Đồ án của môn học chi tiết máy

Mục lục Trang Phần I: Tính toán hệ dẫn động 1 I. Chọn động cơ 1 II. Phân phối tỉ số truyền 3 III. Xác định công suất động cơ 3 Phần II: Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 5 I.Tính bộ truyền cấp chậm 5 II. Tính bộ truyền cấp nhanh 8 III. Xác định các thông số bộ truyền 9 A-Tính toán cấp chậm 9 B-Tính toán cấp nhanh 16 Phần III: Tính toán bộ truyền ngoài 20 1. Chon loại xích 20 2. Xác định các thông số bộ truyền 20 3. Kiểm nghiệm độ bền xích 22 4. Tính đường kính đĩa 22 5. Xác định ứng suất trên trục 23 Phần IV: Tính toán thiết kế trục 24 I.Thiết kế trục 24 II. Xác định sơ bộ đường kính trục 26 III. Xác định khoảng các gối đỡ 27 IV. Xác định phản lực tác dụng lên trục 30 V. Kiểm nghiệm độ bền trục 32 A-Trục vào của hộp giảm tốc 32 B-Trục trung gian của hộp giảm tốc 36 C-Trục ra của hộp giảm tốc 40 VI. Chọn loại khớp nối 44 VII. Chọn loại ổ lăn 46 1. Chọn ổ lăn cho trục vào 46 2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian 47 3. Chọn ổ lăn cho trục ra 48 Phần V:Kết cấu vỏ hộp 50 I.Phần vỏ hộp 50 II:Bôi trơn hộp giảm tốc 55 III:Xác định và chọn kiểu lắp 57 Phần VI:Phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc 60 I.Lắp ráp các chi tiết máy trên trục 60 II. Điều chỉnh sự ăn khớp của bộ truyền 61 III. Điều chỉnh khe hở ổ lăn 61 Tài liệu tham khảo 63 Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG I. Chọn động cơ. Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết Pct của động cơ: Ta có: P t = KW Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hnib Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hxích.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2). Tra bảng 2.3 (tr 94), ta được các hiệu suất: hol= 0,99 ( vì ổ lăn được che kín), hbr= 0,98 , hk=0.99, hx= 0,93 (bộ truyền xíchđể hở ) h = 0,994. 0,982.0,99. 0,93 = 0,85 Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: Pct (KW) B. Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là usb . Theo bảng 2.4(tr 21): Chọn tỉ số truyền HGT răng trụ 2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài): Uh =12; Ux =2,2. usb= uh. ux = 12.2,2 = 26,4. Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = = 45 ( vg/ph) Trong đó : v : vận tốc băng tải (m/s) D: Đường kính tang (mm) Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 26,4.45 = 1188 vg/ph Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 1500 vg/ph. Chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc Pct ; nđc ằ nsb và . Ta có : ; ; Theo bảng phụ lục P 1.1 ( tr 234- sách hệ dẫn động cơ khí ). Ưu tiên chọn dộng cơ 4A Ta chọn được kiểu động cơ là : 123S4Y3 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : ; ; Kết luận động cơ 123S4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN 1>Xác định tỉ số truyền thực của hệ thống dẫn động Tỷ số truyền thực 2>Phân phối Ut cho cac bộ truyền: Chọn ux ích = 2,2 ị uhộp = ; Ta có: Trong đó : unh : Tỉ số truyền cấp nhanh uch : Tỉ số truyền cấp chậm Nhưng do trong bộ truyền có dùng hộp giảm tốc là đồng trục thì rất khó phân tỷ số truyền để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh (đảm bảo đồng trục ) , cho nên dùng tỷ số truyền cấp nhanh bằng tỷ số truyền cấp chậm Kết luận : uh = 14,68 ; uch = 3,83; unh = 3,83 ; uxích =2,2. III.Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, IV) của hệ dẫn động. a.Trục 1 Công suất, số vòng quay : Pct =7,5 kW ; n1 = n đc = 1455 vg/ph. PI =Pđc . hkh . h1 =7,5.0,99. 0,99 = 7,3557 KW ; = 0,994 T1 = 9,55.10 6 =48280 (Nmm) b.Trục2 P2 =P1 . hbr . hol =7,3557 . 0,98 . 0,99 = 7,1365 KW; n2 = = 380 ( vg/ph) T2 = 9,55.10 6 =179350 (Nmm) c.Trục 3 P3 =P2 . hbr . hol =7,1365.0,98 . 0,99 = 6,9238 KW; n3 = = 100 (vg/ph) T3 = 9,55.10 6 =667900 (Nmm) d.Trục 4 P4 =P3 . hxich . hol = 6,9238.0,93.0,99 = 6,3747 (K W) n4 = = 45 (vg/ph) T4 = 9,55.10 6 =1352853 (Nmm) => Như vậy ta được: T1 = 48280 N. mm. T2 = 179350 N. mm. T3 = 667900 N. mm. T4 = 1352853 N. mm. Trục Thông số Trục động cơ I II III IV Unh = 3,83 Uch = 3,83 Uxich =2,2 P (kW) 7,5 7,3557 7,1365 6,9238 6,3747 n(vg/ph) 1455 1455 380 100 45 T(N.mm) 48280 179350 667900 1352853 Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: PH ần i i :TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC I>Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng). 1.Chọn vật liệu. Hộp giảm tốc có bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp,làm việc trong điều kiện: -Công suất nhỏ: Pct =7,5 K W -Kông có yêu cầu đặc biệt về điều kiện làm việc,không yêu cầu kích thước nhỏ gọn. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm 1 (HB<=350) * Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb3 = 850 MPa ; sch 3 = 580 MPa. Chọn HB3 = 245 (HB) * Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb4 = 750 Mpa ; sch 4 = 450 MPa. Chọn HB4 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ; ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng. KHL : Hệ số tuổi thọ. Trong bước tính thiết kế chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 ị SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; = 2.HB + 70 ị s°H lim3 = 560 MPa; s°H lim4 = 530 MPa; KHL= mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. (mH = 6). NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Với bộ truyền chịu tảI trọng tinh: C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. c,n,: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Với = 6.300.8=14400 (h) ta có : NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1 ị[sH]3 = [sH]4= Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được tính theo giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau: và [sH]=1,18[sH]4=1,18.481,8=568,5Mpa Chọn [sH]= 495,4Mpa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng Bánh 3 : [sH3 ]Max = 2,8 . sch3 = 2,8 . 