Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

Mục lục

SV


LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền
động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống
cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp
thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các
kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ
thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế
cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có
cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ
bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các
sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công
cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn cô Nguyễn Thị Hường và các bạn
trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ
án.
Với kiến thức còn hạn hẹp,do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi,
em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn
thiện hơn.
Sinh viên thực
hiện.
Phạm Văn Đức
SV


Chương I

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất làm việc
Công suất tương đương :
Ta có
Hiệu suất của bộ truyền :
Với

Ta có Với β =
Thay số ta có:

β = = 0,46

Công suất trên trục động cơ :
Số vòng quay của trục công tác
Từ bảng 2.4 [1]

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện :
SV


Tra bảng P1.3[1] chọn động cơ điện :
Ký hiệu :
Công suất :
Số vòng quay :
Vận tốc 730m/s
:
β =0,46

1.2

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ thống :

=20,23
Theo bảng 3.1[1] ta có
Suy ra
Ta có số vòng quay của các trục

Công suất trên các trục

Momen xoắn trên các trục :

SV


Bảng chi tiết

Trục
Thông số
Tỉ số truyền
Công suất P
(Kw)
Số vòng quay n
(v/ph)
Momen T

Động cơ

1

2,00

2
4,30

2,77

7,5

2,67

2,59

459,94

730

169,76

15661,41

34929,45 145702,75

Chương 2
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.

Xác định các thông số bộ truyền đai thang:
Số vòng quay bánh nhỏ n1 = nđc = 459,94 (v/p)

Công suất truyền trên bánh đai nhỏ P1 = Pđc = 2,5KW)

2.1 Chọn tiết diện đai:
Dựa vào số vòng quay bánh nhỏ và công suất truyền, xem bảng
4.1 trang 59[1] chọn đai thang thường tiết diện đai có kí hiệu Б.
2.2

SV

Xác định đường kính đai:


+Theo bảng 4.13 trang 59[1] ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 =
180 (mm).
Suy ra vận tốc đai
nhỏ hơn vận tốc cho phép của đai thang thường
+Đường kính bánh đai lớn: Công thức 4.2 [1]
Trong đó: ε = 0,01 – 0,02 - hệ số trược.
Theo bảng 4.26 trang 67[1] ta chọn đường kính tiêu chuẩn d2
= 355 (mm)
+Tỷ số truyền thực tế
→ Độ sai lệch tỷ số truyền
nằm trong phạm vi cho phép không quá 3~4%.
Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục:
Dựa vào bảng 4.14 trang 60[1] chọn sơ bộ khoảng cách trục

2.3

+Chiều dài dây đai xác định theo công thức 4.4 [1]:
Theo bảng 4.13 trang 59[1] chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1800

(mm).
+Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn: Công thức
4.6[1]

SV


+Tính góc ôm α1: Công thức 4.7[1]
thỏa điều kiện đai không bị trược.
2.4

Xác định số đai z: Theo công thức 4.16[1]

Kđ = 1,25+0,1=1,35 tra theo bảng 4.7[1] với tải va đập nhẹ và làm
việc 3 ca.
α1= 1590→ Cα = 1– 0,0025(180–α1) = 1–0,0025.(180– 159) =
0,9475
Cu = 1,13 tra bảng 4.17[1] với u = 2,01
[P0] = 4,7 từ đồ thị hình 4.21 trang 151[2] chiều dài đai thử nghiệm
l0 = 2240 mm với v = 13,7 m/s , d1 = 180 mm
Ta có:
Lấy z = 3đai.
Các thông số hình học bánh đai:
+Chiều rộng bánh đai: Công thức 4.17[1]
B = (z–1).t + 2e = (3–1). 19 + 2.12,5 = 63 mm
+Đường kính ngoài bánh đai : Công thức 4.18[1]
da = d1 + 2.h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4 mm
Trong đó t = 19, e = 12,5 , h0 = 4,2 tra bảng 4.21 trang 63[1]
2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
+Theo công thức 4.19[1] lực căng ban đầu :

2.5

Trong đó Fv = qm.v2 = 0,178.13,72 = 33,4 N, qm tra bảng 4.22 trang
64[1].
+Theo công thức 4.22[1] lực tác dụng lên trục :
Fr = 2.F0.z.sin(α1/2) = 2.308.3.sin(159/2) = 1817 (N)
SV


