Phân phối tỷ số truyền.... CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN, CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC...63Bôi trơn hộp giảm tốc.... Phần I: XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN1.1... Phân phối tỷ số truyền Tỷ số
XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất trên trục công tác: Plv = 1000 F V = 30 50 1000 0 ,8 2 = 2,501 KW
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Hiệu suất tổng thể của hệ thống truyền động được tính cho một cặp bánh răng phân đôi, với công thức η = η kn η x η br² η ol⁴ Kết quả tính toán cho thấy hiệu suất đạt giá trị 0,84, với các tham số lần lượt là 0,93, 0,97 và 0,99.
Với: η kn = 1: Hiệu suất khớp nối η x = 0,93: Hiệu suất bộ truyền xích η br = 0,97: Hiệu suất một cặp bánh răng η ol = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn
Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ
Số vòng quay trên trục công tác: n c t = 60000 π D v = 60.1000 3 ,14 282 0 , 8 2 = 55,56 ( Ph ν )
Do bộ truyền đai xích tra bảng trang 30-32 giáo trình (1)
Tỷ số tryền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) u sb :
Với: u h = 15: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (8 ÷ 40) u x = 2 : Tỷ số truyền của bộ truyền xích (2 ÷ 6)
Số vòng quay trên trục sơ bộ: n sb = I c hung n c t = 24 55,56 33,4 ( ph v )
Chọn động cơ
Động cơ phải thỏa điều kiện sao:
Ta có: P ct = 2,97 KW; n sb = 1333,4( ph v )
Tra bảng (P1.3) (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Ta chọn động cơ 4A100S4Y3 có các thông số sau:
Kiểu động cơ Công suất
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức u t = n n dc ct = 5 5 1 420 ,56 = 25,55
Đối với hộp giảm tốc phân đôi, trước tiên cần chọn tỷ số truyền Theo bảng 3.1 trong giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, nếu chọn u h = 10, thì giá trị tương ứng của u 1 sẽ được xác định theo bảng tra.
Vì vậy tỷ số truyền xích là: u x = u u t h = 25 10 ,55 = 2,55
Tính toán các thông số động học
1.5.1.Số vòng quay trên các trục
Trục công tác: n ct = 55,56 ( Ph ν )
Trục động cơ: n dc = 1420( Ph ν )
Kiểm tra sai số tốc độ trục công tác: δ %= n 4 n −n ct ct 100% = 5 5 , 75−5 5 5 5 ,56 ,56 100% = 0,34%¿ 4% (kết quả đạt yêu cầu)
1.5.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục động cơ:
Công suất trên trục II:
Công suất trên trục III:
Công suất trên trục IV:
1.5.3 Momen xoắn trên các trục:
Momen xoắn trên trục động cơ:
Momen xoắn trên trục II:
Momen xoắn trên trục III:
Momen xoắn trên trục công tác:
Bảng thông số động học
Thông số Động cơ I II III IV
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục III:
N 3= 2,74 (KW), với số vòng quay đĩa xích n 3 = 142,16 ( ph v ).
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp dùng xích ống con lăn.
2.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Theo bảng 5.4 (Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí*), với ux = 2,55
Số răng đĩa nhỏ z 1= 29 – 2ux = 29 – 2 2,55 = 23,9 Ta chọn z 1 = 25 răng
Tỷ số truyền thực tế: u t = z z 2
Sai lệch tỷ số truyền: ∆ u = u t − u u 100% = 2 , 6−2 2 , 55 , 55 100% = 1,96% ≤ 2% Theo công thức (5.3) tài liệu (II), công suất tính toán
1 = 25 25 = 1Theo công thức (5.6) và bảng (5.4) tài liệu (II): k = k 0 k a k đc k đ k c k bt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
Để thiết lập đường tâm của xích với phương ngang, góc cần điều chỉnh là 40 độ Khoảng cách trục a được xác định trong khoảng từ 30 đến 50 P c Việc điều chỉnh có thể thực hiện bằng một trong các đĩa xích Tải trọng động va đập nhẹ được quy định với k đc = 1,2 Hệ thống hoạt động hai ca mỗi ngày với k c = 1,25, trong khi k bt = 1,3 chỉ ra rằng môi trường làm việc có bụi và yêu cầu chất lượng bôi trơn cao.