580 = 1624 Mpa Bánh 4 : [sH4 ]Max = 2,8 . sch4 = 2,8 . 450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [sH ]Max = 1260 Mpa 3>Xác định ứng suất uốn cho phép: Y-Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Y-Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. K-Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính toán sơ bộ ta chọn: YsYRKxF = 1 ị Tra bảng (6.2): s°F lim = 1,8HB; Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1) s°F lim1 = 1,8.245 = 441Mpa. s°F lim2 = 1,8 230 = 414 Mpa. KFL= với mF = 6. mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn. NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.vì vật liệu là thép 45, NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: c,n,: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có : NFE3 > NFO3 => KFL3 = 1 [sF3] = 441.1.1 / 1,75 = 252 MPa, [sF4] = 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, ứng suất uốn cho phép khi qúa tải Bánh 3 : [sF3 ]Max = 0,8 . sch3 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh 4 : [sF4 ]Max = 0,8 . sch4 = 0,8 . 450 = 360 Mpa II>Với bộ truyền cấp nhanh: 1.Chọn vật liệu. Hộp giảm tốc có bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp,làm việc trong điều kiện: -Công suất nhỏ: Pct =7,5 K W -Kông có yêu cầu đặc biệt về điều kiện làm việc,không yêu cầu kích thước nhỏ gọn. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm 1 (HB<=350) * Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb3 = 850 MPa ; sch 3 = 580 MPa. Chọn HB3 = 241 (HB) * Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb4 = 750 Mpa ; sch 4 = 450 MPa. Chọn HB4 = 192 (HB) 2.Xác định ứng suất tiếp cho phép: Các bước tính toán giống như bộ truyền cấp chậm ta được: ị[sH]1 [sH]2 Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được tính theo giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau: và [sH]=1,18[sH]2=1,18.412=486.16Mpa Chọn [sH]= 456Mpa. 3.Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì chọn cùng loạI vật liệu với cấp chậm nên các bước tính toán và kết quả nhận được cũng giống như bộ truyền cấp chậm. [sF1] = 441.1.1 / 1,75 = 252 MPa, [sF2] = 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, ứng suất uốn cho phép khi qúa tải Bánh 3 : [sF1 ]Max = 0,8 . sch3 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh 4 : [sF2 ]Max = 0,8 . sch4 = 0,8 . 450 = 360 Mpa III. xác định các thông số bộ truyền A.Tính toán cho BT cấp chậm: 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động,N.mm ;T2=179350 Nmm Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng . Theo bảng 6.5 ta chọn với bánh răng nghiêng Ka=43 Hệ số Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng. Theo bảng 6.6 chọn yba = 0,4 Theo công thức 6.16 : ybd = yba(u2+1)/ 2=0,4(3,83+1 )/ 2 =1 Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 Ta có: KHB = 1,11 [sH]=495,4 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 43.(3,83+1). mm Lấy aw2 =1680 mm 2. Các thông số ăn khớp: Theo 6.17:Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,68á 3.36 mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8, ta chọn m = 2,5 Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: b = 100 => cosb = 0,9848 số răng bánh nhỏ (bánh 3): Z3 = 2 aw2 . cosb/ m(u+1) = 2.168.0,9848/ 2.5.(3,83+1) ằ27.4 Ta lấy Z3 = 27 ( răng) số răng bánh lớn (bánh 4): Z4 = u.Z3 = 3,83.27 = 103 Ta lấy Z4 = 103 ( răng) Tỷ số truyền thực: um = Z4/ Z3 = 103/ 27 = 3,815 Xác định lạI góc nghiêng b : cosb = m ( Z3 + Z4 ) / 2 aw2= = 2,5.( 27+ 103 )/ 2.168 = 0,967 b ằ14,7o Theo các công thức trong bảng 6.11 ta có: *Đường kính vòng chia : d3 = dw3 = m . Z3/ cosb = 2,5 . 27 / 0,967 ằ 69,78 mm d4 = dw4 = m . Z4/ cosb = 2,5 .103 / 0,967 ằ266,21 mm *Đường kính vòng đỉnh răng : da =74,78 mm. da =271,21 mm. *Đường kính đáy răng: df=63,53 mm. df=264,96 mm. *Chiều rộng vành răng: bw = ya . aw = 0,4 .168= 67,2 mm. 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Ưng suất tiếp xúc tính theo CT: sH = ZM ZH Ze ; (*) Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T2 = 179350 Nmm ; bw = 67,2 mm ; ZM = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos14,7) ằ20,62o tgbb = cos at.tgb = cos(20,62o).tg(14,7o) = 0,2455 ị bb = 13,8o ZH = = = 1,716 ; ea = =1,67 Ze = = ằ 0,77. Theo 6.39: KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,11 (Tính ở trên); Theo 6.40: Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; Với v =1,39 (m/s) theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp KHa = 1,13 (tra bảng 6.14). Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dH =0,002. Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng go= 73 , Theo công thức 6.42 Do đó theo 6.41: Theo 6.39: KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,11 (Tính ở trên); KH = KHb . KHV . KHa = 1,11.1,014.1,13 ằ 1,27 Thay số vào công thức (*): sH = 274.1,716.0,77. ằ 480 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0,54 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm ị KxH = 1 Theo 6.1 và 6.1a ta có. ị [sH] =480.1.0,95.1 ằ 470,07 MPa. = (- [ ] )/= ằ0,02 Do đó có thể cháp nhận vừa tính. 