Đồ Án Hộp giảm tốc trục vít ăn khớp với bánh vít đường kính trục dẫn o30

Đề tài: HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O30

100Mb bao gồm tất cả file CAD, 2D, thuyết minh, bản vẽ nguyên lý, thiết kế, các chi tiết trong hộp giảm tốc, kết cấu, động học hộp giảm tốc .Ngoài ra còn kèm theo nhiều tài liệu hướng dẫn thiết kế và chọn trục, chọn bánh răng, ổ lăn, tính ứng suất trục, tính lực .

[TABLE]
[TR]
[TD]MỤC LỤC :
[/TD]
[TD]Trang​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Lời nói đầu
PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG
I . Chọn công suất cần thiết
1.Xác định Pt
2.Xác định hiệu suất h toàn hệ thống
II.Xác định số vòng quay sơ bộ
III.Chọn động cơ
IV.Kiểm tra điều kiện mở máy
PHẦN 2 : HỘP GIẢM TỐC
I .Xác định tỷ số truyền toàn hệ thống
II. Phân phối tỷ số truyền
1 . Xác định u[SUB]n[/SUB]
2 . Xác định u[SUB]h[/SUB],phân phối tỷ số truyền HGT
3 . Xác định công suất , số vòng quay và mô mem xoắn trong HGT
PHẦN 3 :THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I . Bộ truyền bánh răng
1 . Chọn vật liệu
2 . Xác định ứng suất cho phép
3 . Tính khoảng cách trục
4 . Kiểm nghiệm bền tiếp xúc
5 . Kiểm nghiệm bền uốn
6 . Kiểm nghiệm bền quá tải
7 . Các thông số bộ truyền cấp nhanh
II . Bộ truyền trục vít-bánh vít
1 . Chọn vật liệu
2 . Xác định ứng suất cho phép
3 . Xác định các thông số ăn khớp
4 . Kiểm nghiệm bền bánh vít
5 . Tính nhiệt truyền động trục vít
6 . Các thông số bộ truyền trục vít bánh vít
III . Bộ truyền ngoài
1 . Xác định các thông số bộ truyền
2 . Xác định số đai z
3 . Lực căng ban đầu
4 . Bảng thông sốbộ truyền đai thang
PHẦN IV : THIẾT KẾ TRỤC
I . Chọn vật liệu
II . Thiết kế trục
PHẦN V : TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC
I . Chọn loại ổ lăn
II . Chọn cấp chính xác ổ lăn
III . Chọn kích thước ổ lăn
IV . khớp nối trục
PHẦN VI : THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC ,GỐI ĐỠ
TRỤC ,BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP
I . Thiết kế vỏ hộp
II . Chọn gối đỡ trục dùng ổ lăn
III . Bôi trơn HGT
IV . Lắp bánh răng trên trục và điều chỉnh sự ăn khớp
PHẦN VII : DUNG SAI LẮP GHÉP
Tài liệu tham khảo

[/TD]
[TD]3479991012131717172022292929313234343535353537384048484950555757575858646464646565666667676769696970​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
LỜI NÓI ĐẦU​​​Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ bản về kết cấu máy .
Đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động cơ khí là sự áp dụng những kiến thức đã học được vào việc đi thiết kế một hệ dẫn động cụ thể. Qua đồ án giúp em có một cái nhìn cụ thể hơn về ngành nghề cơ khí nói chung và chế tạo máy nói riêng.
Trong quá trình thực hiện đồ án em rất cảm ơn sự giúp đỡ nhiệt tình của Th.sỹ . Sự giúp đỡ của thầy đã giúp em có thể nhanh chóng hoàn thành nhiệm vụ . Khi thiết kế em cũng đã tham khảo tài liệu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( 2 tập ) của PGS.PTS Trịnh Chất và PTS .

