Thông số đầu vào
- Công suất trục vít tải, = 4,63262 kW
- Số vòng quay trục vít, = 122,62 vòng/phút
2.Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền
-Công suất trên trục động cơ
Công suất trên trục công tác
Công suất trên trục vít tải, (kW)
Q = 40tấn/h : Năng suất vít tải
= 3,2 : Hệ số cản chuyển động của xi măng
= 20 /180 = 0,3490659 rad, góc nghiêng vận chuyển
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TỈ SỔ TRUYỀN 1 Thông số đầu vào
Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền
-Công suất trên trục động cơ
= = 0,867214 – hiệu suất truyền toàn hệ thống
= 0,95 hiệu suất bộ truyền đai
= 0,96 hiệu suất 1 cặp bánh răng
- Phân phối tỉ số truyền usb = ubr uđ – tỉ số truyền sơ bộ
Chọn sơ bộ uđ = 2 - tỉ số truyền bộ truyền đai ubr = 2,8 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng usb = 5,6
- Số vòng quay sơ bộ cần thiết: nsb = usb nlv = 122,62 5,6 = 686,672 chọn nsb = 750v/ph
- Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ
3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
+ Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 715 (vòng/phút)
+ Số vòng quay trên trục số I là: nI = 715/2,9 = 357,5 (vòng/phút)
+ Số vòng quay trên trục số II là: nII = 375,5/2,8 = 127,7 (vòng/phút)
+ Số vòng quay trên trục công tác: nct = nII = 127,7 (vòng/phút)
-Công suất trên các trục:
- Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
Trục І Trục ІІ Trục công tác
Tỉ số truyền U Uđ = 2 Ubr = 2,8 Uk =1
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI 1 Thông số đầu vào
Trình tự thực hiện
+ Chọn loại đai và tiết diện đai : đai thang thường và Tiết diện đai Ƃ
+ Chọn theo dãy tiêu chuẩn => Chọn = 180 mm
Xác định khoảng cách trục a và chiều dài L
- Kiểm tra điều kiện theo công thức 4.14 [2]
- Tính chính xác khoảng cách trục
+ Dựa vào bảng 4.19, ta chọn [Po] = 2,565
Bảng thông số kích thước bộ truyền, lực tác dụng lên trục
+ Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra:
+ Lực tác dụng lên trục
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trên trục dẫn
Tốc độ quay trục dẫn n1 715 v/ph
Loại đai và tiết diện đai Đai thang thường, Ƃ Đường kính đai nhỏ d1 180 mm Đường kính đai lớn d2 355 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực tác dụng lên trục
Phần 04: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG
+ Công suất trên trục bánh răng dẫn kW
+ Tốc độ quay trục bánh răng dẫnv/ph
+ Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn134210N.mm
+ Thời gian làm việc 5 năm (một năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 6 giờ)
+Chọn vật liệu bánh răng:
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ cứng
BR dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 850MPa 580MPa 241285
BR bị dẫn Thép C45 Tôi cải thiện 750MPa 450MPa 192÷240
Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện. Đạt độ rắn HB$1÷285
Bánh lớn (bị dẫn) : thép C45 tôi cải thiện Đạt độ rắn HB2÷240
- Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2/trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB350 (180÷350)
Vì bộ truyền làm việc có tải trọng không thay đổi
Với : * c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay.
* ni = 357,5 (v/p) số vòng quay bánh dẫn
* ti = 6x 2x 300x 5 = 18000(h) tổng thời gian làm việc.
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ.được xác định :
SH : Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn→ SH =1,1 với KHL1 = KHL2=1.
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Ứng suất uốn cho phép, tính theo 6.2a/trang 93.
Trong đó: KFC=1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều.
Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1 Thông số đầu vào
Xác định các thông số ăn khớp
Xác định modun m: m = (0,01÷0,02).aw1 = (0,01÷0,02).145 = (1,45÷2,9) mm => Chọn m = 2.5 (mm) b Xác định số răng và góc nghiên β: Đối với bánh răng thẳng
=0: góc nghiêng của răng, aw = m(z1+z2)/2cos
*z2:bánh răng bánh bị dẫn z1= = 30,526 (theo 6.19) => chọn z11 răng z2 = un.z1= 2,8x31 = 86,8 răng => chọn z2 = 87 răng z t = z 1 +z 2= 31+87= 118 răng c Khoảng cách thật sự giữa 2 trục:
Tỷ số truyền thực sự là:
- Tỷ số truyền hệ thống
Kiểm nghiệm cho bánh răng
- Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
- δH = 0,006 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15/trang 107.