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 : sF3 = 2.T2.KFYeYbYF3/( bwdw3.m) Tính các hệ số : Tra theo yd ứng với bảng 6.7 , ta có KFb = 1,23 ; với v KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 . Theo CT 6.47: => Theo CT 6.46: KF = KFb.KFa.KFV = 1,23.1,37.1,03 = 1,736 Với ea = 1,67 ị Ye = 1/ea = 1/1,67 = 0,6; b = 14,7o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 14,7°/1400 = 0,895; Số răng tương đương: Ztđ3 = Z3/cos3b = 27 /cos3 14,7 =29,835 Ztđ4 = Z4/cos3b = 103/cos3 14,7= 113,814 Với Ztđ3 = 29,835 , Ztđ4 = 113,814 Tra bảng 6.18 thì ta có YF3= 3,8 ; YF4= 3,60; Thay các kết quả vừa tính vào CT trên ta được ứng suất uốn : sF3 = =108,4 MPa; sF4 = sF3 . =102,7 MPa; Với m=2,5 mm.Y=1,08-0,0695ln(2,5) = 1,022 Y=1 ; K=1(da<400mm).Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có: []=[]’. Y. Y. K=252.1.1,022.1=257,5 MPa []=[]’. Y. Y. K=241,7 MPa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF3 < [sF3] =257,5 MPa, sF4< [sF4] = 241,7 MPa; 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH4max = sH . MPa < [sH4]max = 1260 MPa; Theo 6.49: sF3max = sF3. Kqt = 108,4. 1,4 = 151.76 MPa ; sF4 max = sF4. Kqt = 102,7. 1,4 =143,78 MPa; Như vậy : sF3max < [sF3]max = 464 MPa, sF4max < [sF4]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. Các thông số và kích thước bộ truyền. + Bộ truyền cấp chậm : Khoảng cách trục aw=168 mm Mô đun pháp m=2,5 mm Chiều rộng vành răng bw=67,2 mm Tỉ số truyền um=3,815 Góc nghiêng của răng 0 Số răng bánh răng z1= 27; z2=103 Hệ số dịch chỉnh x1=0; x2= 0 Đường kính vòng chia d1=69,78 mm; d2=266,21 mm Đường kính đỉnh răng da1=74,78 mm; da2=271,21mm Đường kính đáy răng df1=63,53 mm; df2=264,96 mm Góc ăn khớp =20,62 B.tính toán với cấp nhanh Đối với hộp giảm tốc đồng trục thì thông số của bộ truyền cấp nhanh lấy gần bằng toàn bộ thông số của bộ truyền cấp chậm . 1.Khoảng cách trục cấp nhanh lấy bằng cấp chậm. a=a=168 (mm) Chọnnhanh nh ỏ h ơn cấp chậm khoảng 30 =>nhanh lấy bằng 0,25 =>=0,5.0,25.(3,83+1) =0,6 =>Bảng 6.7 tra được: K =1,03 K =1,08 Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế,ta chọn mođun tiêu chuẩn của bánh răng cấp nhanh bằng môđun của bánh răng cấp chậm:m=2,5 Z =27 ; Z =103 Góc nghiêng răng lấy=14,7 2.Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của bộ truyền cấp nhanh a. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] sH = ZM ZH Ze ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T1 = 48280 Nmm ; bw = 42 mm ; ZM = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at =atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos14,7) ằ20,62o tgbb = cos at.tgb = cos(20o).tg(12,5o) =0,2455 ị bb = 13,8o ZH = = = 1,716 MPa ; ea = 1,67 Ze = = ằ 0,77 KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,05 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; Với v =5,316m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp KHa = 1,13 (tra bảng 6.14). K =1,37 Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dH =0,002 Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng go= 73 , Theo công thức 6.42: KH = KHb . KHV . KHa = 1,03.1,13.1,13 ằ 1,32 Thay số : sH = 274.1,72.0,77. = MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 5,316 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm ị KxH = 1 Theo 6.1 và 6.1a ta có. ị [sH] =456.0,95.1=433,2 MPa ; Do đó sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 sF1 = 2.T1.KFYeYbYF1/( bw1dw1.m) Tính các hệ số : Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có KFb = 1,08 ; với v =5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,40. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => KF = .KFb.KFa.KFV = 1,08.1,40.1,3 = 1,96 Với ea = 1,67 ị Ye = 1/ea = 1/1,67 = 0,6; b = 14,7o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 14,7°/1400 = 0,895; Số răng tương đương: Ztđ3 = Z3/cos3b = 27 /cos3 14,7 =29,835 Ztđ4 = Z4/cos3b = 103/cos3 14,7= 113,814 Với Ztđ3 = 29,835 , Ztđ4 = 113,814 Tra bảng 6.18 thì ta có YF3= 3,8 ; YF4= 3,60; Thay các kết quả vừa tính vào CT trên ta được ứng suất uốn : sF1 = =47 MPa; sF2 = sF3 . =44,6 MPa; Với m=2,5 mm.Y=1,08-0,0695ln(2,5) = 1,022 Y=1 ; K=1(da<400mm).Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có: []=[]’. Y. Y. K=252.1.1,022.1=257,5 MPa []=[]’. Y. Y. K=241,7 MPa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF3 < [sF3] =257,5 MPa, sF4< [sF4] = 241,7 MPa; c. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH2max = sH . =512,6 MPa < [sH1]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt = 47. 1,4 = 65,8 MPa ; sF2 max = sF2. Kqt = 44,6. 1,4 = 62,44 MPa Do đó sF1max < [sF1]max = 464 MPa, sF2max < [sF2]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. Các thông số và kích thước bộ truyền. + Bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục aw=168 mm Mô đun pháp m=2,5 mm Chiều rộng vành răng bw=42 mm Tỉ số truyền um=3,815 Góc nghiêng của răng 0 Số răng bánh răng z1= 27; z2=103 Hệ số dịch chỉnh x1=0; x2= 0 Đường kính vòng chia d1=69,78 mm; d2=266,21 mm Đường kính đỉnh răng da1=74,78 mm; da2=271,21mm Đường kính đáy răng df1=63,53 mm; df2=264,96 mm Góc ăn khớp =20,62 Phần III. tính toán bộ truyền ngoàI (bộ truyền xích) Bộ truyền xích nối từ trục 3 ra bộ phạn công tác là hệ thống băng tải. Trục 3 có các số liệu: P =6,9238 (kw); n =100 (v/f) ; U =2,2 1.Chọn loại xích: Vì tảI trọng nhỏ ,vận tốc thấp =>Ta chọn loạI xích ống con lăn. 2.Xác định các thông số của bộ truyền xích: -Theo bảng 5.4 với U=2,2 , chọn số răng đĩa nhỏ Z =25. Do đó số răng đĩa lớn : Z =U.Z =25.2,2 = 55 (răng) < Z =120 -Theo CT 5.3 công suất tính toán: P =P.k.k.k Trong đó: -Z =25 ->k =25/Z =1 -n =100 ->k =200/100 = 2 -Theo CT 5.4 và bảng 5.6: k=k.k.k.k.k.k Trong đó: + k=1 (Đường tâm đĩa xích làm với phương ngang một góc <60); + k=1 (Ch ọn a = 30p); + k=1(Điều chỉnh băng một trong các đĩa xích); + k=1(Chịu tảI trọng tĩnh); + k=1(Bộ truyền làm việc một ca); +k=1,3(MôI trường có bụi ,chất lượng bôI trơn II); =>k = 1.1.1.1.1.1,3 = 1,3 Như vậy: P = 6,9238.1,3.2 = 18 (KW); -Theo bảng 5.5 với n = 100 (v/f) , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 31,75 mm.Thoả mãn điều kiện bền mòn:P < [P] = 19,3 (KW); -Khoảng cách trục a = 30.p = 30.31,75 = 952,8 (mm) -Theo CT 5.12 số mắt xích : x = 20.a/p + 0,5.