* Kết quả bộ truyền đai:
• Ký hiệu đai
• Đường kính bánh đai nhỏ
• Đường kính bánh đai lớn
• Chiều dài đai
• Bề rộng đai
• Số đai
• Vận tốc đai
• Khoảng cách trục
• Lực căng đai
• Lực tác dụng lên trục
CHƯƠNG 3

Б
d1 = 180 (mm)
d2 = 355 (mm)
l = 1800 (mm)
B = 63 (mm)
z=3
v = 13,7 (m/s)
a = 472 (mm)

F0 = 308 (N)
Fr = 1817 (N)

THIẾTKẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
*Số liệu:
• Công suất: P = 8,22 KW
• Lh = 12000 giờ
1.1

Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 câp bánh răng như sau
Theo bảng 6.1 trang 92[1] chọn
Bánh nhỏ : Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có б b1 =
850MPa, бch1 = 580MPa.
Bánh lớn: Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có б b2 =
750MPa, бch2 = 450MPa.

1.2

Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 trang 94[1] với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn
HB 180…350 .
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 240 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230 , khi
đó

SV


+Số chu kì làm việc cơ sở. Theo 6.5[1] NHO = 30.HHB2,4 do đó:

NHO1 = 30.2402,4 = 1,55.107 (chu kỳ)
NHO2 = 30.2302,4 = 1,4.107 (chu kỳ)
NFO1 = NFO2 = 0,5.107 (chu kỳ)
+Số chu kỳ làm việc tương đương. Theo 6.7[1]
Lh = 12000 (giờ)
c =1 – sốlần ăn khớp trong 1 vòng quay

Suy ra NHE1>NHO1 ; NHE2> NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1
+Như vậy theo 6.1a[1], ứng suất tiếp xúc sơ bộ được xác định
*Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo 6.12[1]:
*Đối với cấp chậm sử dụng răng thẳng:
Do NHE> NHO => KHL = 1
Nên
+Ứng suất uốn cho phép:

Vì: NFE1>NFO1 ; NFE2> NFO2
Nên KFL1 = KFL2 = 1
Do đó theo 6.2a[1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được:
SV


+Ứng suất quá tải cho phép: theo 6.13[1] đối với bánh răng tôi cải
thiện.
Ứng suất uống cho phép khi quá tải: 6.14[1]

1.3

Tính toán cấp nhanh – Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
• Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 730 vg/ph
• Moment xoắn T1 = 34929,45Nmm

• Tỷ số truyền u1 = 4,3
a.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo 6.15a[1]

Trong đó theo bảng 6.6[1] chọn ψba = 0,3
Theo bảng 6.5[1] với răng nghiêng ta có: Ka = 43
Theo 6.16 với bánh răng ăn khớp ngoài hệ số
ψbd = 0,53 ψba(u1+1) = 0,843
Do đó theo bảng 6.7[1] KHβ = 1,13 tra theo sơ đồ 3
Chọn aw1 = 180 (mm)
Xác định các thông số ăn khớp
Theo 6.17[1] m = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).180 = 1,8 ÷ 3,6

b.

(mm)
Theo bảng 6.8[1] chọn mô đun pháp m = 2,5
Điều kiện góc nghiêng bánh răng hộp giảm tốc khai triển: 8 0 ≤ β ≤
200
→25,5 ≤ z1 ≤ 26,9
+Số răng bánh nhỏ
Lấy z1 = 26 răng
SV


+Số răng bánh lớn
z2 = z1 . u1 = 26.4,3 = 111,8 răng
Lấy z2 = 112 răng
+Do đó tỷ số truyền trên thực tế

um = 112/26 = 4,308
Sai lệch so với trước 0,2%
Suy ra β = 16,60
c.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+Theo công thức 6.33[1] , ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc
–Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng
6.5[1] ta được ZM= 274 (MPa1/3)
–Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: theo 6.34[1] ta tính được
Với βb góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tính theo 6.35[1]
Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
→βb = 15,570
–Chiều rộng vành răng bw = ψba . aw1 = 0,3.180 = 54 (mm)
–Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Hệ số trùng khớp dọc 6.37[1] : εβ = bw.sinβ/(πm) = 1,96
Hệ số trùng khớp ngang tính gần đúng theo 6.38b[1] :
Do εβ> 1 nên tính theo công thức 6.36c[1]
–Đường kính vòng lăn bánh nhỏ bảng 6.11[1] :
Vận tốc vòng v = π.dw1.n1/60000 = 2,6 (m/s)
Với v = 2,6 m/s tra bảng 6.13 trang 106[1] dùng cấp chính xác là 9
và tra bảng 6.14[1] với v< 2,5m/s ta chọn KHα = 1,14
Theo 6.42 ,