PHẦN I​​​CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN​​​I: Chọn công suất cần thiếtCông suất cần thiết của động cơ điện được tính theo công thức
Trong đó
Pct - Công suất cần thiết trên trục động cơ điện (Kw)
Pt - Công suất làm việc trên trục máy công tác (Kw)
h - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống
1/ Xác định Pt
Pt được tính theo công thức:
Việc tính toán T cần căn cứ vào điều kiện làm việc (chế độ tải trọng của máy công tác)
Ta xét tỷ số giữa thời gian làm việc của động cơ với thời gian của một chu kỳ làm việc của nó ( t[SUB]S[/SUB]%)
- Vì t[SUB]S[/SUB]% > 60% nên động cơ coi như làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi với chu kỳ dài hạn. Do đó ta tính toán tải trọng theo tải trọng tương đương
- Động cơ làm việc ở 2 chế độ tải nên T được tính theo công thức
Trong đó T[SUB]1[/SUB] = Tmax
+ Xác định Tmax:
Tmax = Fmax.D/2 = G/2.D/2 = 15000/2. 0,3 /2= 1125 (Nm) = 1,125 (Nm)​​​ ​​​Trong đó: G – Trọng lượng vật nâng (G = 15000N )
Thay c ác giá trị vào công thức (2) ta có:
Số vòng quay : n =
Từ đó ta xác định được
2/ Xác định hiệu suất h của toàn bộ hệ thống
Hiệu suất của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức
h = h[SUB]1[/SUB]. h[SUB]2[/SUB]. h[SUB]3[/SUB]. h[SUP]i[/SUP][SUB]4[/SUB] (2)​​​Trong đó
h[SUB]1[/SUB] – Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ( 0,97 )
h[SUB]2[/SUB] – Hiệu suất bộ truyền trục vít ( 0,7 )
h[SUB]3[/SUB] – Hiệu suất bộ truyền đai thang để hở ( 0,95 )
h[SUB]4[/SUB] – Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn ( 0,99 ), i là số cặp ổ lăn
Các giá trị h[SUB]i[/SUB] được lấy theo bảng 2.4 trang 21 “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ’’ Thay các giá trị vào (2) ta được
h = 0,97 . 0,7 . 0,95 . 0,99[SUP] 3[/SUP] = 0,626​​​Thay h và Ptđ vào (1) ta tìm được công suất cần thiết của động cơ điện là
II: Xác định số vòng quay sơ bộ.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức
n[SUB]sb[/SUB] = u[SUB]t[/SUB] . n[SUB]lv[/SUB] (3)​​​*/ Xác định tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : u[SUB]t[/SUB]
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức
u[SUB]t[/SUB] = u[SUB]n[/SUB]. u[SUB]h[/SUB] (*)​​​Trong đó:
u[SUB]n[/SUB]- Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (bộ truyền đai thang)
u[SUB]h[/SUB]- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
- Vì đai thang được tiêu chuẩn hoá nên tỷ số truyền của nó cũng được lấy theo dãy tiêu chuẩn ( trang 49 ), chọn u[SUB]n[/SUB] = 2
- Với bộ truyền bánh răng trục vít chọn u[SUB]h[/SUB] = 80
Thay các trị số vào (*) ta được: u[SUB]t[/SUB] = 2. 80 = 160
Từ đó ta xác định được số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là
n[SUB]sb[/SUB] = 1425,6 (vg/p)​​​III. Chọn động cơ.
So sánh ưu nhược điểm của các loại động cơ ta thấy: Động cơ điện loại 4A có phạm vi công suất rộng, số vòng quay đồng bộ biến thiên trong khoảng rộng, kích thước và khối lượng nhỏ nhẹ, kết cấu đơn giản nên ta chọn động cơ điện loại 4A.
Căn cứ vào tính toán sơ bộ ở trên ta chọn động cơ điện có ký hiệu: 4A80A4Y3
Các thông số kỹ thuật của động cơ được ghi trong bảng 1.