(Z+Z) +( Z – Z ).p/4a =20.30 + 0,5(25+55) + (55-25 )31,75/4.3,14.952,8= =100 -Tính lạI khoảng cách trục theo CT 5.13: a = 0,25.p[x – 0,5(Z + Z2 ) + ] = 940,28 mm. -Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng: 0,003.a = 2,82 mm. -Số lần va đập của xích : i = Z.n/15x = < [i] = 25 (Theo bảng 5.9). 3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: -Theo 5.15 S= -Theo bảng 5.2 , tảI trọng phá hỏng Q=88,5 (KN) -Khối lượng một mét xích q = 3,8 (kg) +k = 1,2 (T = 1,4T) +v = (m/s) =>F= (N) +F =q.v= 3,8.1,323= 6,65 (N) +F =9,81.k.q.a = 9,81.6.3,8.0,9375 = 209,68 (N) +k = 6 (Bộ truyền nằm ngang) =>Do đó : S= S>[S]=8,5(Bảng 5.10). Đảm bảo đủ bền. 4.Tính đường kính đĩa xích. Theo CT 5.17 : d = p/sin(/Z) = 31,75/sin(3,14/25) = 252,658 (mm) d =p/sin(/Z) = 31,75/sin(3,14/55) = 555,849 (mm) da = p[0,5 + cotg(/Z)] = 268,53 (mm) da= p[0,5 + cotg(/Z)] = 571,72 (mm) r = 0,5025d+0.05 = 0,5025.19,05 = 9,623 (mm) Với d = 19,05(Bảng 5.2) df = d –2r = 252,658-2.9,623 = 233,412 (mm) df = d - 2r = 536,603 (mm) -kiểm nghệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo CT 5.18: H = 0,47. [H] [H] -ứng suất tiếp xúc cho phép,MPa(Bảng 5.11) F -Lực va đập trên m dãy xích, N k -Hệ số phân bố không đều tảI trọng cho các dãy k -hệ số tảI trọng động,Bảng 5.6 E = 2.E.E/(E+E)-Mođun đàn hồi A-Diện tích chiếu của bản lề ,mm.Bảng 5.12 => H = 624 (MPa) H= 461,768 (MPa) *Bánh lớn dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có ứng suất tiếp xúc cho phép [H] = 600 MPa =>Đảm bảo đủ bền. *Bánh nhỏ dùng thép 45 tôI, ram đạt HRC45 có ứng suất tiếp xúc cho phép 800 MPa =>Đảm bảo đủ bền. 5.Xác định ứng suất trên trục(lực tác dụng lên trục). -Theo CT 5.20 : F = k.F=5233,4.1,15 = 6018,41 (N) +k= 1,15 _với bộ truyền có góc nghiêng nhỏ hơn 40 phần IV: tính toán thiết kế trục . I.Thiết kế trục. Số liệu cho trước: Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 7,5KW Số vòng quay n1= 1455 v/ph Tỷ số truyền unh= 3,83 uch= 3,83 Góc nghiêng của cặp bánh răng b =14,70 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, tôi có sb= 800Mpa , ứng suất xoắn cho phép [t]= 12...20 MPa a. Ta có sơ đồ lực tác động vào bộ truyền như sau Fk Ftg b. Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do tang . Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. Theo phần trên đã tính lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục 3 có giá trị: Fx = 6018,41 (N) Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 á 0,3).2TI /D0 , Với : TI = 48280 N.mm , D0 = 95 mm. ị 203,28 á305 (N). Lờy F=254 N Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó: Ft1 = (N) = Ft 2 Fr1 = (N) = Fr 2 Ft3 = (N) = Ft4 ; Fr3 = 2000 (N) = Fr4 ; Fa1 = Ft1.tgb = 1383,78.tg14,7o = 363,03 (N) = Fa2 ; Fa3 = Ft3.tgb = 15140,44.tg14,7o = 1348,57(N) = Fa4 ; II. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) ăTrục I : Với TI= 48280 Nmm ;[t] =12 => (mm) L ấy d=30mm Với d1 = 30mm, tra bảng 10.2 , ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 19 mm. ăTrục II : Với T2= 179350 ;[t] =20 => (mm) Với d2 = 35, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm. ăTrục III : Với TIII= 667900 ;[t] =20 => (mm) Với d3= 55, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 29 mm. III.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chọn : + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: K1 = 10 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 7 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 15 (mm) + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h = 20 (mm). Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục : lnt = lm12 = (1,4 … 2,5).d1 = 45 (mm). lm13 = (1,2 … 1,5).d1 = 45 (mm). lm22 =( 1,2 … 1,5).d2 = 42 (mm). lm23 =( 1,2 … 1,5).d2 = 42 (mm). lm33 =( 1,2 … 1,5).d3 = ( 1,2 … 1,5).55 = 68 (mm). lc33 =0,5(l+b)+h+k = 83,5 (mm). lm32 =( 1,2 … 1,5).d3 = 1,2.55 = 70 (mm). Khoảng cách l trên các trục : Trục I l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12+ b0 )+k3 +hn ]= -67 (mm). l13 = 0,5.(lm13+ b0 )+k1 +k2 = 53 (mm). l11 = 2 l13 = 106 ( mm). Trục II l22 = 0,5.(lm22+ b0 )+k1 +k2 = 48,5 (mm). l23 = l11 + l32 + k1 + b0 = 203,5 mm l21 = l23 + l32 = 270 (mm) Trục III l32 = 0,5.