Bài báo cáo thiết kế chi tiết máy môn học thiết kế chi tiết máy Đề tài Đề số 16 thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải

Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng côn trụ.. Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng côn trụ... Kiểm tra bôi trơn và ngâm dầu Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn

Chọn động cơ điện

1 Chọn hiệu suất của hệ thống

Trong đó:  kn = 0,99 : hiệu suất khớp nối

 đ = 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai thang

 brn = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng

 brcon = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

2 Tính công suất tương đương (công suất tính toán)

3 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện

Công suất cần thiết của động cơ:

Chọn động cơ điện thỏa {𝑃 đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑐𝑡

4 Xác định số vòng quay sơ bộ

Tỷ số truyền chung của hệ: 𝑢 𝑐ℎ = 𝑢 ℎ𝑔𝑡 × 𝑢 đ

Trong đó: 𝑢 ℎ𝑔𝑡 = 12 : tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp, chọn theo tiêu chuẩn

𝑢 đ = 4 : tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài

Số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18): 𝑛 𝑠𝑏 = 𝑢 𝑡 × 𝑛 𝑐𝑡 = 48 × 74,38 = 3570 (vòng/phút) (2)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: 𝑛𝑑𝑏 = 3000 (vòng/phút)

5 Chọn động cơ: theo bảng P1.3 với 𝑝 𝑐𝑡 = 3.643 kW và 𝑛 𝑑𝑏 = 3000 (vòng/phút) ta dùng động cơ 4A100S2Y3 có: 𝑝 𝑑𝑐 = 4kW và 𝑛 𝑑𝑐 = 2880 (vòng/phút)

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay (Vòng/phút) Cosφ η % T max

Tỷ số truyền thực sự: u ch = n đc n lv = 2880

74,38= 38,72 Chọn tỷ số truyền đai theo tiêu chuẩn: chọn u đ = 4

Tỷ số truyền hộp giảm tốc được tính lại:

Dựa vào hình 3.21, chọn tỷ số truyền cấp nhanh là 𝑢 1 = 3,5 và tỷ số truyền cấp chậm là 𝑢 2 = 2,85

Lập bảng đặc tính

1 Tính toán công suất trên trục

2 Tính số vòng quay các trục

3 Tính momen xoắn trên các trục

4 Bảng phân phối tỷ số truyền Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác

Phần B Thiết kế bộ truyền đai thang

Thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang

Công suất bộ truyền: 𝑃 1 = 3,6 kW

Số vòng quay trục dẫn n 1 = 2880 (vòng/phút)

I Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Theo hình ta chọn loại đai A ( hình 4.1)

Theo bảng 4.13 chọn đường kính đai nhỏ theo tiêu chuẩn d 1 = 125 mm b p (mm); b o (mm); h= 8 (mm); y o =2,8 (mm); A= 81 (mm 2 )

6.10 4 = 18,85 (m/s) Đường kính bánh đai lớn

Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn, chọn d 2 = 500 mm

Tỷ số truyền thực tế

Sai lệch so với giá trị ban đầu

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a =0,95d 2 = 475 mm

(Theo công thức 4.4) chiều dài đai theo khoảng cách trục a:

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L = 2000 mm

Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây (theo 4.15):

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L = 2000

2 = 187,5 Theo 4.7 Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ:

Các hệ số sử dụng:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai theo bảng 4.15 với 𝛼 = 134,7 0 chọn 𝐶 𝛼 = 0,88

Theo bảng 4.17 hệ số xét tới ảnh hưởng của tỷ số truyền

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng C r = 0,7

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai: với 𝑙

Theo bảng 4.19 ta chọn [P o ] = 3.01 kW khi d 1 = 125 mm và v,85 m/s và đai loại A

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai: 𝑝 1

Hệ số tải trọng động K đ = 1,35 theo bảng 4.7

Số đai được xác định theo công thức:

Xác định các kích thước chủ yếu của đai:

Chiều rộng bánh đai theo 4.17 v à 𝒃ả𝒏𝒈 𝟒 𝟐𝟏

𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (2 − 1) × 15 + 2 × 10 = 35 mm Đường kính ngoài của bánh đai

Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục theo 4.19 và bảng 4.22

Lực căng đối với mỗi đai

Theo 4.21 lực tác dụng lên trục:

Bảng thông số bộ truyền đai

Thông số Kí hiệu Giá trị

Loại đai A Đường kính bánh đai nhỏ d 1 125 mm Đường kính bánh đai lớn d 2 500 mm

Chiều rộng bánh đai B 35 mm

Góc ôm bánh đai nhỏ  1 134,7 0

Lực tác dụng lên trục F 559,52 N

Phần C Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

1 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng côn trụ

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn 𝑇 1 = 41900,625 N.mm

Số vòng quay 𝑛 1 = 720 vòng/phút

3 Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn

Chọn thép 45 được tôi cải thiện cho bánh dẫn với độ rắn trung bình là HB 1 (5), trong khi bánh bị dẫn có độ rắn trung bình là HB 2 '5, giúp vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.