Theo bảng 5.5 tài liệu (II) với n 01 = 200 ( ph v ), chọn bô truyền xích một dãy có bước xích
P c = 25,4 mm thõa mãn điều kiện bền mòn:
P t ¿ [P] = 11,4 KW Đồng thời theo bảng 5.8, tài liệu (II) P c ¿ P max
Theo công thức (5.12) tài liệu (II) số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn X = 126 mắt xích, tính lại khoảng cách trục a tài liệu (II) a = 0,25 P c [ X − Z 1 + 2 Z 2 + √ ( X − Z 1 + 2 Z 2 ) 2 − 2 ( Z 2 − π Z 1 ) 2 ]
= 0,25.25,4 [ 126 − 25 +65 2 + √ ( 126 − 25+ 2 65 ) 2 − 2 ( 65−25 π ) 2 ] = 1015,83 mm Để xích không chịu lực căng qua lớn giảm a một lượng bằng
Số lần va đập của xích theo 5.4 tài liệu (II) i = Z 1 n 1
2.1.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.15 tài liệu (II) s = k Q đ F t +F o +F v
Theo bảng 5.2 tài liệu (II), tải trọng phá hỏng Q = 56700N, khối lượng 1m xích q = 2,6 kg
k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)
Lực căng do lực li tâm: F v = q v 2 = 2,6 1,5 2 = 5,85 N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích động gấy ra:
F 0 = 9,81 k f q.a = 9,81.4.2,6.1,018 = 103,86 N (với k f = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc ¿ 40 0 )
Vậy s ¿ [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Để tính toán đường kính đĩa xích, chúng ta áp dụng công thức và bảng số liệu: d1 = P / sin(π / Z1) = 25,4 / sin(π / 25) = 202,7 mm; d2 = P / sin(π / Z2) = 25,4 / sin(π / 65) = 525,73 mm Đường kính trung bình được tính như sau: da1 = P[0,5 + cotg(π / Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(π / 25)] = 213,8 mm và da2 = P[0,5 + cotg(π / Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(π / 65)] = 537,82 mm Cuối cùng, độ dày của xích được xác định bởi df1 = P / sin(π / Z1) = 2,65 mm và df2 = P / sin(π / Z2) = 5,73 mm.
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) , tài liệu (II)
F t = 1826,67 N: lực vòng k r = 0,42: hệ số ảnh hưởng đến số răng của đĩa xích (với z 1 = 25) k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)
A = 180 mm 2 : diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12 k d = 1: xích một dãy
Lực va đập trên m dây xích được tính bằng công thức F vđ 1 = 13.10 −7 n 1 P 3 m, với kết quả là 3,03 N Để đảm bảo ứng suất tiếp xúc [σ H 1] ≥ σ H 1 H7, cần sử dụng thép 45 tôi với độ cứng HB210 Điều này sẽ cho phép đạt được ứng suất tiếp xúc tối đa [σ H 2] = 600 MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
F t = 1826,67 N: lực vòng k r = 0,42: hệ số ảnh hưởng đến số răng của đĩa xích (với z 1 = 25) k đ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc)
A = 180 mm 2 : diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12, tài liệu (II) k d = 1: xích một dãy
Lực va đập trên m dây xích được tính bằng công thức F vđ 2 = 13.10 −7 n 4 P 3 m, với kết quả là 1,84N Để đảm bảo rằng ứng suất tiếp xúc [σ H 2] ≥ 487,30 MPa, việc sử dụng thép 45 tôi cải thiện với độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H 2] = 600 MPa, từ đó đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo (5.20) tài liệu (II), F r = k x F t = 1826,67 1,15 = 2100,67 N k x = 1,15: hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng một góc ¿40 0
Lực căng do lực li tâm: F v = q v 2 = 2,6 1,5 2 = 5,85 N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích động gấy ra:
F 0 = 9,81 k f q.a = 9,81.4.2,6.1,018 = 103,86 N (với k f = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc ¿ 40 0 ).