(lm32+ b0 )+k1 +k2 = 66,5 (mm) l31 = 2.l32 = 133 (mm) l33 = l31 + lc33 = 216,5 (mm) Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc: IV. Xác định phản lực tác dụng lên các trục: Đối với trục I ta có sơ đồ và biểu đồ mô men như sau *Ta đi xác định các phản lực lên ổ đỡ Flx10 Fly10 Fx12 Fly11 Flx11 Fy13 Ft1 Fz13 Chiếu các lực theo trục oy : Giải hệ này ta được Fly11 =-112,78 (N), Fly10 = -425,52 (N) Vậy chiều của Fly11 và Fly10 cùng với chiều trên hình vẽ Theo trục ox: Giải hệ này ta được Flx11 = 880(N), Flx10 =249,78 (N) Vậy chiều của Flx11 và Flx10 cùng với chiều trên hình vẽ Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào như sau: Trục 2: Sơ đồ lực như hình vẽ: Theo trục ox: Thay số vào hệ này ta được: Fl=42,51 (N) Fl=3714,15 (N) Như vậy chiều các lực đúng như hình vẽ Chiếu các lực theo trục oy : GiảI hệ này ta được: Fl=877,4 (N) ; Fl=1660,9 (N) Chiều các lực đúng như hình vẽ. Trục 3: Sơ đồ lực như hình vẽ: Theo trục ox: Thay số vào hệ này ta được: Fl=Fl=2570,22 (N) Chiếu các lực theo trục oy : Giải hệ này ta được: Fl= 10199,2 (N); Fl= 6180,8 (N) V.Kiểm nghiệm trục: A.Trục vào của hộp giảm tốc Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M12 = 0 (Nmm). Mtđ12 =41811,7 (Nmm). M10 =15240 (Nmm). Mtđ10 =44502,54 (Nmm M13 =39587 (Nmm). Mtđ13 =57580 (Nmm) M11 = 0 (Nmm). 0 (Nmm). Đường kính từng đoạn trục: di Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng: Lấy d13 =38 (mm) Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d10 = d11= 35 (mm). Tiết diện trục lắp khớp nối chọn d12 =0,8d =30 (mm). *Kiểm nghiệm trục bền mỏi: Chọn kiểu lắp : Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh xich theo k6 kết hợp lắp then. Kích thước của then(Bảng 9.1),trị số momen uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiêt diện d(mm) Bxh t W(mm) W(mm) 12 30 8x7 4 2990 4941 13 38 8x7 4 4670,6 10057 Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tạI các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện: s=[s] [s]-Hệ số an toàn cho phép,thông thường [s]=1,5…2,5. s-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tạI tiết diện j s s-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tạI tiết diện j s -Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng a,Vật liệu là thép 45 có = 600 MPa có thể lấy gần đúng: -Theo bảng 10.7: b.Các trục hộp giảm tốc đều quay , ưng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đôí xứng, đó =0 và Vì trục quay một chiều nênứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,do đó c.Xác diịnh hệ số và k đối với các tiết diện nguy hiểm theo CT: Các trục gia công trên máy tiện ,tạI các bề mắt nguy hiểm yêu cầu đạt R = 2,5…0,63.Do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ƯS do trạng tháI bề mặt :K=1,06.Do không dùng các phương phap tăng bề mặt nên K =1 -Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón,hê số tập trung ƯS tạI rãnh then ứng với vật liệu có =600 MPa là: Bảng 10.10 tra được trị số Thay vào tinh được tỉ số k/ và k/ so sánh với tỉ số trong bảng 10.11,lấy trị số lớn hơn để tính va k Kết quả tính toán hệ số an toàn với các tiết diện trục 1: Td d k/ k/ k k s s s mm rãnhthen lắp căng rãnh then Lắp Căng 12 30 2 2.06 1,9 2.06 2,12 1,96 ----- 15,8 15,8 13 38 2,05 2.06 1,925 2.06 2,12 1,99 14,6 31 13,2 Như vậy trục 1 thoả mãn diều kiện bền. *Kiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Tính kiểm nghiệm về độ bền của then: Tiết diện d (mm) lt (mm) Bxh t1(mm) T(Nmm) sd MPa) tc MPa) 12 30 40,5 8x7 4 48280 26,5 10 13 38 45,9 8x7 4 48280 20,6 6,2 Theo bảng 9.5với tảI trọng [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) .Vậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . B.Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian: Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M20 = 0 (Nmm). Mtđ20 =0 (Nmm). M21 =0(Nmm). Mtđ21 =0 (Nmm M22 =84506 (Nmm). Mtđ22 =176822,4 (Nmm) M23 =220753.5 (Nmm). 269920.25 (Nmm). Đường kính trục chỗ lắp bánh răng tại tiết diện 23 : d23 [s] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với s b =800 Mpa d23 =35 mm. Chọn d23 = 30 (mm). Tiết diện trục lắp ổ lăn tại tiết diện 20 và 21 chọn tiêu chuẩn d20 = d21= 25 (mm). Tiết diện trục đi qua vị trí ngõng trục lắp bánh răng tạI tiết diện 22 : d22= 30,4 (mm) Chọn : d22= 30(mm) 1.Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng theo k6 kết hợp lắp then Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại then Bxh =8x7 t1 = 4(mm) lt22=40,5 (mm). lt23=47,25 (mm) Kích thước của then(Bảng 9.1),trị số momen uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiêt diện d(mm) Bxh t W(mm) W(mm) 22 30 8x7 4 2290 4941 23 30 8x7 4 2290 4941 Kiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Tiết diện d (mm) lt (mm) Bxh t1(mm) T(Nmm) sd MPa) tc MPa) 22 30 40,5 8x7 4 179350 98,4 37 23 30 40,5 8x7 4 179350 72,3 21,7 Theo bảng 9.5với tảI trọng [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) .V ậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . 2.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1ằ 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= Mu/W. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54. Bảng 10.10 tra được và từ đó xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này. Tra bảng 10.11 tra được tỉ số Ks/es và Kt/et So sánh và dùng tỉ số lớn hơn để tính các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Kết quả tính toán được ghi trong bảng: Td D k/ k/ k k s s s Mm rãnhthen lắp căng rãnh then lắp căng 22 30 2 2.06 1,9 1,64 2,12 1,96 3.4 4.26 2.62 23 35 2,04 2.06 1,925 1.64 2,12 1,99 3.34 6.6 1.9 3.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 220753,5/(0,1.353) =51.5 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 179350/(0,2.353) =20,92 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. C.Xác định kết cấu trục ra của hộp giảm tốc: Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M30 = 0 (Nmm). Mtđ30 =0 (Nmm). M31 =502537,24(Nmm). Mtđ31 =766232 (Nmm) M32 =495209,56 (Nmm). Mtđ32 =761446 (Nmm) M33 =0 (Nmm). 