Đồ án Chi tiết máy Thiết kết hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng nghiêng

І. Chọn động cơ 1. Xác định công suất động cơ - Công suất cần thiết được xác định:
Trong đó: Pct: công suất cần thiết của trục động cơ (kw) Pt: công suất tính toán trên trục tang (kw) η : hiệu suất truyền động - Hiệu suất truyền động: η = η2ol . ηđ . ηbr . ηot . ηkn Trong đó: ηol: hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηot: hiệu suất của 1 cặp ổ trượt ηđ: hiệu suất của bộ truyền đai ηbr: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ηkn: hiệu suất của nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 (TTTK) ta có: ηol = 0,99 ; ηđ = 0,96 ; ηbr = 0,98 ; ηot = 0,99 ; ηkn = 1 η = 0,992 . 0,96 . 0,98 . 0,99 . 1 = 0,91 Công suất trục tang Pt:
=
= 6,09 (kw)
(kw) 2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ - Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống: ut = uh . un Trong đó: uh : tỷ số truyền của hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng) un : tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (đai dẹt) Tra bảng 2.4 (TTTK) ta chọn : uh =4 ; un = 5 ut = 4.5 = 20 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut - Với nlv số vòng quay của trục tang
(v/p) Trong đó: v: vận tốc băng tải (m/s) D: đường kính tang quay (mm) nsb = 19,09.20 = 381,8 (v/p) - Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 750 (v/p) 3. Chọn quy cách động cơ - Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện: Pđc ≥ Pct nđb ≈ nsb
≤
Ta có: Tmm=1,5T1 T = T1 + T2 =1,75T1

- Từ bảng P1.3 (TTTK) chọn động cơ 4A160S8Y3: Công suất  Vận tốc  Cosφ  η  Tmax /Tdn  Tk /Tdn   7.5  730  0,75  86  2,2  1,4   ІІ. Phân phối tỷ số truyền 1. Phân phối tỷ số truyền ut của hệ dẫn động - Xác định tỷ số truyền của hệ:
- Phân phối tỷ số truyền: ut = uh . un - Chọn uh theo tiêu chuẩn: uh= 5
→ Phân phối tỷ số truyền như sau: ut = 38,23 ; uđ = 7,64 ; uh = 5 2. Xác định mômen xoắn và số vòng quay trên các trục động cơ + Công suất trên các trục: Trục І:
(kw) Trục ІІ:
(kw) + Số vòng quay trên các trục: - Trục động cơ: nđc=730 (v/p) - Trục
:
(v/p) - Trục П:
(v/p) + Mômen xoắn trên các trục: - Trục
:
(N.mm) - Trục П
(N.mm) - Trục động cơ:
(N.mm) Trục Thông số  Động cơ  Trục І  Trục ІІ   Công suất (kw)  6,69  6,21  6,4   Tỷ số truyền  Uđ= 7,64  Uh = 5   Số vòng quay (v/p)  730  99,55  19,91   Mômen xoắn (N.mm)  8,75.104  5,95.105  3,07.106   Ш. Thiết kế bộ truyền đai ngoài 1. Chọn loại đai Căn cứ theo yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền chọn đai thang thường loại Б Tra bảng 4.13 (TTTK) chọn tiết diện đai b.h = 17.10,5 a, Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.13 (TTTK) Chọn d1 =200 (mm) Vận tốc đai:
(m/s) b, Bánh đai lớn: d2 = d1.uđ .(1- ξ) =200.7,64.(1- 0,01) = 1512,72 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 1500 (mm) - Tỷ số truyền thực tế:
c, Theo bảng 4.14 (TTTK) chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 .0.9 = 1350 (mm) d, Chiều dài đai
Chọn đai theo tiêu chuẩn l = 5600 (mm) Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
- Tính góc ôm:
e, Xác định số đai:
- Tra bảng 4.7 (TTTK) chọn kđ = 1,25 vì số ca làm việc là 2 → kđ = 1,25 + 0,1 = 1,35 Với α = 125,2° → Cα = 0,835 Với l/l0 = 5600/2240 = 2,5 tra bảng 4.16 (TTTK) → Cl = 1,2 Với u = 7,64 > 3 tra bảng 4.17 (TTTK) → Cu = 1,14 Trả bảng 4.19 (TTTK) ta có: [P0] = 3,38 →
Tra bảng 4.18 (TTTK) → Cz = 0,95 → Số dây đai:
(đai) Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 3 f, Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trụ:
Mà : Fv = qm.v2 Tra bảng 4.22 (TTTK), ta có: qm = 0,178 → Fv = 0,178.7,642 = 10,39 (N) →
(N) Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.Z.sin(
) = 2.328,41.3.sin
= 1749,4 (N) 2. Truyền động bánh răng a, Chọn vật liệu - Nhãn hiệu thép: 45 - Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện - Kích thước: S ≤ 60 - Độ rắn: 241 ≤ HB ≤ 285 - Giới hạn bền: бb = 850 MPa - Giới hạn chảy: бch = 580 MPa b, Tính ứng suất cho phép - Theo bảng 6.2 (TTTK) với thép 45 tôi cả thiện đạt độ rắn: 180 ≤ HB ≤ 350 бHlim = 2HB + 70 ; SF = 1,75 ; SH = 1,1 ; бFlim = 1,8HB - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 280 (MPa) - Độ rắn bánh lớn HB2= 250 (MPa)
(MPa)
(MPa)
(MPa)
(MPa) Theo 6.5:

NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất - Theo 6.7:
→
Trong đó: NHE: số chu kỳ thay đổ ứng suất tương đương Ti: mômen xoắn của trục i c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ni: số vòng quay của trục i →
Do đó KHL2 = 1 →
do đó KHL1 = 1 KHL hệ số tuổi thọ Theo 6.1a sơ bộ xác định được:
SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
(MPa)
(MPa)
(MPa) Theo 6.7:
Vì NFE2 = 4,03.107 > NFO = 4.106 →KFL2 =1 tương tự → KFL1 = 1 Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1
(MPa)
(MPa) Ứng suất quá tải cho phép:
(MPa)
(MPa)
(MPa) 3. Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền a, Khoảng cách trục
Trong đó: aw: khoảng cách trục (mm) Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng T1: mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)
: ứng suất tiếp xúc cho phép U: tỷ số truyền
: hệ số tra bảng 6.6 (TTTK) KHβ: hệ số kể đến sự phân bố k đều tải trọng treeb chiều rộng vành răng tính về tiếp xúc Tra bảng 6.6 (TTTK) chọn ψba = 0,3 Tra bảng 6.5 (TTTK) răng nghiêng chọn ka = 43: ψbd= 0,5.ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(5+1) = 0,954 Tra bảng 6.7 (TTTK) chọn KHβ = 1,05: →
(mm) Chọn aw = 300 (mm) b, Xác định các thông số ăn khớp - Mô đuyn răng: m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).300 = (3÷6) chọn m = 4 Góc nghiêng β: chọn sơ bộ β = 10° do đó cos β = 0,9848 Số răng bánh nhỏ:
Chọn Z1 = 24 răng Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.u = 24.5 = 120 (răng) Tỷ số truyền thực tế:
→
β = 16,26 = 16°15’36’’ c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
Trong đó: ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng bw: chiều rộng vành răng dw: đường kính vòng lăn T1: mô men xoắn trên trục chủ động (trục 1) Theo bảng 6.5 (TTTK): ZM = 274 (MPa) tanβb = cosα.tanα Với
tanβb = cos(20,83).tan(16,26) = 15,24 Theo 6.34:
Theo 6.37:
Theo 6.28b:
Theo 6.28:
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
(mm) Ttheo 6.40:
(mm) Với v = 0,52 (mm) theo bảng 6.13 (TTTK) dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 (TTTK) cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s) Chọn kHα = 1,13 Theo 6.42:
Trong đó: δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15(TTTK) có δH = 0,002 g0: hệ số kể đến ảnh hưởng sai số của các bước răng Tra bảng 6.16 (TTTK) có g0 = 73
(mm) Theo 6.41:
Trong đó: KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chiều rộng vành răng KHα: hệ sồ kể đến sự phân bố không đề tải trọng cho đôi răng không đồng thời ăn khớp
Theo 6.39: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,11.1,13.1 = 1,25 →
(MPa) - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: với v = 0,52 (m/s) < 10 (m/s), Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về ứng suất tiếp xúc là 8, cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,5 (μm) Do đó: Zr = 0,95 với da < 700 (mm), KXH = 1 Theo 6.1 và 6.1a: [бH] = [бH].Zv.ZR.KXH Trong đó: 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 của kích thước bánh răng → [бH] = 545,45.1.0,95.1 = 518,17 (MPa) бH = 511,67 (MPa) < [бH] = 518,17 (MPa) d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Trong đó: bw: chiều rộng vành răng (mm) dw: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm) Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1: hệ số dạng răng của bánh 1 Theo bảng 6.7 (TTTK) chọn KFβ = 1,1 với v = 0,52 (m/s) cấp chính xác là 9 Theo bảng 6.11 (TTTK) chọn KHα = 1,37 Theo 6.47:
(m/s) δF: tra bảng 6.15 (TTTK) g0: tra bảng 6.16 (TTTK) Theo 6.46:
Do đó: KF = KFβ. KFα. KFv = 1,1.1,37.1 = 1,5 Với εα = 1,65 →
Β = 16,26 →
- Số răng tương đương:
Chọn Zv1 = 25 ; Zv2 = 150 - Theo bảng 6.18 ta chọn được: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6 Với m = 4 → YS = 1,08 – 0,069.ln(4) = 0,984 YR = 1 ; YXF = 1 - Theo 6.2 và 6.2a: [бF1] = [бF].YR.YS.KXF = 288,23.1.0,984.1 = 283,39 (MPa) Tính tương tự ta được: [бF2] = 253,02 (MPa)
(MPa)
(MPa) бF1 < [бF1] = 464 (MPa) бF2 < [бF2] = 403,6 (MPa) e, Kiểm nghiệm răng quá tải với

