO 2 nên K HL1 K HL 2 1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s H 1,1
Theo công thức (6.1a) ta có:
H S H Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : σH1 = 570.1
1,1 MPa Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:
Với cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên K
H minH 2490, 9 b Ứng suất uốn cho phép.
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (KFC = 1), ta được:
Giới hạn mỏi uốn của vật liệu phụ thuộc vào chu kỳ cơ sở N FO được chọn, dựa trên yếu tố độ rắn của bề mặt Phương pháp nhiệt luyện cũng ảnh hưởng đáng kể đến giới hạn này, và các thông số cụ thể được tra cứu theo bảng 6.2 trong Tài liệu [1] Việc xác định chính xác giới hạn mỏi uốn đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo độ bền và tuổi thọ của sản phẩm.
Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].
Số chu kỳ cơ sở:
Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:
Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s
1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng: σ F1 = 450.1
2.2.1.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng. a) Hệ số chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu [1] ψba =0,28
Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức (6.16)Tài liệu
[1] ψbd =0,53.ψ ba (u 1) 0,53.0,28.(3,6 1) 0,68 b) Hệ số tập trung tải trọng K
Khoảng cách trục được tính theo công thức (6.15a) Tài liệu [1]: a w K a (u 2 1).3
K a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
T2 : Mômen xoắn trên trục bị động
2.2.1.5 Thông số ăn khớp. a) Môđun răng
Khi H 1, H 2 350HB theo công thức (6.17)Tài liệu [1]
16 m 0,01 0,02 a w 2 4mm chọn m 2 theo tiêu chuẩn. b) Số răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiêng ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng β
20 o β 8 o theo công thức 6.31Tài liệu [1]
Số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 uA.3,67,6 răng ta chọn z
2 149 răng Ta tính lại tỷ số truyền thực: u m = z
3,6 z 1 41 Theo công thức (6.32)Tài liệu [1] β=arccos m(z
2.2.1.6 Xác định kích thước bộ truyền.
Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia: d = mz1 2.41
313,67mm cosβ cos18,19 o cosβ cos18,19 o
1 ; 2 Đường kính vòng lăn: d w1 d 1 ; d w 2 d 2 Đường kính vòng đỉnh: d a1 d 1 2m 86,31 4 90,31mm ; d a 2 d 2 2m 313,67 4 317,67mm Đường kính vòng đáy: d f 1 d 1 2,5m 86,31 5 81,31mm ;
Bề rộng bánh răng: bw1 =aw ψba 200.0,28 56mm
2.2.1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền.
Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1]. v= πd w1 n
Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 8.
2.2.1.8 Hệ số tải trọng động.
Với vận tốc v 6, 62 m / s và cấp chính xác 8 tra bảng P2.3[1] ta xác định hệ số tải trọng: K
2.2.1.9 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền.
F t 1 2T 1 2.62291,15 1435,78N d w1 86,31 Lực hướng tâm: tg tg20 a tw arc tg arctg 21,06 cos cos18,19
F r 1 F t 2 tg tw 1435, 78.tg21, 06 585, 04N cos cos18,19
2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:
-Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng, theo công thức (6.34)[1] :
Z H 2 cos 2 cos18,19 1,67 sin 2 tw sin 2.21, 06
-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z
-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:
Giá trị trùng khớp ngang :
-Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]:
86,3156.3,6 Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn.
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y 1 140 0,86 - Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.
F 2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương z v1 z 1 41
K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:
3, 65 Vậy độ bền uốn thỏa mãn.
Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh
Chiều rộng vành răng b w1 56 5 61và b w2 56
Hệ số dịch chỉnh x 1 0 x 2 0 Đường kính vòng chia d 1 86,31 d 2 313,67 Đường kính đỉnh răng d a1 90,31 d a2 317,67 Đường kính đáy răng d f 1 81, 31 d f 2 308,67
2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm.
2.2.2.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
Bộ truyền tải có tải trọng trung bình và không yêu cầu đặc biệt nào theo bảng 6.1 Theo tài liệu [1], vật liệu để làm cập bánh răng được chọn dựa trên các tiêu chí phù hợp để đảm bảo độ bền và hiệu suất vận hành của hệ thống truyền tải.
Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có b1 850MPa
, ta chọn độ rắn HB
Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có b2 750MPa
, ta chọn độ rắn HB
2.2.2.2 Ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép Ta có: σH =σ0H lim
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]: σ0H lim1 2H 1 70 2.250 70 570MPa
Hệ số tuổi thọ K HL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:
K HL = m H N HO N HE trong đó: N HE - số chu kỳ làm việc tương đương
N HO - số chu kỳ làm việc cơ sở m H - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.
Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:
Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1 n T i
3,6 36 32 36 32 chu kỳTheo công thức 6.5 ta có
N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc
HE 1 N HO1 , N HE 2 N HO 2 nên K HL1 K HL2 1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s H 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : σH1 = 570.1
1,1 MPa Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:
Với cấp chậm dùng răng nghiêng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó
H minH 2490, 9 b Ứng suất uốn cho phép.
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (KFC = 1), ta được:
Giới hạn mỏi uốn của vật liệu phụ thuộc vào chu kỳ cơ sở N FO đã chọn, dựa trên độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện Thông số này được xác định theo bảng 6.2 trong Tài liệu [1], giúp đảm bảo độ bền và tuổi thọ của sản phẩm trong các ứng dụng kỹ thuật Việc lựa chọn giới hạn mỏi uốn phù hợp là yếu tố quan trọng để tối ưu hoá quá trình gia công và gia tăng khả năng chống chịu mỏi của chi tiết.
Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].
Số chu kỳ cơ sở:
Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:
Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s
F 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng: σ F1 = 450.1
2.2.2.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng a Hệ số chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu
Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức (6.16)Tài liệu
[1] ψbd =0,53.ψ ba (u 1) 0,53.0,3.(3,6 1) 0,73 b Hệ số tập trung tải trọng K
Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a w 200mm
2.2.2.5 Thông số ăn khớp a) Môđun răng
Trong quá trình thiết kế, cần lựa chọn H1, H2 và đảm bảo độ dày nhỏ hơn 350HB theo công thức (6.17) trong tài liệu [1], với m = 0,01 hoặc 0,02 và a_w từ 2 đến 4mm Khi xác định số răng của bánh răng nghiêng ngoài, ngoài việc chọn số răng phù hợp, phải lưu ý đến góc nghiêng β để đảm bảo tính chính xác và tối ưu trong quá trình truyền động.
20 o β 8 o theo công thức 6.31Tài liệu [1]
Số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 uA.3,67,6 răng ta chọn z
2 149 răng Ta tính lại tỷ số truyền thực:
3.6 z 1 41 Theo công thức (6.32)Tài liệu [1] β=arccos m(z
2.2.2.6 Xác định kích thước bộ truyền
Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia: d = mz1 2.41
313, 67mm cosβ cos18,19 o cosβ cos18,19 o
3 ; 4 Đường kính vòng lăn: d w 3 d 3 ; d w 4 d 4 Đường kính vòng đỉnh: d a 3 d 3 2m 86,31 4 90,31mm ; d a 4 d 4 2m 313,67 4 317,67mm Đường kính vòng đáy: d f 3 d 3 2,5m 86,31 5 81,31mm ; d f 4 d 4 2,5m 313,67 5 308,67mm
Bề rộng bánh răng: bw =aw ψba 200.0,3 60mm
2.2.2.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1]. v= πd w3 n
Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 9.
2.2.2.8 Hệ số tải trọng động
Với vận tốc v 1,84 m / s và cấp chính xác 9 tra bảng P2.3[1] ta xác định hệ số tải trọng: K Hv 1,03; K Fv 1,07
2.2.2.9 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
Lực hướng tâm: tg tg20 a tw arc tg arctg 21,06 cos cos18,19
F r 3 F t 3 tg tw 4967, 69.tg21, 06 2024, 21N cos cos18,19
2.2.2.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:
2T 2 K H ( u 1) b w u m hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng, theo công thức
Z H 2 cos 2 cos18,19 1,67 sin 2 tw sin 2.21, 06
-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z
-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:
1,68 Giá trị trùng khớp ngang :
-Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]:
Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
2.2.2.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
0,59 1,68 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
140 0,87 - Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.