578418,4 (Nmm). Đường kính trục 3 tại các tiết diện : Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn : Tiết diện trục lắp bánh răng 32 d32 = 60 (mm) Tiết diện trục lắp bánh xích 33 d33 =4 5 (mm) Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d30 = d31 = 45 (mm) Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh đai theo k6 kết hợp lắp then. 1.Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng theo k6 kết hợp lắp then Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại then Bxh =14x9 t1 = 5,5(mm) lt32=67,5 (mm). lt33=60,75 (mm) Kích thước của then(Bảng 9.1),trị số momen uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiêt diện d(mm) Bxh t W(mm) W(mm) 32 60 14x9 5,5 10747 23019 33 45 14x9 5,5 3566,4 16825,7 Kiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Tiết diện d (mm) lt (mm) Bxh t1(mm) T(Nmm) sd MPa) tc MPa) 32 60 67,5 14x9 5,5 667900 139,6 34,9 33 55 60,75 14x9 5,5 667900 113 28,3 Theo bảng 9.5với tảI trọng [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) .V ậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . 2,Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1ằ 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= Mu/W. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54. Bảng 10.10 tra được và từ đó xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này. Tra bảng 10.11 tra được tỉ số Ks/es và Kt/et So sánh và dùng tỉ số lớn hơn để tính các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Kết quả tính toán được ghi trong bảng: Td D k/ k/ k k s s S Mm rãnhthen lắp căng rãnh then lắp căng 32 60 2,17 2.06 2 1,64 2,23 2.06 2.55 5 2.3 33 45 2,12 2.06 2 1.64 ------ 2.06 ------- 3.7 3.7 =>Then ở trên trục 3 đảm bảo đủ bền VI.Chọn loại khớp nối. a.Loại nối trục đàn hồi . Ưu điểm : có cấu tạo đơn giản , dễ chế tạo , dễ thay thế , làm việc tin cậy , do đó được dùng rộng rãi. Tại trục I có mômem xoắn TI = 48280 (N.mm) Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn : T =125,0 (M.m) d = 32 (mm) D = 125 (mm) dm = 65 (mm) L = 165 (mm) l = 80 (mm) d1 = 56 (mm) Do = 95 (mm) Z = 4 nmax = 4600 B =5 B1 =42 l1 = 30(mm) D3 = 28 (mm) l2 = 32(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: T = 125 (N.m) do = 14 (mm) d1 = M10 D2 =25 (mm) l = 62 (mm) l1 = 34 (mm) l2 = 15 (mm) l3 = 28 (mm) h = 1,5 b.Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. *Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: = [] -Trong đó :+k_Hệ số chế độ làm việc,k = 1,2 (Băng tải) +[]-ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [] = (2…4) MPa. Thay số vào ta có : [] =>thoả mãn điều kiện bền dập. *Điều kiện sức bền của chốt : [] [] -ứng suất cho phép của chốt, []= 60…80 MPa. -Thay số vào tính được : [] =>thoả mãn điều kiện bền. D D0 d dm dc D3 d1 L l B l2 l1 D2 l3 l h l1 l2 dc d1 sơ đồ nối trục đàn hồi VIi. CHọN ổ LĂN. 1.Trục 1: a.Đường kính trục d = 35(mm);n = 1455(v/f) -Phản lực Fl=493,4 N ; Fl = 887,2 (N); T = 48280 (N.mm) -Xét tỉ số 0 1 Dựa vào đường kính ngõng trục d =35 mm, tra bảng P2.12 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu : Fr10 Fr11 46207 Đường kính trong d =35 mm, đường kính ngoài D =72 mm Khả năng tải động C = 22,7 kN, khả năng tải tĩnh Co = 16,6 kN; b =17 (mm) r1 = 2(mm) ; r2 =1 (mm) b.Kiểm nghiệm khả năng tải : Tỉ số : Theo bảng 11.4 e = 0,34 Vì V =1 (vòng trong quay) => nên theo bảng 11.4 : X = 0,45 : Y = 1,62 kt = 1 vì (nhiệt đọ t Ê 100oC ) kđ = 1,3 Q = (X.V.F + Y.F).k.k Q = (0,45.887,2 + 1,62.363,03).1,3.1 = 1283,6 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động Với ổ bi m = 3 L=6.300.8 = 14400 (giờ) Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 14400.1455. 60. 10-6 = 1257,12 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 1283,6. = 13,853 (kN). Do Cd = 13,853 (KN) < C = 22,7 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải. 2.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc. Trục 2 có các thông số : n = 380 (v/f) ; F=363,03 N; F=1348,57 N; F=878,53 N ; F=4068,64 N Đường kính ngõng trục d = 25 (mm) ; a.Chọn loạI ổ: -Tổng lực dọc trục : F=F-F=985,54 N =>Chọn loạI ổ đũa côn. -Với d = 25 mm , n = 380 v/f , chọn loạI ổ đũa côn cỡ nhẹ số hiệu 7205 có các thông số: d = 25 mm; D = 52 mm ; C = 23.9 KN ; Co =17,9 KN ; b.Kiểm nghiệm khả năng tải động: -Theo bảng 11.4 với ổ đũa côn (đũa dỡ chặn) e = 1,5.tg = 1,5.tg(13,5) = 0,36. -Theo 11.7 lực dọc trục do phản lực hướng tâm sinh ra trên ổ: Fso =0,83.e.Fro =262,5 N Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 1215,7 N Theo sơ dồ bố trí lực và theo bảng 11.5: Fao =Fs1 - Fat =1215,7 – 985,54 = 230,16 =>Fa0 <Fs0 Fa1 = Fs0 + Fat = 1248 >Fs1 =1215,7 ->Fa1 = 1248 N **Xác định X và Y: Do đó theo bảng 11.4 chọn X=1 ; Y = 0 -Theo CT 11.3 tải trọng qui ước Q trên các ổ 0 và 1 được tính: Q0 = (X.V.Fr0 + Y.Fa0)kt.kđ =(1.1.878,53 + 0)1.1,3 = 1142,1 N Q1 = (X.V.Fr1 + Y.Fa1).kt.kđ =(1.1.4068,64 + 0).1.1,3 = 5289,23 N -Như vậy chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ 1 là chịu tải trọng lớn hơn -Theo 11.1 ,khả năng tải động của ổ Cd = Q.L= 5,289.82,1=19,8< C = 23,9 KN Với L= 60.n.Lh.10 = 60.380.3600.10= 82,1 ( Triệu vòng) =>Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tả động b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. -Theo bảng 11.6 , ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotg =0,22.cotg13,5 = 0,92 -Theo CT 11.19:Khả năng tảI tĩnh: Qt = X0.Fr1 + Yo.Fa1 = 0,5.4068,64 + 0,92.1248 = 3,2 << C0 = 17,9 KN =>Như vậy ổ thoả mãn khả năng tảI tĩnh 3, Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: a.