(MPa) бH1max < [бH]max = 1411,2 (MPa) - Theo 6.49: бF1max = бF1.Kqt = 102,1.2,2 = 224,62 (MPa) бF2max = бF2.Kqt = 94,24.2,2 = 207,32 (MPa) бF1max < [бF1]max = 464 (MPa) бF2max < [бF2]max = 403,6(MPa) f, Các thông số và kích thước bộ truyền - Khoảng cách trục: aw = 300 (mm) Mô duyn pháp: m = 4 Chiều rộng vành răng: bw = 90 (mm) Tỷ số truyền: um = 5 Góc nghiêng của răng : β = 16°15’36’’ Số răng bánh răng: Z1 = 24 (mm) ; Z2 = 120 (mm) Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 ; x2 = 0 Đường kính vòng chia: d1 = 100 (mm) ; d2 = 500 (mm) Đường kính đỉnh răng : da1 = 104,64 (mm); da2 = 504,64 (mm) Đường kính đáy rẳng: df1 = 90 (mm) ; df2 = 490 (mm) ІV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1. Chọn vật liệu chế tạo - Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δb = 850 (MPa) - Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa) 2. Xác dịnh sơ bộ đường kính trục - Theo 10.9 đường kính trục thứ k:
Trong đó: Tk: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm) [τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa) dk: đường kính trục thứ k (mm) - Đường kính trục І: d