Bảng 1: Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A80A4Y3
[TABLE]
[TR]
[TD]Kiểu ĐC​[/TD]
[TD]Công suất (KW)​[/TD]
[TD]Vận tốc quay, vg/p​[/TD]
[TD]Cos j​[/TD]
[TD]h%​[/TD]
[TD]Tmax/Tdn​[/TD]
[TD]Tk/Tdn​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]4A80A4Y3​[/TD]
[TD]1,5​[/TD]
[TD]1400​[/TD]
[TD]0,83​[/TD]
[TD]80​[/TD]
[TD]2,2​[/TD]
[TD]2,0​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]

IV. Kiểm tra các điều kiện công suất và mở máy
Pđc > Pct = 1,8 (Kw) Þ thỏa mãn về công suất.
Tmm/Tdn = 1,4 < Tmax/Tdn = 2,0 Þ thỏa mãn điều kiện mở máy.
n[SUB]đc [/SUB]= 1420 > n[SUB]sb[/SUB] = 1376 (vg/p), độ chênh lệch không quá lớn.
Kết luận: Động cơ điện đã chọn hoàn toàn hợp lý và thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật.
PHẦN II​​​HỘP GIẢM TỐCI: Xác định tỷ số truyền của toàn bộ hệ thốngTỷ số truyền của hệ dẫn động được tính theo công thức
n[SUB]dc[/SUB]- Số vòng quay của động cơ điện.
n[SUB]lv[/SUB]- Số vòng quay của trục máy công tác.
II: Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống (u[SUB]t[/SUB] )được phân phối làm hai phần
u[SUB]h[/SUB]- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
u[SUB]n[/SUB]- Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang
u[SUB]t[/SUB] = u[SUB]n[/SUB]. u[SUB]h[/SUB] (2.2)​​​1/ Xác định u[SUB]n[/SUB]
Với bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang ta đã chọn tỷ số truyền theo dãy tiêu chuẩn. u[SUB]n[/SUB] = 2
2/ Xác định u[SUB]h[/SUB] và phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc .
Từ (2.2) ta có
Vì hộp giảm tốc có 2 cấp nên u[SUB]h[/SUB] được chia làm 2 phần
u[SUB]h[/SUB] = u[SUB]1[/SUB]. u[SUB]2[/SUB] (2.3)​​​u[SUB]1[/SUB]- tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
u[SUB]2[/SUB]- tỷ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít
- Việc xác định u[SUB]1[/SUB] và u[SUB]2[/SUB] được căn cứ theo đồ thị hình 3.25 trang 48, với bộ truyền bánh răng thẳng ta chọn tỉ số đường kính C = 0,9
- Từ đồ thị ta chọn u[SUB]1[/SUB] = 2,5
3/ Xác định công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên các trục trong hộp giảm tốc.
a>Trên trục bánh răng 1.
- Công suất:
- Số vòng quay:
- Mômen xoắn:
b>Trên trục bánh răng 2.
- Công suất:
- Số vòng quay:
- Mômen xoắn:
c>Trên trục bánh vít.