Đường kính trục d = 50(mm);n = 100(v/f) -Phản lực Fl=5180 N ; Fl = 10518 (N); T =667900 (N.mm) Fa = 1348,57 N -Xét tỉ số 0 1 Dựa vào đường kính ngõng trục d =50 mm, tra bảng P2.12 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp có kí hiệu : Fr10 Fr11 66410 Đường kính trong d =50 mm, đường kính ngoài D =120 mm Khả năng tải động C = 77,6 kN, khả năng tải tĩnh Co = 61,2 kN; b =31 (mm) r = 3(mm) ; r1 =2 (mm) b.Kiểm nghiệm khả năng tải : Tỉ số : Theo bảng 11.4 e = 0,41 Vì V =1 (vòng trong quay) => nên theo bảng 11.4 : X = 1 : Y = 0 kt = 1 vì (nhiệt đọ t Ê 100oC ) kđ = 1,3 Q = (X.V.F + Y.F).k.k Q = (1.1.5180 + 0).1,3.1 = 6734 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động Với ổ bi m = 3 L=6.300.8 = 14400 (giờ) Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 14400.1455. 60. 10-6 = 1257,12 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 6734. = 72,68 (kN). Do Cd = 72,68 (KN) < C = 77,6 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải. *Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc: *Trục vào(trục 1): Loại ổ: ổ bi đỡ chặn . Kí hiệu: 46207, cỡ nhẹ hẹp, d =35 mm, D =72 mm,b =17 mm, r = 2 mm, C = 22,7 kN, C0 = 16,6 kN. *Trục trung gian(trục 2): Loại ổ: ổ đũa côn . Kí hiệu: 7205, cỡ nhẹ, d =25 mm, D = 52 mm, b =15 mm, r = 1,5 mm, C = 23,9 kN, C0 = 17,9 kN. Trục ra(trục 3): Loại ổ: ổ bi đỡ chặn. Kí hiệu: 66410, cỡ nặng hẹp, d =50 mm, D = 120 mm, b = 31 mm, r = 3 mm, C =77,6 kN, C0 = 61,2 kN. PhầnV. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc I,Vỏ hộp Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy , tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết tránh bụi bặm Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32 1,Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp , phần dưới là thân ) thường đi qua đường tâm các trục , nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế 2,Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp a,Chiều dày thân và nắp: + Chiều dầy thân hộp d : Xác định theo công thức sau: d = 0,03.aw +3 =0,03.168+3=8,04 mm , Lấy d = 8 mm, + Chiều dầy nắp hộp d1: d1 = 0,9. d = 0,9.8 =7,2 mm,Lờy mm, b,Gân tăng cứng , + Chiều dầy gân e : e= (0,8 .. 1).d = (0,8 .. 1).8=8,8 Lấy e =7 mm, + Chiều cao h : lấy h = 40 mm + Độ dốc lấy bằng 20, c,Các đường kính bulông và vít, + Đường kính bulông nền d1 : d1 > 0,04,aw + 10 = 0,04.168 + 10 = 16,72 mm Lấy d1 = 16 mm, chọn bulông M16 ( theo TCVN), + Đường kính bulông cạnh ổ d2 : d2 = (0,7…0,8).d1 = (0,7…0,8).16 = 11,2…12,8 mm Lấy d2 = 12 mm, chọn bulông M12 ( theo TCVN), + Đường kính bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 … 0,9).d2= (0,8 … 0,9).12 ,8= 10,2…11,5 mm Lấy d3= 10 mm, chọn bulông theo TCVN : M10, + Đường kính vít ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6…0,7).d2 = (0,6…,0,7).14 = 7,2…8,4 mm Lấy d4=8 mm, chọn vít M8,( theo TCVN) +Đường kính vít nắp cửa thăm d5 : d5 = (0,5…0,6),d2 = (0,5…0,6).14 =6…7,2 mm Lấy d5= 6mm, chọn vít M6 (theo TCVN) d,Mặt bích ghép nắp và thân, + Chiều dầy bích thân hộp s3: s3= (1,4…1,8).d3= (1,4…1,8)10 =14…18 [mm] Lấy s3 = 16 mm, + Chiều dầy bích nắp hộp S4: s4= (0,9…1).s3 =14,4…1 lấy s4 = 16 + Mặt bích ghép nắp và thân: K3 = k2- (3 á5)mm K2 = E2 + R2+(3 á5)mm E2= 1,6.d2 = 1,6.12 =19,2 mm lấy E2 = 20 mm R2 = 1,3.d2= 1,3.12 =15,6 mm , lấy R2= 16 mm K2 = E2 + R2+(3 á5)mm= 20+16+4=40 mm K3 = k2 - (3 á5)mm = k2 - 4 = 40 – 4 =36 mm R3 s4 s3 K3 e,Gối trên vỏ hộp , -Gối trục cần phải đủ độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ , để dễ gia công mặt ngoài của tất cả các gối đỡ nằm trong cùng một mặt phẳng , Đường kính ngoài của gối trục được chọn theo đường kính nắp ổ, theo bảng 18-2/2/ ta tra được các kích thước của các gối như sau: Kích thước (mm) TrụcI Trục II Trục III D 72 52 120 D2 90 65 140 D3 115 80 170 + h, chiều cao h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa k ³ 1,2.d2 = 1,2.12 =16,8mm , Lấy k= 16 mm f, Đế hộp : + Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s1 S1 ằ (1,3…1,5).d1 = (1,3…1,5).16 = 20,8…24 mm Chọn S1 = 24mm + Bề rộng mặt đế hộp: K1 ằ 3.d1 = 3.16 =48 mm k2 E2 k q³ k1 + 2.d = 48 +16 = 64 mm g, Khe hở giữa các chi tiết , + Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp, D ³ ( 1…1,2).d = (1…1,2).8 = 8…9,6 mm Chọn D = 9 mm + Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp, D1 = (3…5). d = (3…5).8 = 24…40 mm Chọn D1 = 30 [mm] + Khe hở giữa các bánh răng với nhau D> d =8, lấy D = 10 mm h,Số lượng bulông nền, Z= Lấy Z= 4 Sơ bộ chọn L =500 mm, B= 300 mm 3, Một số chi tiết khác a,Cửa thăm, 125 100 75 100 150 87 4 Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ , theo bảng 18-5/2/ tra được các kích thước của cửa thăm. b,Nút thông hơI: Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng 18-6/2/ tra được các kích thước . c, Nút tháo dầu 23 12 8 19,6 M16 17 30 Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất , do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu, kết cấu và kích thước như hình vẽ (các kích thước tra bảng 18-7/2/), d, Kiểm tra mức dầu, Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ, 30 F18 F12 F6 6 12 e, Chốt định vị: Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục , Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi xiết bulông không bị biến dạng vòng ngoài ổ , 10 D1:50 II.Bôi trơn hộp giảm tốc : Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 1, Bôi trơn trong hộp Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu Với vận tốc vòng của bánh côn v=6,957 m/s tra bảng 18-11 tập 2 ta được độ nhớt 8 ứng với nhiệt độ 100C Theo bảng 18-13 ta chọn được loại dầu AK-15 có độ nhớt 20Centistoc 2, Bôi trơn ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che dậy nên dễ bị bụi bặm vào do đó ở bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn bằng mỡ định kỳ 3, Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật , nó sẽ không bị mài mòn , ma sát trong ổ sẽ giảm , giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau , điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ồn ,Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ , nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn , đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm , Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15-15a tập 2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống , Để che kín các đầu trục ra , tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài , ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17/2/ tra được kích thước vòng phớt cho các ổ như sau: d d1 d2 D a b S0 35 36 34 48 9 6,5 12 25 26 24 38 6 4,3 9 50 51,5 49 69 9 6,5 12 a D a b S0 d2 d d1 D Bảng thống kê dùng cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo AK- 15 Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng Mỡ M Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 1/2 chỗ rỗng bộ phận ổ 1 năm III.Xác định và chọn kiểu lắp. Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục Ghi chú 1 Bánh răng và trục I F30 + 21 mm +15mm +2mm 2 Bánh răng và trục II F30 + 21 mm + 15 mm + 2 mm 3 Vòng trong ổ với trục I F35k6 +18mm +2mm 4 Vòng ngoài ổ lăn lắp với ống lót trục I F72H7 +30 mm 5 Then và trục I F8 0 mm -36mm bxh=8x7 6 Bạc chắn dầu trục I F25 + 25 mm Nằm giữa bánh răng và ổ lăn + 15 mm + 2 mm 7 Trục I và bạc F25 + 25 mm + 15 mm + 2 mm 8 Vòng trong ổ lăn và trục II F25k6 + 15 mm + 2 mm 9 Vòng ngoài ổ lăn lắp với lỗ hộp trụcII F52 +30 mm 10 Bạc chặn và trục II F25 + 25 mm + 18 mm +2mm 11 Then và trục II 8 Hai then giống nhau Bxh=8x7 0 mm -36mm 12 Bánh răng và trục II F30 +25mm + 18 mm +2mm 13 Bánh răng trụ và trục III F60 +30 mm +21mm 14 Vòng trong ổ lăn và trục III F50k6 15 Nối trục đàn hồi và trục I F30 +25mm +18 mm +2mm 16 Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp trục III F120 H7 +35 mm 17 Then và trục III F14 -43 mm -36m Bxh=14x9 18 Bạc và trục III F40 +25 mm 19 Lỗ hộp trục II và nắp ổ F52 +30 mm +8 mm 8 mm 20 Lỗ hộp trục III và nắp ổ F120 +35 mm +8 mm 8 mm Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên ta dùng kiểu lắp , Còn đối với mối ghép bạc và trục độ đồng tâm yêu cầu không cao nên ta dùng k`iểu lắp Mối ghép then và trục ta dùng mối ghép trung gian , còn đối với mối ghép giữa lỗ hộp và nắp thì ta dùng mối ghép lỏng chẳng hạn Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp K6, còn mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì ta dùng mối ghép H7 phầnVI.phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc. I-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục, ổ lăn được lắp trên trục hoặc nên vỏ hộp bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng, để tránh biến dạng đường lăn và không cho các lực khi lắp tác dụng trực tiếp lên các con lăn, cần tác dụng lực đồng đều trên vòng trong khi lắp ổ trên trục hoặc vòng ngoài trên vỏ , mặt khác để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ , trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nên trục hoặc lố hộp, ở đây dùng bạc chặn và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng, khi sử dụng cần đảm bảo sự tiếp xúc chính xác giữa các mặt mút bánh răng, bạc chặn và vòng ổ , vì vậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc, II- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền : Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn, Khi đó chiều rộng bánh răng nhỏ là: bw = 42.10% = 46,2 [mm], lấy bw= 46 mm, Để đảm bảo sự ăn khớp của bộ truyền trục vít có hai phương pháp sau: + Dịch chỉnh các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị từng bánh, III,Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn, Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục , Theo bảng 15-12/2/ đối với ổ đũa côn lắp trên trục II ta tra được khe hở dọc trục cho phép la: Min = 20 mm, max =40 mm, Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau: + Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa lắp và vỏ hộp, +Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2, + Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục, + Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khácnhau. Bảng thông kê các chi tiết tiêu chuẩn: TT Ký hiệu Tên gọi Số lượng Ghi chú 1 M6 vít 4 bulông nắp cửa thăm 2 M12 Bulông 8 Bulông cạnh ổ 3 M10 Bulông 6 Ghép thân và bích 4 M16 Bulông 4 Bulông nền 5 M8 Vít 16 Vít ghép nắp ổ 6 46270 ổ bi đỡ chặn 2 Lắp trên trục I 7 7205 ổ đũa côn 2 Lắp trên trục II 8 7204 66410 2 Lắp trên trục III Tài liệu tham khảo ** Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II Nhà xuất bản Giáo dục-1999, ** Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II, Nhà xuất bản Giáo dục, **Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000, **Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội 1994, đ 1 a F F a 1 đ