- = 73 : Hằng số ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16/107.
* KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39/trang 106.
* KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Hệ số KHα được sử dụng để thể hiện sự phân bố không đều của tải trọng giữa các đôi răng khi chúng ăn khớp với nhau Đối với bánh răng thẳng, giá trị KHα được tra cứu từ bảng 6.14 trên trang 107 là 1,13.
* KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Thoả điều kiện ứng suất.
- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Độ bền uốn
* Yε = 1/εα :Hệ số kể đến độ khớp của răng.
- β=0 → Yβ = 1: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
* Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương.
Dựa vào bảng 6.18/trang 109 → YF1= 3,7
- = - = - - Kiểm nghiệm răng về quá tải:
+ Kiểm nghiệm răng về quá tải theo công thức (6.48) và (6.49) Chú ý Kqt = 1.
4 Bảng thông số kích thước bộ truyền, lực tác tại vị trí ăn khớp
* Bề rộng bánh răng: b = 59 mm
* Hệ số hiệu chỉnh: x1 = x2 = 0 mm
Dựa vào bảng 6.11/trang 104, tính toán ta được:
* Đường kính vòng chia: d1 = m.z1 = 31×2,5 = 77,5mm d2 = m.z2 = 87×2,5 = 217,5mm
*Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+x1-Δy).m = 77,5 + 2(1+0-0)2,5 = 82,5 (mm) da2 = d2 + 2(1+x2-Δy).m = 217,5 + 2(1+0-0)2,5 = 225,46 ( mm )
* Đường kính đáy răng: df1 = d1- (2,5-2x1) = 77,5- (2,5-2.0)2,5 = 71,25 mm df2 = d2- (2,5-2x2) = 217,5- (2,5-2.0)2,5 = 211,060 mm
Bảng thông số kích thước bộ truyền, lực tác dụng tại vị trí ăn khớp
Công suất trục bánh răng dẫn �1 5.024103 (kW)
Tốc độ quay của trục dẫn �1 357.500 (vòng/phút)
Mô men xoắn trên trục dẫn � 134210 (���)
Thời gian làm việc �h 18000 (giờ)
Mô đun pháp/ mô đun �n hoặc � 2.50 (��)
Góc nghiêng (BTRT không có) 0.000 (độ)
Góc ăn khớp tw 20 (độ)
Số răng bánh lớn là 2,87, với đường kính vòng lăn bánh nhỏ là 77,471 mm và đường kính vòng lăn bánh lớn là 217,506 mm Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ là 82,500 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh bánh lớn là 225,460 mm Đường kính vòng đáy nhỏ đo được là 71,250 mm và đường kính vòng đáy lớn là 211,060 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 450,67 MPa.
Lực tác dụng khi ăn khớp
Lực dọc trục (BTRT không có) �a 0.000 (�)
KHỚP NỐI TRỤC
Nối trục đàn hồi
5.1.1 Nối trục vòng đàn hồi:
- Chọn và kiểm nghiệm nối trục vòng đàn hồi, được sử dụng để nối trục động cơ và trục hộp giảm tốc trong hệ thống truyền động băng tải
- Ứng suất uốn cho phép = 75 MPa
- Ứng suất dập giữa chốt và ống = 3,5 MPa.