- Công suất:
- Số vòng quay:
- Mômen xoắn:
Sai số vận tốc: , thoả mãn điều kiện
Các giá trị tính toán được liệt kê trong bảng 2
Bảng 2: Trị số công suất , số vòng quay và Mômen xoắn trên các trục
[TABLE]
[TR]
[TD] Trục
Thông số
[/TD]
[TD="colspan: 2"]Động cơ​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1​[/TD]
[TD="colspan: 2"]2​[/TD]
[TD="colspan: 2"]3​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Công suất P, Kw
[/TD]
[TD="colspan: 2"]1,5​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1,41​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1,35​[/TD]
[TD="colspan: 2"]0,936​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Tỉ số truyền u
[/TD]
[TD] ​[/TD]
[TD="colspan: 2"]2​[/TD]
[TD="colspan: 2"]2,5​[/TD]
[TD="colspan: 2"]31,5​[/TD]
[TD] ​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Số vòng quay n, vg/p
[/TD]
[TD="colspan: 2"]1400​[/TD]
[TD="colspan: 2"]700​[/TD]
[TD="colspan: 2"]280​[/TD]
[TD="colspan: 2"]8,9​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Mômen xoắn T, Nmm
[/TD]
[TD="colspan: 2"]10232​[/TD]
[TD="colspan: 2"]19236​[/TD]
[TD="colspan: 2"]46045​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1004360​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[TD] [/TD]
[/TR]
[/TABLE]
PHẦN III
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.​​​I> BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
1/ Chọn vật liệu
Vì hộp giảm tốc theo đầu bài ra chịu công suất nhỏ và không có yêu cầu gì đặc biệt về điều kiện làm việc nên ta chọn vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I, có HB 50,
bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Vì chọn vật liệu nhóm I ta cần chú ý đến tần số chịu tải và khả năng chạy mòn của răng. Trong cùng thời gian làm việc bánh răng nhỏ chịu tải nhiều lần hơn bánh răng lớn (vì n[SUB]1[/SUB] = u. n[SUB]2[/SUB]). Do đó để bảo đảm độ bền đều của bánh răng của bộ truyền ta cần nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng nhỏ hơn bánh răng nhỏ khoảng 10 ¸ 15 đơn vị.
HB[SUB]1[/SUB] = HB[SUB]2[/SUB] + (10 ¸ 15)​​​ Từ những lý luận trên ta có thể chọn vật liệu chế tạo bộ truyền bánh răng là thép các bon nhãn hiệu C45 được tôi cải thiện.
Cơ tính của vật liệu được cho trong bảng 6.1 trang 92.
[TABLE]
[TR]
[TD]Nhãn hiệuThép​[/TD]
[TD]Nhiệt luyện​[/TD]
[TD]Kích thước,S, mmkhông lớn hơn​[/TD]
[TD]Độ rắn​[/TD]
[TD]Giới hạn bềnd[SUB]b[/SUB] , MPa​[/TD]
[TD]Giới hạn chảyd[SUB]ch[/SUB], MPa​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]45​[/TD]
[TD]Tôi cải thiện​[/TD]
[TD]100​[/TD]
[TD]HB 241 285​[/TD]
[TD]850​[/TD]
[TD]580​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
Chọn HB[SUB]1[/SUB] = 245
HB[SUB]2[/SUB] = 230
2/ Xác định ứng suất cho phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép [d[SUB]H[/SUB]] và ứng suất uốn cho phép [d[SUB]F[/SUB]] được tính theo công thức
Trong đó:
Z[SUB]R[/SUB] - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z[SUB]V[/SUB] - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K[SUB]XH[/SUB] - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Y[SUB]R[/SUB] - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y[SUB]S[/SUB] - hệ số xét đến độ tin cậy của vật liệu.
K[SUB]XF[/SUB] - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
S[SUB]H[/SUB] , S[SUB]F [/SUB]- là các hệ số an toàn khi tính theo tiếp xúc và uốn (Tra bảng 6.2 trang 94)
K[SUB]FC[/SUB] - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên lấy K[SUB]FC[/SUB] = 0,7
K[SUB]HL[/SUB] , K[SUB]FL[/SUB] - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
Trong đó :
m[SUB]H[/SUB], m[SUB]F[/SUB] - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn (m[SUB]H[/SUB] = 6 và m[SUB]F[/SUB] = 6)
N[SUB]HO[/SUB] - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
với H[SUB]HB[/SUB] - độ rắn Brinen
thay số ta có :
N[SUB]FO[/SUB] - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; N[SUB]FO [/SUB] = 4.10[SUP]6[/SUP] với tất cả các loại thép.