(mm) chọn d
= 60 (mm) => b01 = 31 (mm) - Đường kính trục П: d
(mm) chọn dП = 90 (mm) => b02 = 43 (mm) 3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: - Từ bảng 10.3 (TTTK) ta chọn: K1 = 10 (mm) K2 = 5 (mm) K3 = 10 (mm) hn = 15 (mm) - Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng, trên trục І: lm13 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).60 = (72 ÷ 90) mm chọn lm13 = lm12 = 80 (mm) - Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục П: lm22 = lmk = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).85 = (102 ÷ 127,5) mm chọn lm22 = lmk = 115 (mm) - Xác định chiều dài các ổ: + Trục І: l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn] = -[0,5.(75 + 31) + 15 + 10] = -78 (mm) l13 = 0,5.(lm13 + b01) + k2 + k1 = 0,5.(75 + 31) + 10 + 5 = 68(mm) l11 = 2l13 = 2.68 = 136 (mm) + Trục П: l21 = l11 = 136 (mm) ; l23 = 68 (mm) l22 = - lc22 = -[0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn] = -[0,5.(115+41)+15 +10] = -103 (mm) Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Ft1 = Ft2 =
(N) Fr1 = Fr2 =
(N) Có Fd = 1749,4 (N) Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 40° Fd .cosβ = 1749,4. 40° = 1340,1 (N) Fd . sinβ = 1749,4. 40° = 1124,9 (N) Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 11900.tan16,26 = 3470,78 (N) Fk = (0,2 ÷ 0,3).Ft = (0,2 ÷ 0,3).11900 = 2380 ÷ 3570 (N) Chọn Fk = 2600 (N)


Chọn lại Fy11 ngược lại chiều đã chọn:


Biểu đồ lực trục
Trục





5. Tính chính xác các đường kính các đoạn trục - Theo 10.17:
Trong đó:
: ứng suất cho phép Mj: mô men uốn tổng
Mtdj: mô men tương đương

- Truc І: + Theo bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta thấy các tiết diện lắp bánh răng ổ lăn, lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm. + Tại tiết diện 1-1 lắp bánh răng 1:
= 53,16 Lấy theo tiêu chuẩn d11 = 55 (mm) + Tại tiết diện 1-2 lắp ổ lăn 1-1:
Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 50 (mm) + Tại tiết diện 1-3 lắp bánh đai:
Lấy theo tiêu chuẩn d13 = 48 (mm) + Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 1-0 lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 1-1: d10 = d12 = 50 (mm) - Trục П: + Tra bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 50 (MPa) + Tại tiết diện 2-0 lắp khớp lối
Lấy theo tiêu chuẩn d20 = 85 (mm) + Tiết diện 2-1 lắp ổ lăn 2-0:
Lấy theo tiêu chuẩn d21 = 85 (mm) + Tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2:
Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 95 (mm) + Tại tiết diện 2-3 lắp ổ lăn 2-1 lấy đồng bộ đường kính với d22 d23 = d22 = 95 (mm) Tính mối ghép then - Kiểm tra độ bền của then theo công thức;

Trong đó: T: mô men xoắn trên trục d: đường kính trục l, b, h, t kích thước then Theo bảng 9.5 (TTTK) với tải trọng va đập nhẹ có [σd]= 100 (MPa) [τc]: ứng suất cắt cho phép [τc] =
Chọn [τc] = 30 (MPa) - Trục І: Theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then: b = 16 (mm) t1 = 6 (mm) h = 10 (mm) t2 = 4,3 (mm) 0,25 ≤ r ≤ 0,4 lt = 0,8.lm = 0,8.75 = 60 (mm)

→ then đủ bền - Trục П: - theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then: b = 25 (mm) t1 = 9 (mm) h = 14 (mm) t2 = 5,4 (mm) 0,4 ≤ r ≤ 0,6 lt = 0,8.lm = 0,8.115 = 92 (mm)

