Đồ Án Hộp giảm tốc trục vít ăn khớp với bánh vít đường kính trục dẫn o36

Đề tài: HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O36

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 .

MỤC LỤC
Trang
Phần I : Chọn động cơ
I . Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí .3
Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền
I . Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền 7
Phần III : Thiết kế các bộ truyền
II . Bộ truyền trục vít – bánh vít .20
III . Bộ truyền đai thang 26
Phần IV : Tính thiết kế trục
I . Chọn vật liệu .30
II . Thiết kế trục 30
Phần V : Thiết kế gối đỡ trục
I . Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn 52
II . Chọn cấp chính xác của ổ 53
III . Chọn kích thước ổ theo tải trọng 53
Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
I . Tính chọn khớp nối .62
II . Thiết kế vỏ hộp giam tốc .64
Phần VII : Dung sai lắp ghép
I . Chọn cấp chính xác 74
II . Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép .75



PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN CHO HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ​1. Xác định công suất cần thiết (Pct)
(1-1) Trong đó: Pct : Là công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt : Là công suất tính toán làm việc trên trục
máy công tác.
h : Hiệu suất của toàn bộ hệ thống.
* Xác định hiệu suất h
h = h[SUB]1[/SUB] . h[SUB]2[/SUB] . h[SUB]3[/SUB] . h[SUB]4[/SUB] . h[SUB]5[/SUB] . h[SUB]6[/SUB] . h[SUB]7[/SUB]
Trong đó:
h[SUB]1[/SUB] = 0,98 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng
h[SUB]2[/SUB] = 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít
h[SUB]3[/SUB] = 0,92 : Hiệu suất của bộ truyền xích
h[SUB]4[/SUB] = 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn trên trục I
h[SUB]5[/SUB] = 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn trên trục II
h[SUB]6 [/SUB]= 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn trên trục III
h[SUB]7[/SUB] = 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn trên trục IV
Các trị số h[SUB]1[/SUB] , h[SUB]2[/SUB] , h[SUB]3[/SUB] , h[SUB]4[/SUB] , h[SUB]5[/SUB] , h[SUB]6[/SUB] , h[SUB]7[/SUB] được chọn ở bảng 2.3 trang 19
Vậy : h = h[SUB]1[/SUB] . h[SUB]2[/SUB] . h[SUB]3[/SUB] . h[SUB]4[/SUB] . h[SUB]5[/SUB] . h[SUB]6[/SUB] . h[SUB]7[/SUB] = 0,98. 0,8. 0,92. 0,99[SUP]4 [/SUP] = 0,69 (1-2)
* Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) :
Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi
- Xác định độ dài làm việc tương đối ts%
Trong đó : t[SUB]lv[/SUB] = t[SUB]1[/SUB] + t[SUB]2[/SUB] : Thời gian làm việc
t[SUB]ck[/SUB] = t[SUB]1[/SUB] + t[SUB]2[/SUB] + t[SUB]0[/SUB] : Chu kì làm việc