N[SUB]HE[/SUB] , N[SUB]FE[/SUB] - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc, N[SUB]HE[/SUB] và N[SUB]FE[/SUB] được tính theo công thức:
.
PHẦN V​​​TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC​​​I/ Chọn loại ổ lăn
1/ Chọn ổ cho trục I
Vì trục I chỉ chịu lực hướng tâm, không chịu lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy. Loại này làm việc được ở số vòng quay cao và giá thành thấp nhất.
2/ Chọn ổ cho trục II
Chọn ổ tại tiết d iệntrục có d = 35 (mm).Trục II chịu đồng thời lực dọc trục và chịu lực hướng tâm đều lớn và
Fa/Fr =5002/1850 =2,7 >0.3 nên một đầu ta chọn 2 ổ đũa côn đối đầu để khử lực dọc trục ,con đầu kia ta chọn ổ tuỳ động để đẩm bảo khoảng cách trục khi giãn nở nhiệt ở trục vít
3/ Chọn ổ cho trục III
Chọn ổ đỡ trục tại tiết diện có d = 55 (mm).Trục III là trục bánh vít có số vòng
quay nhỏ đồng thời chịu lực dọc trục và lực hướng tâm, Fa/ Fr = 927/1850 = 0,5 > 0,3 nên ta cũng chọn loại ổ bi đỡ chặn, loại trung có góc tiếp xúc a = 26[SUP]0[/SUP]
II/ Chọn cấp chính xác ổ.
Với hộp giảm tốc ta thường chọn cấp chính xác ổ bình thường ( cấp 0 ) có giá thành rẻ nhất.
Cấp chính xác 0
Độ đảo hướng tâm, mm 20
Giá thành tương đối 1
III/ Chọn kích thước ổ lăn.
Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 tiêu chuẩn: Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư
* Chọn ổ theo khả năng tải động.
Chọn kích thước ổ theo khả năng tải động Cd được tiến hành với các ổ có số vòng quay n ³ 10 vg/p.
Khả năng tải động được tính theo công thức:

L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay,
m - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3 với ổ bi
Gọi L[SUB]h[/SUB] là tuổi thọ tính bằng giờ thì L[SUB]h[/SUB] = 10[SUP]6[/SUP]L/(60.n)
Với L[SUB]H[/SUB] = 5.300.8.30/40 =9000 (h)
Q - Tải trọng động quy ước
1/ Chọn ổ đỡ trục I
Chọn ổ tại tiết diện trục có d = 17 mm .Ổ đỡ trục I là loại ổ bi đỡ, tải trọng động quy ước được tính theo công thức :
Q = (X.V.Fr +YF[SUB]a[/SUB]).kt.k[SUB]d[/SUB]
F[SUB]rA[/SUB] =
F[SUB]rB[/SUB] =
Tuổi thọ L tính bằng triệu vòng quay của trục I là:
L = = 378 (triệu vòng ) với 700 là số vòng quay trong 1 phút.
Tải trọng động tương đương được tính theo công thức
V= 1 (Vòng trong quay)
k[SUB]t[/SUB]= 1
k[SUB]đ[/SUB]= 1,1 (Bảng 11.3)
X = 1 (Bảng 11.4)
Q[SUB]A[/SUB]= (1.1.317,2 + 0 ).1.1,1= 348,9 (N)
Q[SUB]B[/SUB]= (1.1.679,9 + 0).1.1,1 = 747,89 (N)
Q[SUB]A[/SUB]> Q[SUB]B[/SUB] Þ Lấy Q[SUB]B [/SUB]để tính
Thay vào công thức (1) ta có:
So sánh với giá trị tra được trong phụ lục P2.7 trang 255 ta có
Cd < C vậy ổ đã chọn bảo đảm khả năng tải động.
Với loại ổ bi đỡ 1 dãy không có ổ tiêu chuẩn với d= 17 mm với C> 4,33.