F 2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc số răng tương đương z v1 z 1 41
K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:
3,65 Vậy độ bền uốn thỏa mãn.
Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm
Chiều rộng vành răng b w3 60 5 65 và b w4 60
Hệ số dịch chỉnh x 1 0 x 2 0 Đường kính vòng chia d 3 86,31 d 4 313,67 Đường kính đỉnh răng d a3 90,31 d a4 317,67 Đường kính đáy răng d f 3 81,31 d f 4 308,67
Tính toán thiết kế trục và then
Thiết kế trục I, trục II và trục III trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào:
T 1 62291,15N.mm ; T 2 215523,45N.mm ; T 3 745324,44N.mm ; n 1 1458vg / ph ; n 2 405vg / ph ; n 3 112,5vg / ph
Quy ước các ký hiệu:
k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng
i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ
i = 2.s: với s là số chi tiết quay
l k 1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
l mki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục.
l cki : khoảng công- xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ
B ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k
2.3.1: Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép.
Thép C45 có các ứng xuất theo : b 785MPa ; ch 540MPa ; ch 324MPa ;
; 85, 70, 65 ứng với trục có đường kính lần lượt
Chọn; 15MPa đối với trục vào; 30MPa đối với trục ra; 20MPa đối với trục trung gian.
2.3.2: Thiết kế sơ bộ theo mô men xoắn.
Theo công thức (10.9) Tài liệu [1] ta có: d 3
T 0,2 τ Đường kính trục xác định theo momen xoắn, theo (10.9)[1]: d 3
0, 2 Đường kính trục I theo momen xoắn: d 1 3
0,2.15 27, 48mm Đường kính trục II theo momen xoắn:
37, 77mm 0,2.20 Đường kính trục III theo momen xoắn: d 3 3 745324, 44
Suy ra: d 1 27,48mm;d2 37,77,1mm;d3 49,89mm
Theo tiêu chuẩn bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn: d 1 30mm; d 2 40mm; d 3 50mm
Suy ra: b o1 19mm; b o 2 23mm; b o 3 27mm
2.3.3: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Ta xác định các hệ số sau theo bảng 10.3 Tài liệu [1] k
1 10 mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. k
2 10mm : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. k
3 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ. h n 17mm : chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh răng l m 32 l m33 1,2 1,5 d 3 1,2 1,5 50 60 75 70mm.
Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ l m22 1,2 1,5 d 2 = 40mm.
Trục không chỉ chịu tác dụng của mômen xoắn mà còn phải đối mặt với mômen uốn, lực cắt, lực kéo và lực nén Sau bước tính sơ bộ kích thước chiều dài trục, quá trình thiết kế sẽ tập trung vào việc xác định kích thước trục cho phù hợp với các tác động đồng thời của mômen uốn và mômen xoắn để đảm bảo độ bền và an toàn.
Dựa vào các công thức ở các chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng và khớp nối.
Lực tác dụng lên bánh răng bộ truyền cấp nhanh:
32 Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục.
Chiều được xác định trong các biểu đồ dưới đây: Vẽ biểu đồ mô men.
Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức
Ta có: MD1 = MD1x 2 +MD1y 2 =0Nmm
Mômen tương đương theo công thức (10.16) Tài liệu [1].
Suy ra: M = M 2 +0,75T 2 0Nmm tdD1 D1 D1 Đường kính các tiết diện theo công thức (10.17) Tài liệu [1]: dj 3
Theo bảng 10.5 Tài liệu [1] ta có: σ cMPa
Suy ra: d A1 20,46mm ; dB1 21,06mm; dC1 22,91mm; dD1 0mm.
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: d A1 21mm; d B 1 d D1 25mm; d C 1 30mm
Dựa vào số liệu tính toán của các phần trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng:
35 Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục
Mx A2 =FB2x 49+FC2x 200-FD2x 268,5=0 Mx
Chiều được xác định trong các biểu đồ dưới đây:
Vẽ biểu đồ mô men:
Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.15) Tài liệu [1]:
Mômen tương đương theo công thức (10.16) Tài liệu [1]:
Suy ra: M = M 2 +0,75T 2 =0Nmm tdD2 D2 D2 Đường kính các tiết diện theo công thức (10.17) Tài liệu [1]: dj 3
0,1 σ theo bảng 10.5 Tài liệu [1] ta có: σ PMPa
A20mm ; dB2 35,4mm; dC2 40,4mm; dD2 0mm.