Số chu kỳ làm việc cơ sở (theo ct 6.5):

Theo bảng 6.2, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau

𝜎 0H lim = 2HB+70, suy ra 𝜎 H lim1 =2×285+70d0Mpa

Và 𝜎 0F lim 2 = 1,8×275I5Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

𝑆 𝐹 𝐾 𝐻𝐿 khi tôi cải thiện 𝑆 𝐻 = 1,1 do đó:

1,1 = 563,64 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ:

[𝜎 H ] sb =min{[𝜎 H1 ], [𝜎 H2 ]) V3,64 Mpa Ứng suất uốn cho phép: [𝜎 F ]= 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 𝜓 𝑏𝑒 = 0,285

Chọn 𝐾 𝐻𝛽 = 1,125 ; 𝐾 𝐹𝛽 = 1,24 theo bảng 6.21 Đường kính vòng chia ngoài:

Chiều dài côn ngoài (đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động)

Số răng bánh dẫn z 1 =1,6.z 1p ',2 Đường kính trung bình: 𝑑 𝑚1 = (1 − 0,5𝜓 𝑏𝑒 ) 𝑑 𝑒1 = 60,51 𝑚𝑚

Tính lại modun trung bình: 𝑚 𝑡𝑚 = 1−0,5𝜓 𝑚 𝑡𝑒

Tính lại số răng bánh dẫn: 𝑧 1 = 𝑑 𝑚1

Tính lại đường kính trung bình: 𝑑 𝑚1 = 𝑚 𝑡𝑚 𝑧 1 = 3,5.18 = 63𝑚𝑚;

Số răng bánh bị dẫn: 𝑧 2 = 𝑢𝑧 1 = 3,5.18 = 63 suy ra 𝑑 𝑚2 = 𝑚 𝑡𝑚 𝑧 2 = 3,5 63 = 220,5 𝑚𝑚

Theo bảng 6.20, với z1 = 18 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1= 0,44, x2= -0,44

Chiều rộng vành bánh răng: 𝑏 = 𝑅 𝑒 𝜓 𝑏𝑒 = 128,44.0,285 = 36,605 mm Đường kính vòng chia: d e1 =m te z 1 =3.18Tmm; d e2 =m te z 2 =3.639mm

Chiều cao đầu răng ngoài: ℎ 𝑎𝑒1 = 𝑚 𝑡𝑒 = 3 ; ℎ 𝑎𝑒2 = 2𝑚 𝑡𝑒 − ℎ 𝑎𝑒1 = 3 Đường kính đỉnh răng ngoài: 𝑑 𝑎𝑒1 = 𝑑 𝑒1 + 2ℎ 𝑎𝑒1 𝑐𝑜𝑠 𝛿 1 = 59,76 𝑚𝑚; 𝑑 𝑎𝑒2 = 190,64𝑚𝑚

6 Vận tốc vòng bánh răng: v= 𝜋𝑑 𝑚1 𝑛 1

7 Hệ số tải trọng động:

Theo Bảng 6.13, chúng ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8 Trị số 𝛿 𝐻, phản ánh ảnh hưởng của sai số ăn khớp, được xác định từ Bảng 6.15 với dạng răng thẳng là 𝛿 𝐻 = 0,006 Hệ số 𝑔 0, đại diện cho ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo Bảng 6.16 ở cấp chính xác mức làm việc êm là 8, có giá trị 𝑔 0 = 56.

8 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.12 với x1 + x2 = 0, suy ra 𝑍 𝐻 = 1,76

𝑧 𝑅 : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với 𝑅 𝛼 = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚 chọn 𝑧 𝛼 = 0,95

𝐾 𝑥𝐻 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với 𝑑 𝛼 < 700𝑚𝑚 => 𝐾 𝑥𝐻 = 1

Tính lại chiều rộng vành răng

9 Kiểm nghiệm độ bền uốn

𝑐𝑜𝑠 𝛿 2 = 229,25, 𝑥 1 = 0,44, 𝑥 2 = -0,44 tra bảng 6,18 ta được: Đối với bánh dẫn: Y F1 = 3,54 Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,503 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng(độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán theo công thức:

Do đó, độ bền uốn được thỏa

II Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn 𝑇 2 = 154803,17 Nmm

Chọn thép 45 được tôi cải thiện cho bánh dẫn với độ rắn trung bình HB 1 (5) Đối với bánh bị dẫn, độ rắn trung bình được chọn là HB 2 '5 Vật liệu này có khả năng chạy rà tốt.