t[SUB]0[/SUB] : Thời gian nghỉ
- Theo đề bài: t[SUB]1[/SUB] = 5(giờ) ; t[SUB]2[/SUB] = 2(giờ) ; t[SUB]0[/SUB] = 1(giờ)
Vậy :
Động cơ được coi như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi
Do đó công suất được xác định theo công thức sau:
Trong đó : P[SUB]1[/SUB] là công suất ứng với tải trọng 1
P[SUB]2[/SUB] là công suất ứng với tải trọng 2
- Tải trọng P[SUB]1[/SUB] được xác định theo công thức sau:
Trong đó: F: Là lực kéo lớn nhất trên băng tải
v: Vận tốc băng tải
Theo đề bài : F = 8500 (N)
v = 0,12 (m/s)
Þ (KW)
Ta có : P và T tỷ lệ thuận theo công thức :
Theo đề bài: T[SUB]2[/SUB] = 0,8 T[SUB]1[/SUB] Þ
Þ (KW) (1-3)
Từ 1-2 và 1-3 thay vào 1-1 :
Þ (KW)
2. Xác định số vòng quay sơ bộ : (n[SUB]sb[/SUB])
Số vòng quay sơ bộ được xác định theo công thức sau:
n[SUB]sb[/SUB] = u[SUB]t[/SUB]. n[SUB]lv[/SUB] (1-4)
Trong đó : n[SUB]lv[/SUB] :Là số vòng quay của trục máy công tác
u[SUB]t[/SUB] : Là tỉ số truyền
- Xác định tỉ số truyền : u[SUB]t[/SUB] = u[SUB]1[/SUB].u[SUB]2[/SUB] (1-5)
Trong đó: u[SUB]1[/SUB] : Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít
u[SUB]2[/SUB] : Là tỉ số truyền của bộ truyền xích
Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u[SUB]1[/SUB] = 80 ; u[SUB]2[/SUB] = 2
Þ u[SUB]t[/SUB] = 160
- Xác định số vòng quay của trục máy công tác (n[SUB]lv[/SUB])
Số vòng quay của trục máy công tác được xác định bằng công thức sau:
Trong đó : v: Là vận tốc của tang
D : Đường kính tang
Theo đề bài có : v = 0,12 (m/s)
D = 280 (mm)
Thay vào công thức 1-6 : (vòng/phút)
Þ Thay 1-5 và 1-6 vào 1-4 ta được: n[SUB]sb[/SUB] = 160.8,2 = 1312(vòng/ phút)
3. Chọn động cơ :
Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,39 KW
Kết hợp với điều kiện n[SUB]đb[/SUB] » n[SUB]sb[/SUB]
Pđc > Pct
Do đó ta chọn n[SUB]đb[/SUB] = 1500 (vòng /phút)
Pđc = 2,2 KW
Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4A100S4Y3 có:
Pđc = 2,2 KW
n[SUB]đc[/SUB] = 1420 (vòng/phút)
* Kiểm tra điều kiện mở máy
Điều kiện mở máy được thoả mãn
* Kiểm tra điều kiện quá tải : Đã được thoả mãn

PHẦN II: XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN CHO TOÀN BỘ HỆ THỐNG VÀ CHO TỪNG BỘ TRUYỀN.​I. Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
1. Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (u[SUB]t[/SUB]).
(2-1)
2. Phân phối tỉ số truyền cho HGT (u[SUB]h[/SUB]) và bộ truyền ngoài (u[SUB]n[/SUB])
u[SUB]t[/SUB] = u[SUB]h[/SUB] . u[SUB]n[/SUB] (2-2)
Xác định u[SUB]h[/SUB] và u[SUB]n[/SUB]
Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ truyền ngoài (Bộ truyền xích) có : n[SUB]x[/SUB] =
3. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT.