- để chọn kích thước khớp nối:
T – momen xoắn danh nghĩa k – hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác
1 Momen danh nghĩa truyền qua nối trục
2 Hệ số chế làm việc : k =1,5 m
3 Từ momen xoắn , tra bảng 16-10a ta có: d D dm dc l d1 D0 Z B B1 l1 l2 L3
4 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
5 Điều kiện sức bền uốn của chốt: l0 = )
Phân tích lực tác dụng của khớp nối
Lực vòng của khớp nối tác dụng lên trục gây nên mô men xoắn T được xác định
: Mômen lấy theo T danh nghĩa
: Đường kính tính toán của khớp nối trục đàn hồi đối với khớp nối trục vòng đàn hồi = 105mm
Lực hướng tâm của khớp nối tác dụng lên trục
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1 Thông số đầu vào
Chọn vật liệu
- Chọn thép 45 tôi cải thiện
- Ứng suất uốn cho phép : Chọn = 20Mpa
Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền
- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng:
-Lực tác dụng từ khớp nối:
+ Ftkn= - Lực tác dụng từ bộ truyền đai:
- Xác định sơ bộ đường kính trục :
- Đường kính sơ bộ của trục theo 10.9 [1, trang 188]: d
Trục 1: T1= 134210 N.mm , ] (MPa) : d1 = 32,253 => Chọn d15 mm Trục 2: T2 357090 N.mm , ] (MPa) : d2 = 44,693 => Chọn d2Emm
- Tính khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
- Chiều rộng sơ bộ các ổ lăn tra bảng 10.2 [1] :
- Chiều dài mayo bánh đai theo công thức 10.10 [1]:
- Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng theo công thức 10.10 [1]:
Trục 1: lm1= (1,21,5)d1 =(1,21,5).35= (4252,5) => Chọn lm1 = bw1 = 48 (mm)
Trục 2: lm2= (1,21,5)d2 =(1,21,5).45= (5467,5) => Chọn lm2U (mm)
- Chiều dài mayo nửa khớp nối theo công thức 10.13 [1]:
- Các khoảng cách khác dùng bảng 10.3 [1]:
+k1= 12 mm, khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
+k2= 8 mm, khoảng cách từ các mặt mút của ổ đến thành trong của hộp.
+k3= 15 mm, khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
+hn mm, chiều cao nắp ổ và đầu bu lông.
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
-Trục 1: Gối đỡ O bên trái l12= - lc12 = - [0,5(lm12+ b01)+ k3+ hn ]= - [0,5.(45+21)+15+17] = - 65
=> |l12| = 65 (mm) với lm12 = lmđ E mm l13 = 0,5.(lm13+b01)+k1+k2 = 0.5.(48+21)+12+8 P (mm) với lm13 = lm1 H (mm) l11=2.l13=2.50 = 100 (mm)
-Trục 2: Gối đỡ O bên phải l22 = 0,5(lm22+ b02)+ k3+ hn = 0,5.(70+25)+15+17y,5 (mm) với lm22=lmknp(mm) l23=0,5.(lm2+b02)+k1+k2 = 0.5.(55+25)+12+8` (mm) lm2U (mm) l21=2.l23=2.600 (mm)
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét các khoảng cách quan trọng trong hệ thống trục Đầu tiên, khoảng cách từ bánh đai đến gối đỡ O trên trục 1 (l12) và khoảng cách từ gối đỡ O đến bánh răng trên trục 1 (l13) là những yếu tố cần lưu ý Tiếp theo, khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục 1 (l11) cũng đóng vai trò quan trọng Tương tự, trên trục 2, khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ O (l22) và khoảng cách từ gối đỡ O đến bánh răng (l23) cần được xác định rõ ràng Cuối cùng, khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục 2 (l21) cũng không kém phần quan trọng trong việc đảm bảo hoạt động hiệu quả của hệ thống.
Sơ đồ phân tích lực từ các bộ truyền tác dụng lên trục:
Phản lực tại các gối đỡ:
+Phương trình cân bằng Momen tại B theo phương y: ΣMB=0 l12 + Fr1.l13 - FDy.l11 = 0
+Phương trình cân bằng lực lên phương Oy: ΣFy = 0 + FBy - Fr1+ FDy=0
+Phương trình cân bằng Momen tại B theo phương x: ΣMB=0 l12 + Ft1.l13 - FDx.l11 = 0
+Phương trình cân bằng lực lên phương Ox: ΣFx =0 - - FBx + Ft1 - FDx = 0
=> FBx = 263,408 (N) Đường kính các đoạn trục:
-Theo bảng 10.5 [1], với d15mm, []= 50 (MPa)
-Chọn đường kính trục tiêu chuẩn trang 195 [1]: dA= 30 mm dB = dD = 35mm dC = 40mm
Phản lực tại các gối đỡ:
+Phương trình cân bằng Momen tại C theo phương y: ΣMC=0 FAy.l21 - Fr2.l23 =0
+Phương trình cân bằng lực lên phương Oy: ΣFy = 0 FAy - Fr2 + FCy=0
+Phương trình cân bằng Momen tại C theo phương x: ΣMC=0 FAx.l21 - Ft2.l23 - Ftkn.l22=0
Phương trình cân bằng lực lên phương Ox: ΣFx = 0 FAx -Ft2 +FCx + Ftkn = 0
=>FCx = -11967,504 (N) Đường kính các đoạn trục:
-Theo bảng 10.5 [1],với d2 E mm chọn []= 50 (MPa)
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn trang 195 [1]: dA = dC= 55 (mm) dB= 60 (mm) dD= 40 (mm
Tính kiểm nghiệm bền
-Theo bảng 9.1a [1] ta sử dùng then bằng:
- Then cho bánh răng có đường kính trục: dC b h t1 t2
- Then cho bánh đai có đường kính trục dA b h t1 t2
-Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức 9.1 [1] : d = [d] với 0 MPa tra bảng 9.5 [1]
Chọn tiêu chuẩn lt = 40 (mm)
=>d = = 55,92(MPa) < [d]0 Thỏa mãn điều kiện bền dập.