Vậy nên ta chọn ổ bi đỡ lòng cầu 2 dãy
Ta chọn được ổ có các kích thước như sau:
[TABLE]
[TR]
[TD="colspan: 7"]Ổ BI ĐỠ LÒNG CẦU HAI DÃY​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Kí hiệu​[/TD]
[TD]d, mm​[/TD]
[TD]D, mm​[/TD]
[TD]B, mm​[/TD]
[TD]r, mm​[/TD]
[TD]C, kN​[/TD]
[TD]C[SUB]0[/SUB], kN​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]1203​[/TD]
[TD]17​[/TD]
[TD]40​[/TD]
[TD]12​[/TD]
[TD]1,5​[/TD]
[TD]6,13​[/TD]
[TD]2,47​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]

Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Q[SUB]t[/SUB]< C[SUB]0[/SUB]
Q[SUB]t[/SUB]= X[SUB]0[/SUB].F[SUB]r[/SUB]+ Y[SUB]0[/SUB].F[SUB]a[/SUB]
Tra bảng 11.6 ta có : X[SUB]0 [/SUB]= 0,6, F[SUB]a[/SUB]= 0 nên ta có
Q[SUB]t[/SUB]= 0,6.747,89= 448,7 N = 0,45 KN < C[SUB]0[/SUB]
Vậy ổ đạt yêu cầu về khả năng tải tĩnh

Kiểm tra khả năng quay nhanh của ổ.
Điều kiện: n< n[SUB]th[/SUB]
n[SUB]th[/SUB]=
d[SUB]mn[/SUB]= 4.10[SUP]5[/SUP] (Bảng 11.7)
d[SUB]m[/SUB]= (D +d)/2= (17+40)/2= 28,5 mm
k[SUB]1[/SUB]= 1 , k[SUB]2[/SUB]= 1 (Bảng 11.8) k[SUB]3[/SUB]= 0,85
n[SUB]th[/SUB]=
Vậy n[SUB]I[/SUB]= 700 (v/p)< n[SUB]th[/SUB]
2/ Chọn ổ đỡ trục II
a . tại gối đỡ D
* Xác định tải trọng quy ước.
Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ chặn được tính theo công thức:
Q = (X.V.Fr + Y.Fa)k[SUB]t[/SUB]k[SUB]đ[/SUB]
Fa,Fr : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng kính
V : hệ số kể đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V = 1
k[SUB]t [/SUB]: hệ số kể đến ảnh hưởng đ của nhiệt ộ kt = 1 khi q £ 105[SUP]0[/SUP]
k[SUB]đ[/SUB] : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, cho trong bảng 11.3 trang 215. Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, hộp giảm tốc công suất nhỏ ta lấy k[SUB]đ[/SUB] = 1.
Do đặt 2 ổ lăn trên 1 đầu nên:
Q= (0,6.X.F[SUB]r[/SUB]+ Y.F[SUB]a[/SUB]).k[SUB]t[/SUB].k[SUB]đ[/SUB]
X,Y: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, trị số của X, Y phụ thuộc vào tỉ số
iFa/VFr> e ta có:
X=0,4;
Y=0,4cotga=1,66
Với C[SUB]o[/SUB] - khả năng tải tĩnh cho trong các bảng P2.12 , chọn ổ đũa côn 7204 đường kính trục là 20 mm ta được C[SUB]o[/SUB] = 13,3; C=19,1
* Xác định lực dọc trục Fa
Đối với ổ đũa côn
Ta có bảng các giá trị cho từng cặp ổ của các trục. Đối với ổ đũa côn ta có:
Fs[SUB]1[/SUB] =F[SUB]s2[/SUB]= 0,95.Fr[SUB]1[/SUB] = 165,3 (N)
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ I là
=165,3 + 3915,7= 4081 (N)
Vì nên lấy Fa[SUB]1 [/SUB]= ( cùng chiều Fat) để tính toán
Q[SUB]1[/SUB] =(0,6.V.Fr[SUB]1[/SUB] + Y.Fa[SUB]1[/SUB])k[SUB]t[/SUB]k[SUB]d[/SUB] = (0,6.0,4.459,2 +1,66.4081)1.1,1 = 7573 (kN)
Tải trọng động tương đương được tính theo công thức:
Tuổi thọ L[SUB]i[/SUB] tính bằng triệu vòng quay của trục II là:
Q[SUB]E[/SUB] =7573.