→ then đủ bền 7. kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: - Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thoả mãn điều kiện:
- Trong đó:hệ số an toàn cho phép thông thường [S] = 1,5÷ 2,5 sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58. 261,6 = 151,728 MPa σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: σmj = 0 σaj = σmaxj =
τaj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j Trong đó Wj : mômen cản uốn Đối với tiết diện tròn:
Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
Khi trục quanh một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
Trong đó: W0j : mômen cản xoắn Đối với tiết diện có một rãnh then:
ψσ , ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7(TTTK), ta có: ψσ = 0,5 ψτ = 0 Trục І: mặt cắt 1-1lắp bánh răng 1, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mtj cắt 1-3 lắp bánh đai Trục П: mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bắnh răng các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bắnh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ướng với tiết diện trục nhưn sau: Tiết diện  Đường kính trục  b×h  t1  W  W0 

  1-1  55  10×10  6  15024,,2  31358  43  9,487   1-2  50  14×9  5,5  10747  12127,5  9,5  24,53   1-3  48  14×9  5,5  9408,6  20265,9  0  14,68   2-0  85  22×14  9  53564,2  113885,8  0  2,16   2-1  85  22×14  9  53564,2  113885,8  5  2,16   2-2  95  25×14  9  75414,2  159586,8  10,63  1,9   Các hệ số Kσdj ,Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau:

Trong đó: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Tra bảng 10.8 (TTTK)với phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5..0,63 (µm) được: Kx = 1,06 Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt: Ky = 1 εσ và ετ: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 (TTTK) Kσ và Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số phụ thuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất. Tra bảng 10.12(TTTK) được: Kσ = 1,76 Kτ = 1,54 Chọn kiểu lắp then : k6 Tiết diện  d mm  Tỉ số Kσ/εσ  Tỉ số Kτ/ετ  Kσd  Kτd  Sσ  Sτ  S     Rãnh then  Lắp căng  Rãnh then  Lắp căng        1-1  55  2,2  2,52  1,93  2,03  2,58  1,99  2,35  8,03  2,25   1-2  50  2,17  2,06  1,9  1,64  2,12  1,96  12,98  3,15  3,06   1-3  48  2,15  2,06  1,88  1,64  2,12  1,94   5,32  5,32   2-0  85  2,43  2,52  2,13  2,03  2,58  2,19   26,54  26,54   2-2  85  2,43  2,52  2,13  2,03  2,58  2,19  20,27  26,54  16   2-2  95  2,478  2,52  2,18  2,03  2,58  2,23  9,53  35,81  9,2   Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 2 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi. V. chọn ổ lăn cho các trục A. chọn ổ lăn cho trục І: 1. Chọn loại ổ lăn
→ chọn loại ổ bi dỡ chặn 2. chọn kích thước ổ lăn
Tra bảng P.12 (TTTK) chọn kí hiệu ổ 36212 có d=55(mm) r=2,5(mm) r1=1,2(mm) D=100(mm) b=t=21(mm) C=39.4(kN) C0=34.9(kN) α=120 3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Trong đó QE: Tải trọng quy ước L: Tuổi thọ (triệu vòng)
Trong đó Lh: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ
(triệu vòng) Xác định tải trọng động quy ước QE
Trong đó: Fr và Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1) Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(Kt=1) Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,5 X:hệ số tải trọng hướng tâm Y:hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ

Có Fa = 3470,78(N) →
Tra bảng 11.4(TTTK)→ Y0 = Y1 =1,01 X0 = X1 =0,45 Tải trọnh quy ước trên ổ 0 và 1

Lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn Q = 10683,52 (N)

4. kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả nẳng tải tĩnh Theo 11.18 Qt0 ≤ C0 Tra bảng 11.6 (TTTK) với ổ bi đỡ chặn có α =120 → X0 = 0,5 Y0 = 0,47 Theo 11.9 và 12.10 Với ổ lăn 1-0 Qt0 = X0.Fr0 + Y0.Fa = 0,5.8037,07 + 0,47.3470,78 = 5649,8(N) Qt0 < C0 = 18(KN) Với ổ 1-1 Qt1 = X1.Fr1 + Y1.Fa = 0,5.3548,51 + 0,47.3470,78 = 3405,52(N) Qt1 < C0 = 18,1(KN) Như vậy ổ đã chọn thoả mãn khả năng tải tĩnh B. tính ổ lăn cho trục Π: 1. Chọn loại ổ lăn
→ chọn loại ổ bi dỡ chặn 2. chọn kích thước ổ lăn
Tra bảng P.12 (TTTK) chọn kí hiệu ổ 36212 có d=85(mm) r=3(mm) r1=1,5(mm) D=150(mm) b=t=28(mm) C=79(kN) C0=72,2(kN) α=120 3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Trong đó QE: Tải trọng quy ước L: Tuổi thọ (triệu vòng)
Trong đó Lh: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ
(triệu vòng) Xác định tải trọng động quy ước QE
Trong đó: Fr và Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1) Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(Kt=1) Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,5 X:hệ số tải trọng hướng tâm Y:hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ

Có Fa = 3470,78(N) →
Tra bảng 11.4(TTTK)→ X0 = X1 =0,45 Y0= Y1 =1,01 Tải trọnh quy ước trên ổ 0 và 1

Lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn

ổ lăn đã chọn thoả mãn khả năng tải động 4. kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả nẳng tải tĩnh Theo 11.18 Qt0 ≤ C0 Tra bảng 11.6 (TTTK) với ổ bi đỡ chặn có α =120 → X0 = 0,5 Y0 = 0,47 Theo 11.9 và 12.10 Với ổ lăn 1-0 Qt0 = X0.Fr0 + Y0.Fa = 0,5.8846,62 + 0,47.3470,78 = 6054,57(N) Qt0 < C0 = 72,2(KN) Với ổ 1-1 Qt1 = X1.Fr1 + Y1.Fa = 0,5.8881,95 + 0,47.3470,78 = 6072,24(N) Qt1 < C0 = 72,2(KN) Như vậy ổ đã chọn thoả mãn khả năng tải tĩnh V І. Tính toán thiết kế ổ trượt chọn ổ Chọn vật liệu lót ổ: Dùng đồng thanh nhôm sắt
pAЖ9-4 chọn các thông số của ổ Chọn tỉ số l/d = 0,8 → l = 0,8.d =0,8.85 = 68 (mm) Chọn độ hở tương đối : chọn sơ bộ ψ
Trong đó
Do đó độ hở S= ψ.d =0,4.10-3.85= 0,0375 Theo bảng 20.4(TTTK) tập 2 chọn kiểu lắp H8/e8 có sai lệnh giới hạn lỗ là +0,054 và 0 ;của trục là - 0,072 và -0,126. Như vậy Smin =0,072 (mm) và Smax= 0,180 (mm) Do đó độ hở trung bình
(mm) Đo đó độ hở tương đối là:
Chọn loại dầu: Dùng dầu công nghiệp, giả thiết nhiệt độ làm việc trung bình của ổ là 500C bảng 12.2(TTTK) ta có
Tính kiểm nghiểm ổ Bảng 12.2(TTTK) với vật liệu lót ổ là
pAЖ9-4 có [p] =15(MPa) và [pv] =12(MPa.m/s)