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Và 𝜎 0F lim 2 = 1,8.275I5Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

2(581,82 + 563,64) = 572,73 Ứng suất uốn cho phép: [𝜎 F ]= 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚

3 Thông số cơ bản bộ truyền

Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm không đối xứng ở trục nên chọn 𝜓 ba =0,3 theo tiêu chuẩn, khi đó:

Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng : 𝐾 𝑎 = 43 (𝑀𝑃𝑎) 1/3

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Theo tiêu chuẩn chon modun pháp 𝑚 𝑛 = 3 mm

Ta chọn z 1 # răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 u 2 #.2,85e,55

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: 𝑢 2 = 𝑧 2

Tính lại khoảng cách trục:

Sử dụng răng không dịch chỉnh 𝑥 1 = 𝑥 2 = 0

𝑑 2 = 𝑚𝑧 2 𝑐𝑜𝑠 𝛽= 202,38 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh: d a1 = d 1 +2mq,61+2.3= 77,61mm d a2 = d 2 +2m 2,38+2.3= 208,38mm

5 Vận tốc vòng bánh răng:

60000 = 0,76 m/s c theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9, v gh =4 m/s

6 Hệ số tải trọng động theo P2.3 ta chọn:

7 Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các bánh răng

𝑧 𝑣 = 1: Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng

𝑧 𝑅 = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt

𝐾 𝑥𝐻 = 1 :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

𝑍 𝑣2 =4,02 Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,47+ 13,2

𝑍 𝑣2 =3,66 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng(độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán theo công thức:

Thông số hình học Bánh răng côn Bánh răng nghiêng

Số vòng quay(vg/ph) 720 205

65 Góc nghiêng răng δ 1 = 15,94 o ; δ 2 = 74,05 o 15,53 o Đường kính vòng chia(mm) 59,76mm

Chiều rộng vành răng(mm) 24,97 40,13

III Kiểm tra bôi trơn và ngâm dầu Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ:

Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu

Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng hr và tối thiểu là 10mm

Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1

Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: ℎ 𝑚𝑎𝑥 − ℎ 𝑚𝑖𝑛 = 10 ÷ 15𝑚𝑚

1 Xét bánh răng côn bị dẫn

Chiều cao thấp nhất bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là

2 Xét bánh răng trụ bị dẫn

Chiều cao thấp nhất bánh răng trụ bị dẫn cần ngâm trong dầu là

Hình 2: Kiểm tra bôi trơn bánh răng và ngâm dầu

Do đó bộ truyền thoải mãn điều kiện bôi trơn

Số vòng quay: 𝑛 1 = 720vòng/phút

Chọn vật liệu là thép C45 thường hóa Các thông số:

Giới hạn chảy: 𝜎 𝑐ℎ = 340𝑀𝑃𝑎 Ứng suất xoắn cho phép: [𝜏] = 15 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎 chọn sơ bộ [𝜏 1 ] = 15

3 Chọn sơ bộ đường kính: Đường kính tính toán sơ bộ:

Chọn 𝑑 1 = 25 𝑚𝑚 theo tiêu chuẩn bảng 10.2

5 Tính toán phác thảo kích thước trục:

𝑘 1 = 8 ÷ 15; 𝑐ℎọ𝑛 𝑘 1 = 10: Khoảng cách giữa các chi tiết quay

𝑘 2 = 5 ÷ 15; 𝑐ℎọ𝑛 𝑘 2 = 10: Khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp

𝑙 𝑚13 = (1,2 ÷ 1,4)𝑑 1 = 30 ÷ 35; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚13 = 35𝑚𝑚 : chiều dài mayơ bánh răng côn

𝑘 3 = 10 ÷ 20; 𝑐ℎọ𝑛 𝑘 3 = 15: Khoảng cách từ mặt mút ổ tới nắp ổ

ℎ 𝑛 = 15 ÷ 20; 𝑐ℎọ𝑛 ℎ 𝑛 = 15: Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

𝑙 𝑚12 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 1 = 30 ÷ 35; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚12 = 35𝑚𝑚 : chiều dài mayơ bánh đai

6 Lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng từ bánh răng côn dẫn

Lực tác dụng từ bánh đai:

7 Xác định phản lực trên trục

8 Xác định đường kính trục:

Mô men uốn tổng tại các tiết diện:

Momen tương đương tại các tiết diện

𝑀 𝑡𝐷1 = √𝑀 𝐷1 2 + 0,75𝑇 2 2 = √0 + 0,75.41900,625 2 = 36287,005 𝑁𝑚𝑚 Đường kính các đoạn trục

II Thiết kế trục II

Số vòng quay: 𝑛 2 = 205 vòng/phút

3 Chọn sơ bộ đường kính: Đường kính tính toán sơ bộ: 𝑑 2 = √ 𝑇 2

𝑙 𝑚23 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 2 = 42 ÷ 52,5; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚23 = 50𝑚𝑚 : chiều dài mayơ bánh răng trụ

Lực tác dụng từ bánh răng côn bị dẫn

Lực tác dụng từ bánh răng nghiêng dẫn:

Mô men uốn tổng tại các tiết diện:x

𝑀 𝑡𝐷2 = √𝑀 𝐷2 2 + 0,75𝑇 𝐷2 2 = 0 Đường kính các đoạn trục

Hình 4: Sơ đồ trục II

III Thiết kế trục III

𝑙 𝑚32 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑 3 = 63 ÷ 67,5𝑚𝑚; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚32 = 67,5𝑚𝑚 : chiều dài mayơ nửa khớp nối trục đàn hồi

Lực tác dụng từ bánh răng nghiêng bị dẫn

Lực tác dụng từ trục đàn hồi

𝑀 𝑡𝐷3 = √𝑀 𝐷3 2 + 0,75𝑇 𝐷3 2 = 367980,8 𝑁𝑚𝑚 Đường kính các đoạn trục

IV Tìm mối ghép then

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc, nên cần chọn then bằng để đảm bảo tính đồng nhất Để đảm bảo tính công nghệ, nên chọn then giống nhau trên cùng một trục Kiểu lắp được khuyến nghị là k6.

𝑊 𝑗 : moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then: 𝑊 𝑗 = 𝜋.𝑑 𝑗

𝑊 0𝑗 : là momen cản xoắn cho trục có 1 rãnh then: 𝑊 0𝑗 = 𝜋.𝑑 𝑗 3

Với đặc tính tải trọng va đập nhẹ và dạng lắp cố định, vật liệu mayo được chế tạo từ thép cho phép ứng suất dập thép đạt [𝜎 𝑑] = 100 𝑀𝑝𝑎 và ứng suất cắt cho phép trong khoảng [𝜏 𝑐] = 40 đến 60 𝑀𝑃𝑎.

Bánh răng côn trụ trên trục I:

Bánh răng côn trụ trên trục II:

Bánh răng nghiêng trên trục II:

Bánh răng nghiêng trên trục III:

Kiểm nghiệm độ dập theo:

T: moment xoắn d: Đường kính trục tại tại nơi sử dụng then b x h x t1: kích thước cơ bản của then

Hình 6: Các thông số của then

Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

1 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Kết cấu trục được thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi cần thiết, với điều kiện hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm phải thỏa mãn các tiêu chuẩn yêu cầu.

Trong đó [𝑠]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 nhưng ta tăng độ cứng

[𝑠] = 2,5 … 3 vì vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục

Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp: 𝑠 𝜎𝑗 = 𝜎 −1

Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp: 𝑠 𝜏𝑗 = 𝐾 𝜏 −1

+ Giới hạn mỏi uốn cho phép của Thép Cacbon:

+ Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

𝑊 𝑗 : là momen cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then:

𝑊 𝑗 : là momen cản uốn cho trục có tiết diện tròn:

𝜎 𝑚𝑗 , 𝜎 𝑎𝑗 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

𝜏 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 : là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

𝑊 0𝑗 : là momen cản xoắn cho trục có 1 rãnh then:

𝑊 0𝑗 : là momen cản xoắn cho trục có tiết diện tròn:

Hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, bảng 10.7

𝐾 𝑥 = 1,10 : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt được tiện với độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5 ÷ 0,63 ứng giới hạn bền

𝐾𝑦= 1,9 : Hệ số tăng bền Bề mặt trục được tăng bền bằng cách thấm Cacbon

𝐾 𝜎 = 2,01; 𝐾 𝜏 = 1,88 : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón

𝜀 𝜎 ; 𝜀 𝜏 : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra trong bảng 10.10 tài liệu [1] trang 198.

Rồi dùng công thức nội suy tính 𝜀 𝜎 𝑣à 𝜀 𝜏 :

Hình 7: Trị số hệ số kích thước 𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏

Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp: 𝑠𝜏𝑗= 𝐾 𝜏 −1

Vậy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền mỏi

2 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh

Vậy các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh.

Phần E Chọn ổ lăn và nối trục:

1 Thông số ban đầu: Đường kính trong: 𝑑 1 = 25 𝑚𝑚

Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ

2 Thiết kế: a Lực tác dụng ổ lăn

Trục 1 là trục đầu vào, làm việc ở tốc độ quay cao, có bảnh răng côn nên ưu tiên sử dụng ổ đũa côn

Lực hướng tâm tại ổ lăn:

Kí hiệu d, mm D, mm B, mm T, mm r, mm α C, kN C 0 , kN

3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Xét tỉ số (V=1 do vòng trong quay)

Tải trọng quy ước trên ổ

𝐾 𝑡 = 1: Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ

𝐾 đ = 1: Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng (va đạp nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3)

𝑄 𝐵1 > 𝑄 𝐶1 nên ta tính toán ổ theo thông số tại B1

Thời gian làm việc của ổ đũa côn: 𝐿 ℎ = 50000ℎ

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng: 𝐿 = 60𝑛𝐿 10 6 ℎ =60.720,25.50000