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: d A 2 d D 2 35mm; d B 2 36mm; d C 2 42mm.
Dựa vào số liệu tính toán của các phần trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng:
Ft4 =FB3x I67,69N; Fr4 =FB3y 24,21N; Fa3 19,24N; Fx =FD3y
38 Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục
Chiều được xác định trong các biểu đồ dưới đây:
Vẽ biểu đồ mô men:
Dựa vào biểu đồ nội lực tính mômen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức (10.15) Tài liệu [1]:
=0Nmm Mômen tương đương theo công thức (10.16) Tài liệu [1]:
D3 D3 Đường kính các tiết diện theo công thức (10.17) Tài liệu [1]: dj 3
Suy ra: d B3 52,64mm; dC3 54,81mm; dD3 49,56mm.
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau: d A 3 d C 3 55mm; d B 3 60mm; d D3 50mm
2.3.5: Chọn và kiểm nghiệm then.
Dựa vào bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then b h theo tiết diện lớn nhất của trục
Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài của mayo l m =5÷10mm
Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng σd = 2T σd τc = 2T τc dlt h-tt dl t b
Với σd 0MPa theo bảng 9.5 tài liệu [1] τc @÷60MPa llv = lt-b : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn
Tiết diện Đường kính (mm) Loại then (b x h x l)
Ta kiểm tra thấy ở các trục đều không cần làm bánh răng liền trục.
2.3.6: Kiểm nghiệm độ bền trục
Với s là hệ số an toàn cho phép, thông thường s 1,5 2,5
( khi cần có thể tăng độ cứng s 2,5 3
) Như vây có thể không cầm kiểm nghiệm về độ cứng của trục.
s j , s j hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng xuất tiếp tại tiết diện j:
Giới hạn mỏi uốn và xoắn của vật liệu ứng với chu kỳ đối xứng được xác định bằng các công thức đặc biệt Cụ thể, giới hạn mỏi uốn là σ-1 = (0,4 đến 0,5)σb 00 MPa, trong khi giới hạn mỏi xoắn là τ-1 = (0,22 đến 0,25)σb 0 MPa Giá trị này phản ánh giới hạn bền của vật liệu thép 45 thường hóa, giúp đánh giá khả năng chịu lực của các cấu kiện trong điều kiện mỏi kéo dài.
- K 1,76; K 1,54 hệ số xét đến ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then, theo bảng 10.12 tài liệu [1]
- a , m , a , m : biên độ giá trị trung bình của ứng suất
- Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo (10.22) [1] ta có : aj
M j mj 0 W j với W là moment cản uốn, M là moment uốn tổng.
- Theo (10.15) (10.17) và bảng 10.6 [1] ta có :
Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động theo (10.23) [1] ta có :
Công thức xác định W và W
0 theo các tiết diện, theo bảng 10.6–trang 196-[1]
Moment cản uốn W đối với trục có 1 then:
0 đối với trục có 1 then:
Moment cản uốn W đối với trục có 2 then:
0 đối với trục có 2 then:
Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:
Tiết diện a , MPa m , MPa am , MPa
2.3.6.2: Độ bền tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh,
Công thức thực nghiệm có dạng: td
2.3.6.3: Bảng kết quả tính toán
Kết quả tính toán tiết diện 3 trục với ; tra bảng 10.10 – trang 198 – [1]
Tiết d,mm K K K K s s s diện Tỉ số Tỉ số
Rãnh Lắp Rãnh Lắp then chặt then chặt
1,5 2,5Vậy điều kiện bền theo hệ số an toàn được đảm bảo.