SV


Trong đó:
δH–hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớptra theo bảng
6.15 có giá trị 0.002

g0 –hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1
và bánh 2 tra theo bảng 6.16[1] có giá trị 73.
Do đó, theo 6.4[1]

– Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39[1]
KH = KHβKHαKHv = 1,13.1,14.1,03 = 1,33
Thay các giá trị vừa tìm được vào 6.33 ta được:

+Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.1:
– với v = 2,6 m/s < 5 m/s → hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
vòng Zv=1.
– với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a = 2,5…1,25 μm, do
đó hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng ZR = 0,95
– với da< 700mm → KxH = 1
Ta thấy thỏa điều kiện bền tiếp xúc.
d.

SV

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: theo công thức 6.43[1]


Theo bảng 6.7[1] , KFβ = 1,27 ; theo bảng 6.14[1] với v < 5 và cấp
chính xác là 9
Nên KFα = 1,37 ; theo công thức 6.47
– δF = 0,006 hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra
bảng 6.15[1]
Suy ra

– Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là:
KF = KFβKFαKFv = 1,27.1,37.1,09 = 1,87
– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: với εα = 1,66
– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: vì răng nghiêng nên
Số răng tương đương:
Theo bảng 6.18 trang 109[1] ta được
YF1 = 3,82
YF2 = 3,6
– Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
YS = 1,08–0,0695ln(m) = 1,08–0,0695.ln2,5 = 1,02
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lươn bánh răng, thông
thường YR = 1
– Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn: K xF =
1.
Do đó theo 6.2 và 6.2a[1]:
Thay tất cả giá trị tìm được vào 6.43[1] ta được
SV


Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 72,8 (mm)
da2 = d2 + 2m = 297,2 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 62,8 (mm)
df2 = d2 – 2,5m = 287,2 (mm)
1.4 Tính toán cấp chậm– Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Số vòng quay bánh dẫn n2 = 169,53 (vg/ph)
Môment xoắn T = T2 = 444389,14 (Nmm)

Tỷ số truyền u2 = 2,77
a.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo 6.15a[1]
Trong đó theo bảng 6.6[1] chọn ψba = 0,4
Theo bảng 6.5[1] với răng thẳng ta có: Ka = 49,5
Theo 6.16 với bánh răng ăn khớp ngoài hệ số
ψbd = 0,5 ψba(u1+1) = 0,5.0,4(2,77+1) = 0,755
Do đó theo bảng 6.7[1] KHβ = 1,04 tra theo sơ đồ 5
Chọn aw2 = 250 (mm)

b.

Xác định các thông số ăn khớp:
m = (0,01…0,02)aw2 = 2,5... 5 mm
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế , chọn môđun tiêu
chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 2,5
(mm)
Lấy z1 = 53 → z2 = 53.2,77 = 147
Do đó aw = 0,5.m(z1 + z2) = 0,5.2,5(53+147) = 250 (mm)

SV


+Tỷ số truyền thực tế um = 147/53 = 2,77
Sai lệch so với trước 0,03%
+Góc ăn khớp: công thức 6.27[1]
→ αtw = 200
+Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
c.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc theo 6.33[1]
–Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng
6.5[1] ta được
ZM= 274 (MPa1/3)
–Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: theo 6.34[1] ta tính được
Với bánh răng thẳng, dùng 6.36a[1] để tính zε:
–Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
Theo 6.40[1] vận tốc vòng
v = πdw1n2/60000 = 3,14.132,5.169,5/60000 = 1,18 (m/s)
Theo bảng 6.13[1] ta có v < 2 m/s nên chọn cấp chính xác là 9, dựa
vào bảng 6.16[1] chọn g0=73
Trong đó бH = 0,006 tra bảng 6.15[1] với cấp chính xác 9, do đó:
với chiều rộng vành răng
bw = ψba . aw2= 0,4.250 =100 (mm)
theo bảng 6.13[1] chọn KHα = 1
– Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39[1]
KH = KHβKHαKHv = 1,04.1.1,07 = 1,11

SV


Thay vào 6.33 ta được
+Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.1:
– với v = 1,18 m/s < 5 m/s → hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
vòng Zv=1.
– với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz = 2,5…1,25 μm