Ta có : u[SUB]h[/SUB] = u[SUB]1[/SUB] . u[SUB]2[/SUB]
Trong đó : u[SUB]h [/SUB] :Là tỉ số truyền của HGT
u[SUB]1[/SUB] : Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng
u[SUB]2[/SUB] : Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít
Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn được tỉ số truyền u[SUB]1[/SUB] của bộ truyền bánh răng như sau:
Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng)
u[SUB]h[/SUB] = 86,6 Ta tra đồ thị nhận được u[SUB]1[/SUB] = 3,3 Þ u[SUB]2[/SUB] = = 26,2
* Tính lại u[SUB]n[/SUB] :
4. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục
Trên trục I (trục nối với trục động cơ):
P[SUB]I[/SUB] = P[SUB]ct[/SUB].h[SUB]ol[/SUB] = 1,39.0,99 = 1,38 (KW)
n[SUB]I[/SUB] = n[SUB]đc[/SUB] = 1420 (vòng/phút)
T[SUB]I[/SUB] = (N.mm)
Trên trục II:
P[SUB]II[/SUB] = P[SUB]I[/SUB].h[SUB]br[/SUB]. h[SUB]ol[/SUB] = 1,38.0,98.0,99 = 1,34 (KW)
n[SUB]II[/SUB] = (vòng/phút)
T[SUB]II[/SUB] =
Trên trục III:
P[SUB]III[/SUB] = P[SUB]II[/SUB] . h[SUB]Bv[/SUB] .h[SUB]ol[/SUB] = 1,34 . 0,8 . 0,99 = 1,06 (KW)
n[SUB]III[/SUB] = (vòng/phút)
T[SUB]III[/SUB] = (N.mm)
Trên trục IV:
P[SUB]IV[/SUB] = P[SUB]III[/SUB] . h[SUB]xích[/SUB] .h[SUB]ol[/SUB] = 1,06 .0,92 . 0,99 = 0,97 (KW)
n[SUB]IV[/SUB] = (vòng/phút) với u[SUB]3[/SUB] = u[SUB]n[/SUB] = 2
T[SUB]IV[/SUB] = (N.mm)
Lập bảng phân phối tỉ số truyền
[TABLE="width: 631"]
[TR]
[TD] Trục
Thông số[/TD]
[TD="colspan: 2"]1(Động cơ)​[/TD]
[TD="colspan: 2"]2​[/TD]
[TD="colspan: 2"]3​[/TD]
[TD="colspan: 2"]4​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Công suất P, kW[/TD]
[TD="colspan: 2"]1,39​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1,34​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1,06​[/TD]
[TD="colspan: 2"]0,97​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Tỉ số truyền u[/TD]
[TD][/TD]
[TD="colspan: 2"]u[SUB]1[/SUB] = 3,3​[/TD]
[TD="colspan: 2"]u[SUB]2[/SUB] = 26,2​[/TD]
[TD="colspan: 2"]u[SUB]x[/SUB] =2​[/TD]
[TD][/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Số vòng quay n[/TD]
[TD="colspan: 2"]1420​[/TD]
[TD="colspan: 2"]430,3​[/TD]
[TD="colspan: 2"]16,4​[/TD]
[TD="colspan: 2"]8,2​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Mômen xoắn T, N.mm[/TD]
[TD="colspan: 2"]9284,03​[/TD]
[TD="colspan: 2"]29724,31​[/TD]
[TD="colspan: 2"]617790​[/TD]
[TD="colspan: 2"]1125366,26​[/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. Thiết kế bộ truyền trong HGT .
1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung .
a. Bộ truyền bánh răng:
Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lượng thường : Thép CT45 tôi cải thiện.
Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có:
Kích thước S (mm) không lớn hơn : 100
Độ rắn: HB 192đến 240
Giới hạn bền s[SUB]b[/SUB] (MPa) : 750
Giới hạn chảy s[SUB]ch[/SUB] (MPa) : 450
* Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ : HB[SUB]1[/SUB] = HB[SUB]2[/SUB] + (10 đến 15)
b. Bộ truyền trục vít bánh vít.
Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt về dính . Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít .
- Tính vận tốc trượt (v[SUB]t[/SUB])
Vận tốc trượt tính theo công thức kinh nghiệm.
Trong đó : v[SUB]t[/SUB] : Vận tốc trượt
P[SUB]1[/SUB] : Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít
u : Tỉ số truyền của bộ truyền.
n[SUB]1[/SUB] : Số vòng quay của trục vít.
Dựa vào phần trên thay vào:
- v[SUB]t[/SUB] = 1,64 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang. CY 18-36 dùng khuôn cát
Có s[SUB]­b[/SUB] = 180(MPa) , s[SUB]ch[/SUB] = 360(MPa)
- Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trượt (Tải trọng trung bình) Ta chọn vật liệu của trục vít là thép CT 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB < 350
2. Xác định ứng suất cho phép.
a. Bộ truyền bánh răng.