Thay vào công thức (1) ta tính được
C[SUB]d[/SUB] = Q[SUB]E[/SUB].
So sánh với giá trị tra trong bảng ta thấy không có ổ đũa côn nào chịu được khả năng tảI động C= 45,17(KN)
Vì vậy ta tăng đường kính từ 20 lên 35 mm.
Ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng với:
C= 71,6 KN; C[SUB]0[/SUB]= 61,5 KN; D= 80mm; B=33mm; r=2,5 thoả mãn
C[SUB]d[/SUB] < C[SUB]đ[/SUB] = 71,6

Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Q[SUB]t[/SUB]< C[SUB]0[/SUB]
Q[SUB]t[/SUB]= X[SUB]0[/SUB].F[SUB]r[/SUB]+ Y[SUB]0[/SUB].F[SUB]a[/SUB]
Tra bảng 11.6 ta có : X[SUB]0 [/SUB]= 0,5Y[SUB]0[/SUB]=0,22.cotga = 1,04, ta có
Q[SUB]t[/SUB] = 4,45 KN < C[SUB]0[/SUB]
Vậy ổ đạt yêu cầu về khả năng tải tĩnh

Kiểm tra khả năng quay nhanh của ổ.
Điều kiện: n< n[SUB]th[/SUB]
n[SUB]th[/SUB]=
d[SUB]mn[/SUB]= 2,25.10[SUP]5[/SUP] (Bảng 11.7)
d[SUB]m[/SUB]= (D +d)/2= (35+62)/2= 48,5 mm
k[SUB]1[/SUB]= 1 , k[SUB]2[/SUB]= 1 (Bảng 11.8) k[SUB]3[/SUB]= 0,85
n[SUB]th[/SUB]=
Vậy n[SUB]I[/SUB]= 700 (v/p)< n[SUB]th[/SUB]
Ta chọn được ổ có các kích thước như sau:
[TABLE]
[TR]
[TD="colspan: 8"]Ổ ĐŨA CÔN​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Kí hiệu​[/TD]
[TD]dmm​[/TD]
[TD]Dmm​[/TD]
[TD]b = Tmm​[/TD]
[TD]rmm​[/TD]
[TD]r[SUB]1[/SUB]mm​[/TD]
[TD]CkN​[/TD]
[TD]C[SUB]0[/SUB]kN​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]66407​[/TD]
[TD]35​[/TD]
[TD]80​[/TD]
[TD]25​[/TD]
[TD]2,5​[/TD]
[TD]1,2​[/TD]
[TD]71,6​[/TD]
[TD]61,5​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
b .ổ tuỳ động
1 . Chọn ổ
Fr[SUB]C[/SUB]=1703,7 N
n = 280 v/p
d=15
Fa[SUB]C[/SUB]= 0
Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung C= 26,2 KN
C[SUB]0[/SUB]= 17,9 KN
a . Kiểm tra tải động
Có Q= X.V .Fr.Kt.Kd
X= 0,56 (B.11.4)
ÞQ=1049,5 (N)
ÞQ[SUB]E[/SUB] = 840,1 N
ÞC[SUB]d[/SUB] = 6,1 KN
ta có 1,1.C[SUB]d[/SUB] = 6,71 < C Þ ổ an toàn về tải động
b . Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Q[SUB]t[/SUB]< C[SUB]0[/SUB]
Q[SUB]t[/SUB]= X[SUB]0[/SUB].F[SUB]r[/SUB]+ Y[SUB]0[/SUB].F[SUB]a[/SUB]
Tra bảng 11.6 ta có : X[SUB]0 [/SUB]= 0,6, F[SUB]a[/SUB]= 0 nên ta có
Q[SUB]t[/SUB]= 0,6.1703,7= 1022,2 N = 1,02 KN < C[SUB]0[/SUB]
Vậy ổ đạt yêu cầu về khả năng tải tĩnh
c . Kiểm tra khả năng quay nhanh của ổ.