Tính toán nối trục
Đường kính trục đầu: d 21mm
Ta chọn nối trục vòng đàn hồi Kích thước vòng đàn hồi: Theo bảng 16-10a – Tr68 [2] ta có :
Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi và chốt:
- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : d
- Điều kiện sức bền của chốt : u k T l 0
Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, k 1,5
(Tra bảng 16-1 – Tr58 [2]) [ ]d: ứng suất dập cho phép của vòng cao su d 2 4(MPa)
[ ]u: ứng suất uốn cho phép của chốt
Thay các thông số vào các công thức, ta có:
0,1.10 100.6 Như vậy, vòng đàn hồi thoả mãn điều kiện bền dập và chốt thoả mãn điều kiện bền uốn.
Vậy, khớp nối đã chọn thoả mãn.
Tính toán ổ lăn
Tải trọng tác dụng lên các ổ
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp theo bảng P2.12 [1]
Kí hiệu ổ d,mm D,mm b=T,mm r,mm r 1 ,mm C,KN C 0 ,KN
Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:
-Chọn V 1 ứng với vòng trong quay
Với: k t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k d 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng theo bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ.
Từ kết quả trên ta thấy ổ D chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ D.
Khả nẳng tải động tính toán:
Vì C t C 13,1 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động.
Với ổ đỡ - chặn 36 0 ta chọn X
0 C 0 9,24kN nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
Tải trọng tác dụng lên các ổ
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Với nên ta chọn ổ đỡ 1 dãy
Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn 1 dãy, chọn cỡ trung hẹp theo bảng P2.12
Kí hiệu ổ d,mm D,mm b=T,mm r,mm r1,mm C,KN C0,KN
Tổng lục dọc trục tác động lên các ổ:
-Chọn V 1 ứng với vòng trong quay.
Với: k t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k d 1 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng theo bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ.
Từ kết quả trên ta thấy ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A.
Khả nẳng tải động tính toán:
Vì C t C 33,4 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động.
Với ổ đỡ - chặn 36 0 ta chọn X
0 C 0 25,2kN nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
Tải trọng tác dụng lên các ổ
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C
Do vậy ta chọn ổ cho trục III là ổ bi đỡ - chặn, với góc tiếp xúc α = 12 0
Theo bảng P2.12 [1] ta chọn ổ bi đỡ-chặn một dãy cỡ nặng có các thông số như bảng sau
Kí hiệu ổ d,mm D,mm b=T,mm r,mm r1,mm C,KN C0,KN
Theo bảng 11.4 [1] với α 0 ta chọn e = 0,34
-Chọn V 1 ứng với vòng trong quay.
-Lục dọc trục tác động vào ổ A, C do lực FR gây ra:
Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:
Với k t 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k d 1
: hệ số kể đến đặc tính tải trọng theo bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đạp nhẹ.
Từ kết quả trên ta thấy ổ C chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ C.
Khả nẳng tải động tính toán:
Vì C t C 34,9 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động.
Với ổ đỡ - chặn 12 0 ta chọn X
0 C 0 32,1kN nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
Bôi trơn trong hộp giảm tốc, thiết kế vỏ hộp và các chi tiết liên quan
Lâp ̣ bang gia tri theo Bảng 18-1
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn
Chiều dày: Thân hộp, δ 0,03.a 3 0,03.200 3 9 9 mm
Chiều cao, h h 58 Độ dốc khoảng 2 0 Đường kính:
Bulong nền, d1 d 1 0,04.a 10 0,04.200 10 18 18 mm Bulong cạnh ổ, d2 d 2 0,7 0,8 d 1 12,6 14,4 14 mm
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 M8
R2 (Bán kính cong gối trục)
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2 44 mm
Chiều dày bích thân hộp, S3 S 3 1,4 1,8 d 3 16,8 21,6 20 mm Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K 3 K 3 K 2 35 3941 40 mm
Kích thước gối trục 1: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D D 52 mm 52 mm Đường kính tâm lỗ vít, D 2 D 2 65mm 65mm Đường kính ngoài, D3 D 3 80mm 80 mm
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ) C D 3/2 80/2 40
Chiều cao h Phụ thuộc kết cấu
Kích thước gối trục 2: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D D 62 mm 62 mm Đường kính tâm lỗ vít, D 2 D 2 75 mm 75 mm Đường kính ngoài, D3 D 3 90 mm 90 mm
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ) C D 3 / 2 90 / 2 45 mm
Chiều cao h Phụ thuộc kết cấu
Kích thước gối trục 3: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D 100 mm
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn Đường kính tâm lỗ vít, D2 D 100 mm 120 mm Đường kính ngoài, D3 D 2 120 mm 150 mm
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ) D 3 150 mm 75 mm
Chiều dày (không có phần lồi): S 1 S 1 1,3 1,5 d 1 23,4 27 26 mm
Bề rộng mặt đế hộp: K1 K 1 3.d 1 54 54 mm q q K 1 2.72 72 mm
Khe hở giữa các chi tiết:
Bánh răng với thành trong hộp, Δ 1 1,2 9 10,8 10 mm Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 135 27 45 30 mm
Mặt bên các bánh răng với nhau 2
Số lượng bulong nền Z(chẵn) 4 cái
CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
Chọn thân máy
-Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.