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải

4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với đũa côn tra bảng 11.6 ta có

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh

II Trục trung gian số 2

1 Các thông số ban đầu Đường kính trong: 𝑑 2 = 35 𝑚𝑚

2 Thiết kế: a Lực trên ổ lăn

Trục 2 có bánh răng côn và bánh răng trụ nghiêng nên ưu tiên dùng ổ đũa côn

𝑄 𝐴2 > 𝑄 𝐷2 nên ta tính toán ổ theo thông số tại A2

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng: 𝐿 = 60𝑛𝐿 ℎ

1 Thông số ban đầu: Đường kính trong: 𝑑 1 = 45𝑚𝑚

2 Thiết kế: a Lực tại ổ lăn

Do trục dài nên ta chọn ổ đũa côn

𝑄 𝐶3 > 𝑄 𝐴3 nên ta tính toán ổ theo thông số tại C3

Thời gian làm việc của ổ đũa côn: 𝐿ℎ= 50000ℎ

IV Chọn nối trục vòng đàn hồi:

Moment xoắn tại trục 3 là: 𝑇 3 = 424907,74 𝑁𝑚𝑚

Tra bảng 16.10a ta có các thông số nối trục như sau:

Kiểm tra sức bền dập

[𝜎 𝑑 ] = 4 𝑀𝑃𝑎: Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

𝑘 = 1,2 : Hệ số chế độ làm việc (16.1)

Vậy trục thỏa bền dập

Kiểm tra sức bền chốt

Vậy chốt thỏa điều kiện bền

Phần F Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ

Vỏ hộp giảm tốc có vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy Nó không chỉ tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt mà còn chứa dầu bôi trơn, đồng thời bảo vệ các bộ phận bên trong khỏi bụi bẩn.

Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện trong việc lắp đặt các chi tiết Bề mặt ghép cần được bố trí song song với mặt đế để đảm bảo sự dễ dàng trong quá trình lắp ghép.

Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng 10 độ về phía lỗ tháo dầu, giúp việc tháo dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Thiết kế này cho phép dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, từ đó nâng cao chất lượng hoạt động của hộp giảm tốc.

Hộp giảm tốc đúc có các thông số cơ bản sau:

Bulông ghép bích nắp và thân,d 3

Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d 5

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S 3

Chiều dày bích nắp hộp, S 4

Bề rộng bích nắp hộp và thân, K 3

𝐾 3 ≈ 𝐾 2 − (3 ÷ 5) Fmm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D 3 , D 2

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K 2

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E 2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ ) Định theo kích thước nắp ổ

Chiều dày không có phần lồi S 1

Bề rộng mặt đế hộp, K 1 và q

𝑞 = 95 𝑚𝑚 ≥ 𝐾 1 + 2𝛿 = 93𝑚𝑚 Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

I Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D 3 , D 2 chọn theo bảng 18.2

Trục D (mm) D 2 (mm) D 3 (mm) D 4 (mm) h d 4 Z

II Các chi tiết thành phần

Ren d d 1 d 2 d 3 d 4 d 5 h h 1 h 2 Trọng lượng nâng được a

Chọn chốt định vị hình côn: 𝑑 × 𝑐 × 𝑙 = 6 × 1 × 50𝑚𝑚

Phần G Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép

I Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

Chọn độ nhớt phụ thuộc vào vận tốc vật liệu chế tạo bánh rang, tra theo bảng 18.11

Với tốc độ vòng quay từ 1 đến 2,5 m/s, bánh rang được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện Độ nhớt của dầu bôi trơn AK-15 ở nhiệt độ 50°C là 186, theo bảng 18.13.

Để đảm bảo độ chính xác trong lắp ghép, cần chọn cấp chính xác cho các bộ phận như sau: bánh răng với bộ truyền cấp nhanh là 8 và cấp chậm là 9; trục, then và các rãnh then là 7; các lỗ là 6 Đối với sai lệch về độ song song, thẳng góc, nghiêng và mặt đảo đầu là 6; độ thẳng, phẳng là 7; còn độ đồng tâm, đối xứng, giao trục, đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc là 6 Về kiểu lắp, then và bánh răng nên chọn kiểu lắp H7/k6; vòng trong chọn kiểu lắp k6 và vòng ngoài chọn kiểu lắp H7 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng và then cũng cần được tham khảo để đảm bảo chính xác trong quá trình lắp ráp.

Chi tiết Kích thước Mối lắp 𝒆𝒔 (𝝁𝒎) 𝒆𝒊 (𝝁𝒎) 𝑬𝑺 (𝝁𝒎) 𝑬𝑰 (𝝁𝒎) Đội dôi lớn nhất

Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then

Sai lệch giơi hạn chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Trên trục Trên bạc

Trong nền kinh tế thị trường hiện nay, sự thành công của một sản phẩm phụ thuộc vào chất lượng, giá thành, mẫu mã và đặc biệt là thời gian ra mắt Sản phẩm được tung ra đúng thời điểm và đáp ứng nhu cầu của khách hàng sẽ đạt được thành công Để đáp ứng các yêu cầu này, kỹ sư thiết kế cần có nền tảng kiến thức vững chắc và phương pháp làm việc hiệu quả.