Do đó hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng ZR = 0,95
– vớida< 700mm → KxH = 1
nên thỏa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.
d.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: theo công thức 6.43[1]
Theo bảng 6.7[1] , KFβ = 1,1 ; theo bảng 6.14[1] với v < 2,5 và cấp
chính xác là 9
Nên KFα = 1,37 ; theo công thức 6.47
– δF = 0,016 hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra
bảng 6.15[1]
Suy ra
– Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là:
KF = KFβKFαKFv = 1,1.1,37.1,13 = 1,7
– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: với εα = 1,8
– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: vì răng thẳng nên

SV


Theo bảng 6.18 trang 109[1] ta được
YF1 = 3,64
YF2 = 3,6
– Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:
YS = 1,08–0,0695ln(m) = 1,08–0,0695.ln2,5 = 1,02
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn bánh răng, thông
thường YR = 1
– Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn: K xF =

1.
Do đó theo 6.2 và 6.2a[1]:
Thay tất cả giá trị tìm được vào 6.43[1] ta được

Điều kiện bền uốn được thỏa.
e.

Các thông số và kích thước bộ truyền:
• Khoảng cách trục
aw2 = 250 (mm)
• Môđun
m = 2,5 (mm)
• Bề rộng vành răng
bw = 100 (mm)
• Tỷ số truyền
um = 2,77
• Số răng bánh dẫn
z1 = 53
• Số răng bánh bị dẫn
z2 = 147
• Hệ số dịch chỉnh
x1 = x2 = 0
• Đường kính vòng chia:

•

•

SV

Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 137,5 (mm)
da2 = d2 + 2m = 372,5 (mm)
Đường kính đáy răng:


df1 = d1 – 2,5m = d1 – 2,5.2,5 = 126,25 (mm)
df2 = d2 – 2,5m =d2 – 2,5.2,5 =361,25 (mm)
Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu:
Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo các điều kiện sau: theo
hướng dẫn tài liệu [2] trang 460.
+ Mức dầu thấp nhất ngập (0,75÷2) chiều cao răng h 2 = 5,5
của bánh răng 2 (nhưng ít nhất 10mm)
+Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h max – hmin
= 10…15mm.
+ Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh
răng 4 (da4/6)

Tổng hợp 3 điều kiện trên thì phải đảm bảo điều kiện bôi trơn phải
thỏa mã bất đẳng thức 13.15[2] với h2< 10mm
→Thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

SV


e.

Các thông số và kích thước bộ truyền:
Khoảng cách trục
aw1 = 180 (mm)

Mô đun pháp
m = 2,5 (mm)
Bề rộng vành răng
bw = 54(mm)
Tỉ số truyền
um = 4,9
Góc nghiêng răng
β = 16,60
Số răng bánh dẫn động
z1 = 26
Số răng bánh bị dẫn
z2 = 112
Hệ số dịch chỉnh
x1 = x2 = 0
Theo các công thức trong bảng 6.11[1] tính được
Đường kính vòng chia:
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 137,5 (mm)
da2 = d2 + 2m = 372,5 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = d1 – 2,5.2,5 = 126,25 (mm)
df2 = d2 – 2,5m =d2 – 2,5.2,5 =361,25 (mm)

Chương 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
2

Thiết kế các trục trong hộp giảm tốc:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền
бb = 850 (MPa)
Ứng suất xoắn cho phép:

[τ] = 12…20 (MPa)
Đường kính trục sơ bộ : theo 10.9[1] đường kính trục thứ k với k =
1,2

2.1

SV

Xác định sơ bộ đường kính trục:
Trục 1: T1 =34929 (Nmm)


Chọn d1 = 30 (mm)
Trục 2 : T2 = 145702,75 (Nmm)

3

Chọn d2 = 55 (mm)
Đầu vào hộp số là trục 1 lắp bánh đai nên ta không cần quan tâm
đến đường kính trục động cơ điện.
3.1

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
a. Dựa vào bảng 10.2 trang 189[1] chọn chiều rộng ổ lăn tương
ứng :
b01 = 19 (mm)
b02 = 29 (mm)
b.

Chiều dài mayơ bánh đai : Phần 14.3.2[2]

lm13 = (1,5 ÷ 2) d1
lm13 = 100 (mm)

c.

Chiều dài mayơ bánh răng:
lm12 =lm23 = 60 (mm)
lm22 = 100 (mm) = bw22

d.