-Vật liệu làm vỏ là gang xám là GX15-32
-Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, gân hoặc nệp, mặt bích, gỗi đỡ.
-Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lấp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.
-Chọn bề mặt ghép nắt và thân: song song với mặt đế.
-Mặt đấy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 0 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.
3.1.2 Bôi trơn hộp giảm tốc
Để giảm mất mát công suất do ma sát và hạn chế mài mòn răng, cần đảm bảo hệ thống truyền động trong hộp giảm tốc luôn được bôi trơn liên tục Việc bôi trơn giúp thoát nhiệt tốt và phòng ngừa các chi tiết bị han gỉ Phương pháp bôi trơn trong hộp giảm tốc thường sử dụng bôi trơn ngâm dầu, trong đó mức dầu tối thiểu phải đủ để dầu ngập chân răng của bánh răng bị động, tính từ đỉnh răng trở xuống, nhằm đảm bảo hoạt động hiệu quả và bền bỉ của hệ thống truyền động.
Trong quá trình chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc, việc xác định độ nhớt phù hợp là bước quan trọng đầu tiên Theo bảng 18.11 – (T100) [2], độ nhớt của dầu cần được chọn dựa trên vật liệu làm bánh răng là thép và tốc độ vận hành của hộp giảm tốc để đảm bảo hiệu quả bôi trơn tối ưu và giúp giảm thiểu mài mòn cũng như tăng tuổi thọ của thiết bị.
57 vòng (5 - 12,5) (m/s) ta chọn độ nhớt dầu là 8
Dựa vào bảng 18.13 – (T101) -[2] ta chọn được loại: Dầu tuabin 57
Các chi tiết liên quan đến vỏ hộp
-Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ
Đường kính D được gia công đồng bộ trên nắp và thân hộp để đảm bảo độ chính xác kích thước và dễ dàng lắp ráp Để giữ vị trí chính xác giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, sử dụng 2 chốt định vị giúp cố định các bộ phận Nhờ các chốt định vị này, quá trình siết bulông không gây biến dạng vòng ngoài của ổ, đảm bảo tính năng và độ bền của sản phẩm.
(do sai lệch vị trí của nắp và ổ), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm cho ổ chóng bị hỏng.
-Ta dùng chốt hình trụ có các thông số như sau: d c l
Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép, bạn có thể mở cửa thăm trên đỉnh hộp, được cố định bằng nắp Trên nắp còn được trang bị nút thông hơi giúp quá trình đổ dầu vào bên trong hộp diễn ra thuận lợi và thông thoáng hơn.
Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18.5 tài liệu [2]
Trong quá trình làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên gây áp suất cao Để giảm áp lực và điều hòa không khí bên trong cũng như bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm nhằm đảm bảo sự thông gió và duy trì áp suất phù hợp, giúp bảo vệ thiết bị và nâng cao hiệu quả làm việc.
-Kích thước nút thông hơi theo bảng 18.6 tài liệu [2]
Sau một thời gian làm việc, dầu bò trơn thường bị bẩn hoặc biến chất do bụi bẩn và hạt mài mòn tích tụ, khiến cần phải thay dầu mới để duy trì hiệu suất hoạt động của máy móc Để tháo dầu cũ, các hộp thường có lỗ tháo dầu được thiết kế sẵn, nhưng trong quá trình vận hành, lỗ này thường được bịt kín bằng nút tháo dầu để tránh rò rỉ và bụi bẩn xâm nhập Việc thay dầu định kỳ chắc chắn giúp giữ cho hệ thống bôi trơn hoạt động tối ưu, giảm thiểu sự mòn và nâng cao tuổi thọ của thiết bị.
-Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18.7 tài liệu [2] (nút tháo dầu trụ) d b m f l c q D S D0
Hộp giảm tốc cần được bôi trơn bằng dầu, qua phương pháp ngâm dầu hoặc phun tóe để đảm bảo điều kiện bôi trơn tối ưu Để kiểm tra mức dầu trong hộp, sử dụng thiết bị đo chuyên dụng như que thăm dầu, có hình dạng và kích thước phù hợp như mô tả trong hình 18.11 trên trang 96 của tài liệu tham khảo Việc kiểm tra mức dầu định kỳ giúp duy trì hiệu suất hoạt động của hộp giảm tốc và kéo dài tuổi thọ của thiết bị.
3.2.6 Bulong vòng ( Bảng 18-3a) Để nâng, vận chuyển HGT, trên nắp và thân thường được lắp thêm bu lông vòng hoặc chế tạo vòng móc Ta chọn cách chế tạo bu lông vòng trên nắp hộp giảm tốc Sử dụng Bulong vòng M10.
3.2.7 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc.
Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc Vít M14 30
Các chi tiết phụ khác
Để ngăn mỡ trong bộ phận ổ tiếp xúc với dầu trong hộp, thường sử dụng các vòng chắn mỡ (dầu) Các vòng này gồm từ 2 đến 3 rãnh có tiết diện tam giác và cần lắp sao cho khoảng cách từ vòng đến mép trong thành hộp là khoảng 1 đến 2mm Ngoài ra, khe hở giữa vỏ hoặc ống lót với mặt ngoài của vòng ren nên duy trì khoảng 0,4mm để đảm bảo hiệu quả và độ chính xác trong quá trình vận hành.
Vòng phớt là lớp lót kín động, giúp bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, chất gây mòn, gỉ sét và các hạt cứng xâm nhập vào bên trong Chúng đóng vai trò quan trọng trong việc ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, giữ cho ổ lăn luôn sạch sẽ và hoạt động hiệu quả Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc lớn vào chất lượng và khả năng chống chịu của vòng phớt, góp phần kéo dài thời gian sử dụng và giảm thiểu sửa chữa, bảo trì.
Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ vào cấu tạo đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng, giúp tiết kiệm thời gian và chi phí bảo trì Tuy nhiên, nhược điểm của vòng phớt là chúng dễ bị mòn theo thời gian và gặp phải vấn đề ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao, ảnh hưởng đến hiệu suất làm việc của hệ thống.
Dung sai lắp ghép
3.4.1 Dung sai lắp ghép bánh răng
Dựa vào kết cấu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép bánh răng sau :
- Chịu tải vừa , thay đổi , va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung k 6
Bảng 3.5 Dung sai lắp ghép bánh răng :
Sai lệch giới hạn Sai lệch giới
Mối lắp trên ( m ) hạn dưới ( m ) N max ( m ) S max ( m )
3.4.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn
Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý :
- Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ , lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục
- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc , cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay
Trong các ứng dụng không quay, chúng ta sử dụng kiểu lắp có độ hở để đảm bảo hoạt động chính xác Khi lắp ổ lăn lên trục, lựa chọn mối ghép k6 giúp đảm bảo độ vừa vặn phù hợp Còn khi lắp ổ lăn vào vỏ, việc sử dụng mối ghép H7 đảm bảo sự chính xác và ổn định của bộ phận, nâng cao hiệu quả làm việc của hệ thống.
Bảng 3.6 Dung sai lắp ghép ổ lăn
Mối lắp ES EI es ei N max N min S max S min
3.4.3 Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu Để dễ dàng cho việc tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/e8
3.4.4 Dung sai lắp ghép then
Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10
Bảng 3.7 Dung sai lắp ghép then
Kích thước tiết diện Sai lệch giới hạn chiều rộng
Chiều sâu rãnh then rãnh then then
Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn Sai lệch giới b h trên trục t1 hạn trên bạc t2