- lt = (0,80,9).lmbđ = (0,80,9).45 =(3640,5) =>Chọn tiêu chuẩn lt = 40
=> d = = 74,561 (MPa) < [d]0 => Thỏa mãn điều kiện bền dập
-Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức 9.2 [1]:C = [C]0 (MPa)
-Đối với bánh răng: C = = 13,98 (MPa) < [C]
-Đối với bánh đai: A = = 22,368 (MPa) < [C]
=> Thỏa mãn điều kiện bền cắt.
-Theo bảng 9.1a [1] ta sử dùng then bằng:
-Then cho bánh răng có đường kính trục dB b h t1 t2
-Then cho nối trục có đường kính trục dD b h t1 t2
-Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức 9.1 [1] d=[d], 0 MPa , tra bảng 9.5 [1]
- lt = (0,80,9).lm2 =(0,80,9).55 = (44 =>Chọn tiêu chuẩn lt = 45
=>d = = 40,1 (MPa) < [d] => Thỏa mãn điều kiện bền dập.
- lt = (0,80,9).lmkn = (0,80,9).70 =(5663) =>Chọn tiêu chuẩn lt = 63 (mm)
=> d = = 94,468 (MPa) < [d] => Thỏa mãn điều kiện bền dập
-Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]:
-Đối với bánh răng :B = = 14,7 (MPa) < [C]
- Đối với nối trục : D = = 23,617 (MPa) < [C]
=> Thỏa mãn điều kiện bền cắt.
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi
-Tiết diện có mặt cắt nguy hiểm tại C, dc = 40 (mm)
- Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, do đó =0
- Theo công thức 10.22 [1]: - Trong đó:
- Theo bảng 10.6 [1] với trục có 1 rãnh then:
- Theo 10.23 [1] khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
- Tra bảng 10.6 [1] với trục có 1 rãnh then:
-Theo bảng 10.9 [1]: ky = 1,6 - hệ số tăng bền bề mặt trục, trục nhẵn, tôi bằng điện tần số cao.
+ Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai lắp trung gian H7/K6 với kiểu lắp K6 và = 600 MPa (Bảng 10.11 (1) ) với kiểu lắp K6 và = 600 MPa (Bảng 10.11 (1) )
- Vậy s = = 4,766 >[s] 1,5…2,5 =>Thỏa điều kiện bền mỏi.
- Tiết diện có mặt cắt nguy hiểm tại vị trí lắp ổ lăn C, dc = 55 (mm)
- Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, do đó =0
- Theo công thức 10.22 [1]: - Trong đó:
- Theo bảng 10.6 [1, trang 196] với trục tiết diện tròn:
- Theo 10.23 [1] khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
- Tra bảng 10.6 [1] với trục có tiết diện tròn:
- Theo bảng 10.9 [1, trang 197]: ky = 1,6 - hệ số tăng bền bề mặt trục, trục nhẵn, tôi bằng điện tần số cao.
+ Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai lắp trung gian H7/K6 với kiểu lắp K6 và = 600 MPa (Bảng 10.11 (1) ) với kiểu lắp K6 và = 600 MPa (Bảng 10.11 (1) )
=> Thỏa điều kiện bền mỏi.
- Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh
-Theo 10.27 [1], công thức kiểm nghiệm có dạng:
-Tiết diện nguy hiểm tại C có: dC = 40 mm, T1= 134210 N.mm
=> Thỏa điều kiện về độ bền tĩnh.
-Theo 10.27 [1], công thức kiểm nghiệm có dạng:
-Tiết diện nguy hiểm tại ổ lăn C có: dC = 55 mm, T2= 357090 N.mm
=> Thỏa điều kiện về độ bền tĩnh.