- Ứng suất cho phép tiếp xúc [s[SUB]H[/SUB]] và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức sau:
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 kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y[SUB]S[/SUB] : Hệ số kể đến ảnh hưởng của hệ số tập chung ứng suất.
K[SUB]XF[/SUB] : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Khi tính sơ bộ ta lấy: Z[SUB]R[/SUB] . Z[SUB]V[/SUB] . K[SUB]XH[/SUB] = 1
Y[SUB]X[/SUB].Y[SUB]S[/SUB].K[SUB]XF[/SUB] =1
Vậy :
Trong đó : s[SUP]0[/SUP][SUB]Hlim[/SUB] ; s[SUP]0[/SUP][SUB]Flim[/SUB] Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở tra bảng 6.2 : S[SUB]H[/SUB] = 1,1 ; S[SUB]F[/SUB] = 1,75
Vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: HB[SUB]2[/SUB] = 200 đối với bánh răng lớn
HB[SUB]1[/SUB] = 210 đối với bánh răng nhỏ
Do đó : - Bánh răng nhỏ : s[SUP]0[/SUP][SUB]Hlim[/SUB] = 2HB[SUB]1[/SUB] +70 = 490(MPa)
s[SUP]0[/SUP][SUB]Flim[/SUB] = 1,8 HB[SUB]1[/SUB] = 378(MPa)
- Bánh răng lớn: s[SUP]0[/SUP][SUB]Hlim[/SUB] = 2HB[SUB]2[/SUB] +70 = 470(MPa)
s[SUP]0[/SUP][SUB]Flim[/SUB] = 1,8 HB[SUB]2[/SUB] = 360(MPa)
K[SUB]FC[/SUB] : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều)
Làm việc 1 chiều lấy : K[SUB]FC[/SUB] = 1
K[SUB]HL[/SUB] ; K[SUB]FL[/SUB] : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn.
Với m[SUB]H[/SUB] và m[SUB]F [/SUB] : Là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn : Vì vật liệu có HB < 350 nên chọn m[SUB]H[/SUB] = 6 và m[SUB]F[/SUB] = 5
- Xác định N[SUB]HO[/SUB] ; N[SUB]FO[/SUB] :
N[SUB]FO[/SUB] = 4.10[SUP]6[/SUP]
N[SUB]HO[/SUB] = 30.H[SUP]2,4[/SUP][SUB]HB[/SUB]
+ Đối với bánh răng nhỏ : N[SUB]HO[/SUB] = 30.210[SUP]2,4[/SUP] =11,2.10[SUP]6[/SUP]
+ Đối với bánh răng lớn: N[SUB]HO[/SUB] = 30.200[SUP]2,4[/SUP] = 9,99.10[SUP]6[/SUP]
- Xác định N[SUB]HE[/SUB] và N[SUB]FE[/SUB] (Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn)
Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có:
Trong đó : Ti , n[SUB]i[/SUB] , t[SUB]i[/SUB] là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
+ Đối với bánh răng nhỏ: N[SUB]HE1[/SUB] = 60.[1420 . 7500 + 0,8[SUP]3[/SUP] . 1420 .3000] = 769,8.10[SUP]6[/SUP]
N[SUB]FE1[/SUB] = 60.[1420 . 7500 + 0,8[SUP]6[/SUP] . 1420 .3000] = 706.10[SUP]6[/SUP]
+ Đối với bánh răng lớn :
So sánh các giá trị N[SUB]HE[/SUB] và N[SUB]FE[/SUB] đều lớn hơn giá trị N[SUB]HO[/SUB] và N[SUB]FO[/SUB] nên ta lấy K[SUB]HL[/SUB] = 1
K[SUB]FL[/SUB] =1
Thay vào công thức tính ứng suất cho phép ta được :
[TABLE]
[TR]
[TD] Giá trị
BR[/TD]
[TD]Độ cứng(HB)​[/TD]
[TD]s[SUP]0[/SUP][SUB]Hlim [/SUB](MPa)​[/TD]
[TD]s[SUP]0[/SUP][SUB]Flim [/SUB](MPa)​[/TD]
[TD][s[SUB]H[/SUB]](MPa)​[/TD]
[TD][s[SUB]F[/SUB]](MPa)​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]BR 1[/TD]
[TD]210​[/TD]
[TD]490​[/TD]
[TD]378​[/TD]
[TD]445​[/TD]
[TD]216​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]BR 2[/TD]
[TD]200​[/TD]
[TD]470​[/TD]
[TD]360​[/TD]
[TD]427​[/TD]
[TD]205,7​[/TD]
[/TR]
[/TABLE]
* Kiểm tra điều kiện : Đối với bánh răng nghiêng
< 1,25.[s[SUB]Hmin[/SUB]] = 1,25.445 = 556
b. Đối với bộ truyền trục vít bánh vít.
* Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trượt v[SUB]s[/SUB] = 1,64 (m/s) nên được tra theo bảng 7.2 : [s[SUB]H[/SUB]] = 158 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép:
Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều được xác định theo công thức sau:
[s[SUB]F[/SUB]] = 0,12 .s[SUB]bu[/SUB] = 0,12.360 = 43,2 (MPa)
* Ứng suất cho phép khi quá tải.
Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [s[SUB]H[/SUB]][SUB]max[/SUB] và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [s[SUB]F[/SUB]][SUB]max[/SUB] .
Bánh vít làm bằng gang: [s[SUB]H[/SUB]][SUB]max[/SUB] = 1,5.[s[SUB]H[/SUB] ]= 1,5.158 = 237 (MPa)
[s[SUB]F[/SUB]][SUB]max[/SUB] = 0,6.s[SUB]b[/SUB] = 0,6.360 = 216 (MPa)
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng.
a. Xác định khoảng cách trục a[SUB]w[/SUB] :
Trong đó : K[SUB]a[/SUB] , K[SUB]d[/SUB] - Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5
K[SUB]a[/SUB] = 43
K[SUB]d[/SUB] = 67,5
Z[SUB]M[/SUB] = 274
+ K[SUB]H[/SUB][SUB]b[/SUB] : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . Tra bảng 6.7 ta được: K[SUB]H[/SUB][SUB]b[/SUB] = 1,015
+ y[SUB]ba[/SUB] , y[SUB]bd[/SUB] : Tra bảng 6.6 ta được : y[SUB]ba[/SUB] = 0,25
y[SUB]bd[/SUB] = 0,53. y[SUB]ba[/SUB] (u+1) = 0,53.0,25.(3,3+1) = 0,56975
Vậy :
Lấy a[SUB]w[/SUB] = 75 (mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp:
+ Xác định mô đun : m = (0,01 ¸ 0,02).a[SUB]w[/SUB] = (0,01 ¸ 0,02).75 = 0,75 ¸ 1,5
Theo bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn đối với bộ truyền bánh răng nghiêng là: m[SUB]n[/SUB] = 1,5
+ Xác định số răng và góc nghiêng b
Chọn sơ bộ b = 15[SUP]0[/SUP] do đó cosb = 0,9659
Số răng bánh nhỏ là:
Lấy z[SUB]1[/SUB] = 22
Số răng bánh lớn là: z[SUB]2[/SUB] = u.z[SUB]1[/SUB] = 3,3.22 = 72,6 Lấy z[SUB]2[/SUB] = 73
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : u[SUB]m[/SUB] = 73/22 = 3,318
So với ban đầu (u[SUB]m[/SUB]- u)/u[SUB]m [/SUB]= 0,005 < 4%

PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC​I. Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn.