Tính ổ trượt bôi trơn ma sát ướt :
Trong đó
(1/s) Theo bảng 12.3(TTTK) với l/d=0,8 và CF= 0,105 nội suy được độ lệch tâm tương đối
Chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn :
Trong đó
Chọn độ nhám bề mặt ngõng trục RZ1=3,2µm, độ nhám bề mặt lót ổ RZ2=6,3µm Hệ số an toàn về chiều dày màng bôi trơn:
Vậy với các thông số đã chọn ổ trượt làm việc trong điều kiện bôi trơn ma sát ướt. Tính kiểm nghiệm về nhiệt. Theo hình 12.2(TTTK) với
và l/d=0,8 tra được
Do đó Q=0,08.1,05.10-3.2,97.0,0682.0,085 =4,855.10-7(m3/s) Theo hình 12.1(TTTK) ) với
và l/d=0,8 tra được
do đó f=2,2.0,001055. =2,3.10-3 Độ chênh lệch nhiệt độ vào và ra:
Trong đó C=1,9 (kJ/kg.0C); γ = 870 (kg/m3); KT=0,05(kW/(m2.0C) Nhiệt độ trung bình của của dầu:
Nhiệt độ này nhỏ hơn nhiệt độ giả thiết khi chọn µ(500C), như vậy nhiệt độ làm việc trong ổ đảm bảo được độ nhớt cũng như điều kiện bôi trơn ma sát ướt của ổ trượt. V Π. Tính toán thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 1. Tính toán thiết kế vỏ hộp 1.1 tính kết cấu của vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32 Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục: 1.2 Kết cấu bánh răng Chọn phương pháp rèn để chế tạo bánh răng vật liệu là thép C45. 1.3 kết cấu của nắp ổ. Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ vật liệu là GX15-32. Bảng ghi kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc. Tên gọi  Biểu thức tính toán  KQ   Chiều dày:  Thân hộp ( 
Chọn ( = 12(mm)  12    Nắp hộp (1 
Chọn
 11   Gân tăng cứng:  Chiều dày gân e 

Chọn e = 12 mm  12    Chiều cao gân, h 
chọn h= 60mm  60    Độ dốc  Khoảng 20    Đường kính :  Bulông nền, d1 
=0,04.300 + 10 = 22>12 Chọn d1 =24mm, chọn bulông M24.  24    Bulông cạnh ổ,d2  d2=0,7d1 = 0,7.24= 16,8(mm), chọn d2=18mm và chọn bulông M18  18    Bulông ghép bích nắp và thân,d3  d3=(0,8(0,9).d2=(0,8÷0,9)18= 14,4÷16,2(mm) ( chọn d3 = 16 và chọn bulông M16  16    Vít ghép nắp ổ, d4  d4 = (0,6 ( 0,7)d2=(0,6 ( 0,7)18 = 10,8÷ 12,6(mm) Chọn d4 = 12mm và chọn vít M12  12    Vít ghép nắp cửa thăm, d5  d5 =( 0,5 ( 0,6)d2=( 0,5 ( 0,6)18= 9÷10,8(mm) Chọn d5 = 10mm và chọn vít M10  10   Mặt bích ghép nắp và thân:  -Chiều dày bích thân hộp, S3  S3 =(1,4(1,8)d3 = (1,4(1,8)16 = 22,4 ( 28,8(mm) Chọn S3 = 24mm  24    -Chiều dày bích nắp hộp, S4  S4 = ( 0,9 ( 1) S3 =( 0,9 ( 1)24 = 21,6( 24 (mm) Chọn S4 = 24mm  24    -Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3 
Với:
E2=1,6.d2=1,6.18=28,8(mm) lấy E2 =29mm R2=1,3.d2=1,3.18=23,4(mm) lấy R2 = 24mm K2=29+24+3=56(mm) K3 = 56 – (3( 5) = 56 – 4 = 52  29 24 56 52   Mặt đế  -Chiều dày khi không có phần lồi S1  S1 = (1,3 ( 1,5) d1=(1,3 ( 1,5).24 = 31,2÷36(mm) Chọn S1 = 36mm  36    -Bề rộng mặt đế hộp,K1và q  q( k1 + 2.( = 72 +2.12 = 96mm k1≈3.d1≈3.24=72  96   Khe hở giữa các chi tiết  -Giữa bánh răng và thành trong hộp  ( ( ( 1..1,2).( = (1..1,2).13 = 13....15,6 mm Chọn ( = 14mm  14    -Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp  (1 = (3…5). ( = (3…5).12 = 36…60 mm Chọn (1 = 60 [mm]  60