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học chi tiết máy, tôi đã hiểu rõ hơn về phân tích công việc thiết kế và cách đặt vấn đề cho bài toán thiết kế Điều này giúp tôi xử lý các vấn đề một cách thực tiễn hơn, đồng thời kết hợp các kiến thức cơ bản đã học để áp dụng vào thiết kế và tối ưu hóa các giải pháp thiết kế.

Dù đã nỗ lực hết mình, nhưng với kinh nghiệm còn hạn chế, việc thiết kế trong đồ án của em vẫn không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong nhận được sự góp ý và sửa chữa từ quý thầy cô để có thêm kiến thức quý báu, giúp em cải thiện kỹ năng thiết kế trong tương lai.

Cuối cùng ,một lần nữa em xin chân thành cảm ơn Giáo viên hướng dẫn: Lương Huỳnh Giang Đã tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này

Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn 𝑇 2 = 154803,17 Nmm

Khi chọn thép 45 được tôi cải thiện, theo bảng 6.1, đối với bánh dẫn, độ rắn trung bình nên là HB 1 (5), trong khi đối với bánh bị dẫn, độ rắn trung bình là HB 2 '5 Vật liệu này mang lại khả năng chạy rà tốt.

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Và 𝜎 0F lim 2 = 1,8.275I5Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

2(581,82 + 563,64) = 572,73 Ứng suất uốn cho phép: [𝜎 F ]= 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚

3 Thông số cơ bản bộ truyền

Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm không đối xứng ở trục nên chọn 𝜓 ba =0,3 theo tiêu chuẩn, khi đó:

Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng : 𝐾 𝑎 = 43 (𝑀𝑃𝑎) 1/3

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng:

Theo tiêu chuẩn chon modun pháp 𝑚 𝑛 = 3 mm

Ta chọn z 1 # răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z 2 =z 1 u 2 #.2,85e,55

Tỉ số truyền sau khi chọn số răng: 𝑢 2 = 𝑧 2

Tính lại khoảng cách trục:

Sử dụng răng không dịch chỉnh 𝑥 1 = 𝑥 2 = 0

𝑑 2 = 𝑚𝑧 2 𝑐𝑜𝑠 𝛽= 202,38 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh: d a1 = d 1 +2mq,61+2.3= 77,61mm d a2 = d 2 +2m 2,38+2.3= 208,38mm

5 Vận tốc vòng bánh răng:

60000 = 0,76 m/s c theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9, v gh =4 m/s

6 Hệ số tải trọng động theo P2.3 ta chọn:

7 Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các bánh răng

𝑧 𝑣 = 1: Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng

𝑧 𝑅 = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt

𝐾 𝑥𝐻 = 1 :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

𝑍 𝑣2 =4,02 Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,47+ 13,2

𝑍 𝑣2 =3,66 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng(độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán theo công thức:

Thông số hình học Bánh răng côn Bánh răng nghiêng

Số vòng quay(vg/ph) 720 205

65 Góc nghiêng răng δ 1 = 15,94 o ; δ 2 = 74,05 o 15,53 o Đường kính vòng chia(mm) 59,76mm

Chiều rộng vành răng(mm) 24,97 40,13

Kiểm tra bôi trơn và ngâm dầu

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ:

Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu

Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng hr và tối thiểu là 10mm

Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1

Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: ℎ 𝑚𝑎𝑥 − ℎ 𝑚𝑖𝑛 = 10 ÷ 15𝑚𝑚

1 Xét bánh răng côn bị dẫn

Chiều cao thấp nhất bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là

2 Xét bánh răng trụ bị dẫn

Chiều cao thấp nhất bánh răng trụ bị dẫn cần ngâm trong dầu là

Hình 2: Kiểm tra bôi trơn bánh răng và ngâm dầu

Do đó bộ truyền thoải mãn điều kiện bôi trơn

Thiết kế trục I

Số vòng quay: 𝑛 1 = 720vòng/phút

3 Chọn sơ bộ đường kính: Đường kính tính toán sơ bộ:

𝑙 𝑚12 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 1 = 30 ÷ 35; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚12 = 35𝑚𝑚 : chiều dài mayơ bánh đai

Lực tác dụng từ bánh răng côn dẫn

Lực tác dụng từ bánh đai:

𝑀 𝑡𝐷1 = √𝑀 𝐷1 2 + 0,75𝑇 2 2 = √0 + 0,75.41900,625 2 = 36287,005 𝑁𝑚𝑚 Đường kính các đoạn trục

Thiết kế trục II

𝑙 𝑚23 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑 2 = 42 ÷ 52,5; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚23 = 50𝑚𝑚 : chiều dài mayơ bánh răng trụ

Lực tác dụng từ bánh răng côn bị dẫn

Lực tác dụng từ bánh răng nghiêng dẫn:

Mô men uốn tổng tại các tiết diện:x

𝑀 𝑡𝐷2 = √𝑀 𝐷2 2 + 0,75𝑇 𝐷2 2 = 0 Đường kính các đoạn trục

Hình 4: Sơ đồ trục II

Thiết kế trục III

𝑙 𝑚32 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑 3 = 63 ÷ 67,5𝑚𝑚; 𝑐ℎọ𝑛 𝑙 𝑚32 = 67,5𝑚𝑚 : chiều dài mayơ nửa khớp nối trục đàn hồi

Lực tác dụng từ bánh răng nghiêng bị dẫn

Lực tác dụng từ trục đàn hồi

𝑀 𝑡𝐷3 = √𝑀 𝐷3 2 + 0,75𝑇 𝐷3 2 = 367980,8 𝑁𝑚𝑚 Đường kính các đoạn trục

IV Tìm mối ghép then

Các trục đều nằm trong hộp giảm tốc, vì vậy cần chọn then bằng để đảm bảo tính đồng nhất Để tối ưu hóa công nghệ, nên sử dụng then giống nhau trên cùng một trục và lựa chọn kiểu lắp k6.

𝑊 𝑗 : moment cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then: 𝑊 𝑗 = 𝜋.𝑑 𝑗

𝑊 0𝑗 : là momen cản xoắn cho trục có 1 rãnh then: 𝑊 0𝑗 = 𝜋.𝑑 𝑗 3

Vật liệu mayo được chế tạo từ thép, với đặc tính tải trọng va đập nhẹ và dạng lắp cố định Ứng suất dập thép cho phép đạt 100 MPa, trong khi ứng suất cắt cho phép dao động từ 40 đến 60 MPa.

Bánh răng côn trụ trên trục I:

Bánh răng côn trụ trên trục II:

Bánh răng nghiêng trên trục II:

Bánh răng nghiêng trên trục III:

Kiểm nghiệm độ dập theo:

T: moment xoắn d: Đường kính trục tại tại nơi sử dụng then b x h x t1: kích thước cơ bản của then

Hình 6: Các thông số của then

Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

1 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Kết cấu trục được thiết kế với độ bền mỏi đạt yêu cầu, đảm bảo hệ số an toàn cho các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện cần thiết.

Trong đó [𝑠]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 nhưng ta tăng độ cứng

[𝑠] = 2,5 … 3 vì vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục

Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp: 𝑠 𝜏𝑗 = 𝐾 𝜏 −1

+ Giới hạn mỏi uốn cho phép của Thép Cacbon:

+ Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng

𝑊 𝑗 : là momen cản uốn được tính cho trục có 1 rãnh then:

𝑊 𝑗 : là momen cản uốn cho trục có tiết diện tròn:

𝜎 𝑚𝑗 , 𝜎 𝑎𝑗 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

𝜏 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 : là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

𝑊 0𝑗 : là momen cản xoắn cho trục có 1 rãnh then:

𝑊 0𝑗 : là momen cản xoắn cho trục có tiết diện tròn:

Hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, bảng 10.7

𝐾 𝑥 = 1,10 : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt được tiện với độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5 ÷ 0,63 ứng giới hạn bền

𝐾𝑦= 1,9 : Hệ số tăng bền Bề mặt trục được tăng bền bằng cách thấm Cacbon

𝐾 𝜎 = 2,01; 𝐾 𝜏 = 1,88 : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón

𝜀 𝜎 ; 𝜀 𝜏 : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra trong bảng 10.10 tài liệu [1] trang 198.

Rồi dùng công thức nội suy tính 𝜀 𝜎 𝑣à 𝜀 𝜏 :

Hình 7: Trị số hệ số kích thước 𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏

Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp: 𝑠𝜏𝑗= 𝐾 𝜏 −1

Vậy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền mỏi

2 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh

Vậy các tiết diện nguy hiểm đều thỏa mãn điều kiện về độ bền tĩnh.

Phần E Chọn ổ lăn và nối trục:

II Trục trung gian số 2

IV Chọn nối trục vòng đàn hồi:

Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí chính xác giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp ráp Nó cũng có chức năng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện trong việc lắp các chi tiết Bề mặt ghép cần song song với mặt đế để đảm bảo sự dễ dàng trong quá trình lắp ráp.

Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng 10 độ về phía lỗ tháo dầu, giúp việc thay dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Thiết kế này không chỉ thuận tiện cho việc thay thế dầu sạch sẽ mà còn nâng cao chất lượng hoạt động của hộp giảm tốc.

I Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D 3 , D 2 chọn theo bảng 18.2

II Các chi tiết thành phần

I Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

Với vận tốc vòng từ 1 – 2,5 m/s, bánh rang được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện Độ nhớt của dầu bôi trơn AK-15 ở 50°C là 186, theo bảng 18.13.

Để đảm bảo độ chính xác trong lắp ghép, cần chọn cấp dung sai phù hợp: bánh răng sử dụng cấp nhanh là 8 và cấp chậm là 9; trục, then và các rãnh then chọn cấp 7; lỗ chọn cấp 6 Đối với độ song song, thẳng góc, nghiêng, và mặt đảo đầu là 6; độ thẳng, phẳng là 7; độ đồng tâm, đối xứng, giao trục, đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc là 6 Về kiểu lắp, then và bánh răng nên chọn kiểu lắp H7/k6; vòng trong chọn kiểu lắp k6; vòng ngoài chọn kiểu lắp H7 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng và then cũng cần được tham khảo để đảm bảo tính chính xác.

Trong nền kinh tế thị trường hiện nay, sự thành công của một sản phẩm phụ thuộc vào chất lượng, giá cả, mẫu mã và đặc biệt là thời điểm ra mắt Sản phẩm được giới thiệu đúng lúc và đáp ứng nhu cầu khách hàng sẽ đạt được thành công, trong khi những sản phẩm không đáp ứng được sẽ thất bại Để thỏa mãn các yêu cầu này, kỹ sư thiết kế cần có nền tảng kiến thức vững chắc và phương pháp làm việc hợp lý.

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học chi tiết máy, tôi đã hiểu rõ hơn về phân tích thiết kế và cách đặt vấn đề cho bài toán thiết kế Điều này giúp tôi xử lý vấn đề một cách thực tiễn hơn, đồng thời biết cách kết hợp các kiến thức cơ bản đã học để áp dụng vào thiết kế và tối ưu hóa sản phẩm.

Mặc dù đã nỗ lực hết mình, nhưng với kinh nghiệm còn hạn chế, tôi nhận thấy rằng thiết kế trong đồ án vẫn còn những thiếu sót Tôi rất mong nhận được sự góp ý và chỉnh sửa từ quý thầy cô để có thể tích lũy thêm kiến thức quý báu và hạn chế sai sót trong các thiết kế tương lai.

Cuối cùng ,một lần nữa em xin chân thành cảm ơn Giáo viên hướng dẫn: Lương Huỳnh Giang Đã tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này

Trục đầu vào 1

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Trục trung gian số 2

Trục đầu ra 3

Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Chọn nối trục vòng đàn hồi

Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí chính xác giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt Nó cũng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết bên trong khỏi bụi bẩn.

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện trong việc lắp ráp các chi tiết Đảm bảo bề mặt ghép song song với mặt đế để nâng cao hiệu quả lắp đặt.

Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng 10 độ về phía lỗ tháo dầu, giúp quá trình tháo dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Việc thay thế dầu bôi trơn sạch sẽ không chỉ nâng cao chất lượng làm việc mà còn cải thiện hiệu suất cho hộp giảm tốc.

Kích thước gối trục

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D 3 , D 2 chọn theo bảng 18.2

Các chi tiết thành phần

Dầu bôi trơn hộp giảm tốc

Với vận tốc vòng từ 1 đến 2,5 m/s, bánh rang được chế tạo từ thép C45 tôi cải thiện, trong khi độ nhớt của dầu bôi trơn AK-15 ở 50°C là 186.

Dung sai lắp ghép

Để đảm bảo hiệu suất tối ưu trong lắp ghép bánh răng và trục, việc chọn cấp chính xác là rất quan trọng: bộ truyền cấp nhanh là 8, bộ truyền cấp chậm là 9; đối với trục, then và các rãnh then, cấp chính xác là 7; các lỗ cấp chính xác là 6 Sai lệch độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng và độ mặt đảo đầu được xác định là 6, trong khi độ thẳng, phẳng là 7 Đối với độ đồng tâm, đối xứng, giao trục, đảo hướng tâm, độ trụ, độ tròn và profin tiết diện dọc, cấp chính xác cũng là 6 Về kiểu lắp, then và bánh răng nên chọn kiểu lắp H7/k6; vòng trong sử dụng kiểu lắp k6, còn vòng ngoài chọn kiểu lắp H7 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng và then cũng cần được tham khảo để đảm bảo tính chính xác trong quá trình lắp ráp.

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Trần Đức Tuấn, Võ Văn Bảo Khang, Phan Anh Khôi
Người hướng dẫn	TS. Lương Huỳnh Giang
Trường học	Trường Đại Học Tôn Đức Thắng
Chuyên ngành	Thiết Kế Chi Tiết Máy
Thể loại	Đồ án thiết kế
Năm xuất bản	2024
Thành phố	Thành phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	51
Dung lượng	1,19 MB