* Chọn loại ổ cho trục I:
- Trục I có d[SUB]10[/SUB] = 25(mm) d[SUB]11[/SUB] = 25(mm) , các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 là:
Lực dọc trục tác dụng lên trục I : F[SUB]a[/SUB] = 176,75 (N)
Do đó tỉ số: F[SUB]a[/SUB]/F[SUB]r[/SUB] = 176,75/153,76 = 1,14 > 1 Cho nên ta chọn ổ là loại ổ bi đỡ chặn
Do trục I có vận tốc quay nhanh n=1420 v/p nên chọn ổ bi đỡ chặn có góc a = 36[SUP]0[/SUP]
* Chọn loại ổ cho trục II:
- Trục II có d[SUB]20[/SUB] = 30(mm) , d[SUB]21[/SUB] = 30 (mm) các phản lực tại các gối đỡ 0 và1 là:
dọc trục tác dụng lên trục II gồm có : F[SUB]z22[/SUB] = 176,75 (N) và F[SUB]z23[/SUB] = 4114,29 (N) cùng phương cùng chiều
Do đó F[SUB]at[/SUB] = 176,75 + 4114,29 = 4291,04 (N) ta chọn ổ đũa côn
* Chọn ổ cho trục III:
- Trục III có d[SUB]30[/SUB] = 50(mm) , d[SUB]31[/SUB] = 50(mm) các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 là:
Lực dọc trục tác dụng lên trục III là : F[SUB]a[/SUB] = 714,65(N)
Do đó tỉ số : F[SUB]a[/SUB]/F[SUB]r[/SUB] = 714,65/793,58 = 0,9 > 0,3 do đó ta dùng ổ đũa côn
II. Chọn cấp chính xác ổ lăn:
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 chỉ tiêu: 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
a. Chọn cho trục I.
1/ 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 hộp giảm tốc ta nên dùng
L[SUB]h[/SUB] = (10 25).10[SUP]3[/SUP] giờ
- Tính tải trọng động quy ước Q:
Trục I ta dùng ổ bi đỡ chặn 1 dãy nên công thức tải trọng động quy ước Q tính theo công thức sau: Q = (X.V.F[SUB]r[/SUB] + Y.F[SUB]a[/SUB])k[SUB]t[/SUB].k[SUB]đ[/SUB]
Trong đó:
+ F[SUB]r[/SUB] và F[SUB]a[/SUB] - là tải trọng hướng tâm và dọc trục , KN.
+ V - Là hệ số kể đến vòng nào quay ; vòng trong quay nên V = 1
+ k[SUB]t[/SUB] - Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ , k­[SUB]t[/SUB] =1 khi nhiệt độ 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.
+ X,Y- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, trị số của X, Y phụ thuộc vào tỉ số iFa/C[SUB]0[/SUB]:
Với: i - số dãy con lăn; e - hệ số, tra trong bảng 11.4 , giá trị của e phụ thuộc vào Fa/Co = 0,17675/9,24 = 0,019 từ đó ta nội suy ra e =0,31 (với C[SUB]o[/SUB] - khả năng tải tĩnh cho trong các bảng P2.12 , chọn cỡ nhẹ, đường kính trục là 25 mm ta được C[SUB]o[/SUB] = 9,24)
- Xác định X,Y :
Tính tỉ số iF[SUB]a[/SUB]/V.F[SUB]r1[/SUB] = 1.176,75/1.153,76 = 1,14 > e Nên tra bảng 11.4 (sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I trang 215-216) ta được X[SUB]1[/SUB] =0
Y[SUB]1[/SUB] = 1,62
iF[SUB]a[/SUB]/V.F[SUB]r2[/SUB] = 1.176,75/1.348,87 = 0,506 > e Nên X[SUB]2[/SUB] = 0
Y[SUB]2[/SUB] = 1,62 ,Và góc a = 12[SUP]0[/SUP]
- Xác định lực dọc trục F[SUB]a[/SUB]:
Khi xác định Q đối với ổ đỡ , lực dọc trục F[SUB]a[/SUB] là tổng lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay (Bánh răng trụ răng nghiêng) truyền đến ổ . Đối với ổ đỡ chặn bên cạnh lực dọc trục này , trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục F[SUB]s[/SUB] do lực hướng tâm F[SUB]r[/SUB] tác dụng lên ổ .