Chiều dài mayơ nữa khớp nối:
lm32 = (1,4 ÷ 2,5)d3
chọn lm32 = 120 (mm)
Chọn độ lớn các khoảng k1,k2,hn như sau:
k1 = 10 (mm)
k2 = 8 (mm)
hn = 20 (mm)
Tính các khoảng lki theo bảng 10.4 trang 191[1]
*Trục 2:
l22 = 82,5 (mm)
l23 = 172,5 (mm)
*Trục 1:
l12 = l23 = 175,5 (mm)

e.

f.

SV

l13 = 329,5 (mm)
3.2 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:
*Trục 1:
A Các lực tác dụng:
+ Lực từ bánh đai tác dụng lên trục:
Fr = Fy13 = 1589,6 (N)
+Lực từ bánh răng tác dụng lên trục: công thức 10.1[1]

a.

Xác định các phản lực tại các gối tựa:
+Mặt phẳng yOz:
M12 = 30050 (Nmm)

+ Mặt phẳng xOz:

b.

Xác định moment tương đương tại các tiết diện

+ Đường kính tại các tiết diện:
Chọn ứng suất cho phép theo bảng 10.5 trang 195[1]
Ta có [б] = 67 (MPa)

Chọn đường kính tiêu chuẩn :
SV

d12 = 42 (mm)

*Trục 2:
A Tính toán các lực tác dụng lên bánh răng.
Fx22= Ft = 2.T2/dw = 6721,6 (N)
Fy22 = Fr = Ft.tgαtw/cosβ = 2446,5 (N)

a.

Xác định các lực tác dụng lên các gối tựa.
+Mặt phẳng yOz
M23 = Fz23dw/2 = 129446,1 (Nmm)

+Mặt phẳng xOz:

b.

Xác định momen tương đương tại các tiết diện.

+Đường kính tại các tiết diện:
Chọn ứng suất cho phép theo bảng 10.5 trang 195[1]
Ta có [б] = 50 (MPa)

SV


Chọn đường kính tiêu chuẩn
d23 = 50 (mm)
d22 = 55 (mm)
d10 = d11 = 45 (mm)

Chương 5 : CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
Thiết kế ổ lăn trên trục 1
Chọn Ổ trục 1 :

Số vòng quay n= 730 vg/ph
Tuổi thọ Lh = 12000 giờ
Tuổi thọ tính bằng triệu vòng

Đường kính trục d = 35 mm
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại mặt cắt 11:
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại mặt cắt 10 :
Lực dọc trục Fa = 883,8 (N)
⇒ Ta tính toán theo Fr11
Dựa vào đường kính d = 35mm ta chọn ổ có ký hiệu 66407
D= 100 mm
SV

B = 25 mm


C = 45,4 KN
Co = 33,7 KN
5.1.2 Kiểm nghiệm theo khả năng tải :
Q =(X.V.Fr +Y.Fa)kt.kñ
kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt =1
kđ –hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ =1,3 (bảng 11.3 TL1)
v= 1 vòng trong quay
ta có : Fa/C0=0,026 theo bảng 11.4 [1 ] ⇒ e = 0,34

Vậy

theo bảng 11.4 [1]

⇒ Q = 3389 (N)
Khả năng tải trọng động:

Cd = Q*

Cd = 38,5 (KN)

⇒

Vậy ổ đã chọn thỏa mãn yêu cầu
Thiết kế ổ lăn trên trục 2
chọn ổ trục 2

Số vòng quay n= 169,76 vg/ph
Tuổi thọ Lh = 12000 giờ
Tuổi thọ tính bằng triệu vòng
SV

theo (11.1)


Đường kính ngỗng trục d = 45 mm
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại mặt cắt 21 :
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ tại mặt cắt 20 :
Lực dọc trục Fa = 883,8 (N)
⇒ta tính chọn ổ theo Fr21
Dựa vào đường kính d = 45mm ta chọn ổ có ký hiệu 409

C = 60,4 KN
Co = 53 KN
5.1.2 Kiểm nghiệm theo khả năng tải :
Q =(X.V.Fr +Y.Fa)kt.kñ
kt hệ số kể đến ảnh hướng của nhiệt độ kt =1
kñ –hệ số kể đến đặc tính tải trọng kñ =1,3 (bảng 11.3 TL1)
v= 1 vòng trong quay
ta có :

Vậy

theo bảng 11.4 [1 ] ⇒ e = 0,19

theo bảng 11.4 [1]

⇒ Q = 6828,7 (N)
Khả năng tải trọng động:
Cd = 47,7 (KN)

⇒

SV

Cd = Q*

theo (11.1)