Điều kiện: n< n[SUB]th[/SUB]
n[SUB]th[/SUB]=
d[SUB]mn[/SUB]= 4.10[SUP]5[/SUP] (Bảng 11.7)
d[SUB]m[/SUB]= (D +d)/2= (35+62)/2= 48,5 mm
k[SUB]1[/SUB]= 1 , k[SUB]2[/SUB]= 1 (Bảng 11.8) k[SUB]3[/SUB]= 0,85
n[SUB]th[/SUB]=
Vậy n[SUB]I[/SUB]= 250 (v/p)< n[SUB]t[/SUB]
3/ Chọn ổ đỡ trục III
Chọn ổ đỡ tại tiết diện có đường kính d = 55 (mm), sơ bộ chọn ổ đũa côn đặc biệt nhẹ, có khả năng tải tĩnh C[SUB]o[/SUB] = 45,2 (kN) cho trong các bảng P2.12, đường kính trục là 55 mm
* Xác định tải trọng quy ước.
Q = (X.V.Fr + Y.Fa)k[SUB]t[/SUB]k[SUB]đ[/SUB]
+/ Xác định X, Y: Ta có i.Fa[SUB]1[/SUB]/V.Fr[SUB]1[/SUB] =0,38> e i.Fa[SUB]2[/SUB]/V.Fr[SUB]2[/SUB]=0,6> e ÞX = 0,4
Y =0,4.cotga = 1,8
(X[SUB]i[/SUB],Y[SUB]i[/SUB] : được tra trong bảng 11.4 trang 216 góc tiếp côn a =12,5[SUP]0[/SUP])
Với: i =1: số dãy con lăn; e - hệ số, tra trong bảng 11.4 , giá trị của e được tính phụ thuộc tỷ số F[SUB]a[/SUB]/C[SUB]o[/SUB] = 0,927/37,7 = 0,025 ta nội suy được e = 0,33
* Xác định lực dọc trục Fa
Đối với ổ đỡ chặn bên cạnh lực dọc trục ngoài, trong ổ còn xuất hiện các
Ta có bảng các giá trị cho từng cặp ổ của các trục. Đối với ổ bi đỡ- chặn ta có
Fs[SUB]E[/SUB] = 0,33.0,85Fr[SUB]E[/SUB] = 1109,2 (N) (với Fr[SUB]E[/SUB]=3924,3 N)
Fs[SUB]F[/SUB] = e0,85.Fr[SUB]F[/SUB] = 854,9(N) (với Fr[SUB]F[/SUB] = 3020,1 N)
- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ I là
= 854,9-739,8 = 115,1 (N)
Vì nên lấy Fa[SUB]E [/SUB]= 1109,2 để tính toán
Từ đó ta tính được :
Q[SUB]E[/SUB] =(X.V.Fr[SUB]E[/SUB] + Y.Fa[SUB]E[/SUB])k[SUB]t[/SUB]k[SUB]d[/SUB] = (0,4.1.3924,3+1,8.1109,2)1.1,2 = 4279,6 (N)
Q[SUB]F[/SUB] =(X.V.Fr[SUB]F[/SUB] + Y.Fa[SUB]F[/SUB])k[SUB]t[/SUB]k[SUB]d[/SUB] = 5443,6 (N)
Tải trọng động tương đương được tính theo công thức:
= 5171 (N)
ÞC[SUB]d[/SUB] = Q[SUB]E[/SUB].