Đối với ổ đỡ chặn ta có thể xác định trị số của F[SUB]s[/SUB] như sau:
F[SUB]s10[/SUB] = e.F[SUB]r10[/SUB] =0,31.153,76 = 47,66 (N)
F[SUB]s11[/SUB] = e.F[SUB]r11[/SUB] = 0,31.348,87 = 108,14(N)
Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ : SF[SUB]a0[/SUB] = F[SUB]s1[/SUB] - F[SUB]at[/SUB] = 108,14 - 176,75 = - 68,6(N)
SF[SUB]a1[/SUB] = F[SUB]s0[/SUB] + F[SUB]at[/SUB] = 47,66 + 176,75 = 224,41(N)
Vì SF[SUB]a0[/SUB] > F[SUB]s0[/SUB] nên ta lấy F[SUB]a0[/SUB] =SF[SUB]a0[/SUB] = 68,6(N)
SF[SUB]a1[/SUB] > F[SUB]s1[/SUB] nên ta lấy F[SUB]a1[/SUB] = SF[SUB]a1[/SUB] = 224,41(N)
Sau khi xác định được F[SUB]a0[/SUB] và F[SUB]a1[/SUB] ta tính được tải trọng động quy ước
Q[SUB]0[/SUB] = (X.V.F[SUB]r0[/SUB] + Y.F[SUB]a0[/SUB])k[SUB]t[/SUB].k[SUB]đ[/SUB] = (0.1.153,76 + 1,62.68,6).1.1 = 111,13
Q[SUB]1[/SUB] = (X.V.F[SUB]r1[/SUB] + Y.F[SUB]a1[/SUB])k[SUB]t[/SUB].k[SUB]đ[/SUB] = (0.1.348,87 + 1,62.224,41).1.1 = 363,54
Như vậy cần tính cho ổ 1 vì chịu lực lớn hơn
- Theo (11.3) tải trọng động tương đương là:
Trong đó L[SUB]i[/SUB] - Là thời hạn tính bằng triệu vòng quay tính ,khi chịu tải trọng Q[SUB]i[/SUB]
L[SUB]i[/SUB] = 60.n.L[SUB]hi[/SUB]/10[SUP]6[/SUP]
L[SUB]hi[/SUB] - thời hạn , giờ, khi chịu tải trọng Q[SUB]i[/SUB]
m = 3 - Đối với ổ bi.
(N)
Vậy theo công thức (11.1) khả năng tải động của ổ là:
L = 60n10[SUP]-6[/SUP].L[SUB]h[/SUB] = 60.1420.10[SUP]-6[/SUP].12000 = 1022,4 (triệu vòng)
C[SUB]d[/SUB] = Q[SUB]E[/SUB]. = 337,24. = 3397,4 = 3,3 KN
Vậy dựa vào phụ lục 2.12 ta quyết định chọn ổ là
[TABLE]
[TR]
[TD="colspan: 8"]Ổ BI ĐỠ - CHẶN 1 DÃY CỠ NHẸ HẸP​[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]Kí hiệu[/TD]
[TD]d(mm)[/TD]
[TD]D(mm)[/TD]
[TD]b=T(mm)[/TD]
[TD]r (mm)[/TD]
[TD]r[SUB]1[/SUB](mm)[/TD]
[TD]C (kN)[/TD]
[TD]C[SUB]0[/SUB](kN)[/TD]
[/TR]
[TR]
[TD]36205[/TD]
[TD]25[/TD]
[TD]52[/TD]
[TD]15[/TD]
[TD]1,5[/TD]
[TD]0,5[/TD]
[TD]13,1[/TD]
[TD]9,24[/TD]
[/TR]
[/TABLE]

ổ bi trên có C = 13,1 kN thoả mãn điều kiện : C ³ C[SUB]d[/SUB]
d = d[SUB]ngõng trục[/SUB]