Chọn ổ
+ Xác định lực hướng tâm tại gối đỡ B và D của trục I
+ Chọn sơ bộ ổ bi: ta chọn ổ bi đỡ theo đường kính lắp ổ lăn của trục, tra bảng phụ lục P2.7 [5]
Tải động [C] (KN) Đường kính bi
- Kiểm nghiệm ổ a Thời gian làm việc của ổ
Theo công thức 11.2 [1] b Tải trọng quy ước được xác định theo công thức 11.3 [1]
Trong đó: – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 [1], tải trọng tĩnh ,1.
- hệ sô xét đến vòng nào quay, vòng trong quay nên V=1.
– lực hướng tâm tại gối đỡ và Chọn lực lớn hơn trong hai lực này.
– hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,
Với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm thì X=1, Y=0.
Vậy tải trọng quy ước: c Khả năng tải động của ổ tính theo công thức 11.1 [1]
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 khi sử dụng ổ bi.
Q - tải trọng quy ước, kN.
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.
Ta có thoả mãn yêu cầu. d Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Theo công thức 11.19 [1] và 11.20 [1], là trị số lớn hơn trong hai giá trị sau:
Trong đó: – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 10.6 [1],
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. e Chọn lắp ghép cho ổ
Vòng ngoài ổ lăn lắp với vỏ hộp sử dụng hệ thống trục:
Vòng trong ổ lăn lắp với trục sử dụng hệ thống lỗ:
Tính toán ổ lăn cho trục II
- Tính lực và chọn sơ bộ ổ
+ Xác định lực hướng tâm tại gối đỡ A và C của trục II theo đề bài
Do trục có lắp nối trục, lực hướng tâm phát sinh từ sự không đồng tâm giữa hai nửa nối trục có hướng ngẫu nhiên Tuy nhiên, khi tính toán ổ, cần chọn chiều của lực F để tăng phản lực lên các ổ, tức là cùng chiều với lực vòng.
+Ta sẽ tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với
+ Chọn sơ bộ ổ bi: ta chọn ổ bi đỡ theo đường kính lắp ổ lăn của trục, tra bảng phụ lục P2.1 [5]
Tải động [C] (KN) Đường kính bi
- Kiểm nghiệm ổ a Thời gian làm việc của ổ
Theo công thức 11.2 [1] b Tải trọng quy ước được xác định theo công thức 11.3 [1]
Trong đó: – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 [1], tải trọng tĩnh, 1
- hệ sô xét đến vòng nào quay, vòng trong quay nên V=1
– lực hướng tâm tại gối đỡ và Chọn lực lớn hơn trong hai lực này
– hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,
Với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm thì X=1, Y=0
Vậy tải trọng quy ước c Khả năng tải động của ổ tính theo công thức 11.1 [1]
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 khi sử dụng ổ bi
Q - tải trọng quy ước, kN
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Ta có thoả mãn yêu cầu. d Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Theo công thức 11.19 [1] và 11.20 [1], là trị số lớn hơn trong hai giá trị sau:
Trong đó: – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 10.6 [1],
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.
Vậy, trục I có thông số ổ bi như sau:
Tải động [C] (KN) Đường kính bi
Trục II có thông số ổ bi như sau:
Tải động [C] (KN) Đường kính bi
Phần 8 : KẾT CẤU VỎ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 8.1 Thiết kế vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8 + 1) h < 58 khoảng 2 e = 5,94mm//6 h = 42 mm 2° Đường kính Bulông nền, d1
Bulông ghép bích nắp và thân , d3
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1> 0,04.aw + 10 > 12mm d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 d5 = (0,5 ÷ 0,6).d2 d1 = 16 mm d2 = 12mm d3 = 10 mm d4 = 8mm d5 = 7 mm
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dầy bích thân hộp , S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và
Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 và C
Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k chiều cao: h
C ≈ D3/2 k ≥ 1,2.d2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Mặt đế hộp Chiều dày: khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi: Dd,
Bề rộng mặt đế hộp:
Dd xác định theo đường kính dao khoét
K1 = 48 mm q = 62,85mm Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ ≥ (1 ÷ 1,2). Δ1≥ (3 ÷ 5). và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp Δ ≥ Δ = 8 mm Δ1 0mm
Bảng kích thước dung sai lắp ghép
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Trục Kiểu lắp