2.1.6 Bảng thông số của bộ truyền xích.
Thông số Kí hiệu Đơn vị Kết quả tính toán
Loại xích - - Xích ống con lăn
Số mắt xích X mắt xích 126
Số răng đĩa xích Z 1/Z 2 răng 25 65
Tỷ số truyền thực tế u t - 3
Sai lệch tỷ số truyền ∆ u % 1,96 Đường kính vòng chia đĩa xích d 1/d 2 mm 202,7 525,73
Lực tác dụng lên trục F r N 2100,67
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thời gian phục vụ, L (năm): 5 năm
Hệ thống tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 316 ngày, 1 ngày làm việc 14 giờ)
Bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
Số vòng quay trục dẫn: n 1= 1420 (v/ph)
Mômen xoắn trên trục dẫn: T = 19974,3(Nmm)
⟹ T1 = (T/2) = 9978,15 (Nmm): Bộ truyền bánh răng (cấp phân đôi)
Bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)
Số vòng quay trục dẫn: n 2= 396,64(v/ph)
Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 = 68620,15(Nmm)
2.2.1 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (tách đôi)
Bộ truyền có tải trọng trung bình không yêu cầu đặc biệt nào Theo bảng 6.1 trong tài liệu (II), vật liệu của hai cặp bánh răng được chọn là giống nhau.
Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b 1= 850 Mpa, σ c h 1 = 580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ là HB 1 = 245.
Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b 2= 750 Mpa, σ c h 2 = 450Mpa, ta chọn độ rắn bánh lớn là HB 2 = 230.
2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 tài liệu (II), với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350 σ o Hlim = 2HB + 70; S H = 1,1; σ Flim o = 1,8HB; S F = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 245; độ rắn bánh lớn là HB 2 = 230, khi đó:
σ Hlim1 o = 2 HB 1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa; σ o Flim1 = 1,8 HB 1 = 1,8.245 = 441 Mpa
σ Hlim2 o = 2 HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; σ Flim o 2 = 1,8 HB 2 = 1,8.230 = 414 Mpa
Số chu kì làm việc cơ sở: Theo 6.5 tài liệu (II) N Ho = 30 HB 2 ,4 do đó
N Fo1 = N Fo2 = 4.10 6 (đối với tất cả các loại thép khi thử uốn)
Số chu kỳ làm việc tương đương, dựa vào sơ đồ tải trọng: Theo 6.7 tài liệu (II)
N FE1 = 60c∑ ( T i / T max ) m F t i n i (với m F = 6, do HB ≤ 350)
Ta nhận thấy rằng: { N N N N HE HE FE FE 1 2 1 2 > > > > N N N N Ho Ho Fo1 Fo 2 1 2 Nên ta chọn N HE = N Ho
⟹ K HL1 = K HL2= K HF 1= K HF 2=1 (hệ số tuổi thọ)
Ứng xuất tiếp xúc cho phép
Tính toán sơ bộ: Theo 6.1a tài liệu (II) ta có: [ σ H ] = σ Hlim o K S HL Với S H = 1,1
H A4 1 1 , 1 = 376,36 Mpa Với cấp nhanh ta sử dụng răng nghiêng, do đó theo 6.12 tài liệu (II)
Ứng xuất uốn cho phép
Theo 6.2a với bộ truyền quay một chiều ta có K FC =1
Ứng xuất quá tải cho phép
2.2.1.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ
Theo công thức 6.15a tài liệu (II) ta có: a w = K a ( u 1 + 1) √ 3 [ σ T H 1 ] 2 K u 1 H β ψ ba = 43.(3,58 + 1) √ 3 388 9978 , 64 2 , 15 3 , 58 1 , 17 0 , 4 = 74,43 mm
→ Theo tiêu chuẩn ta chọn a w1 = 80 mm
K a = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5)
T 1 = 9978,15: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động (cấp phân đôi), Nmm
[ σ H ] = 388,64: Ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa u 1 = 3,58: Tỷ số truyền ψ ba = 0,4 (đối xứng 0,3 ÷ 0,45) ψ bd = 0,53 ψ ba (u ± 1) = 0,53.0,4.(3,58+ ¿1) = 0,87
K Hβ = 1,17: trị số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
(với ψ bd = 1,07 tra bảng 6.7 sơ đồ 3)
2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp
Theo 6.17 tài liệu (II) m = (0,01 ÷ 0,02) a w = 0,8 ÷ 1,6 mm
Theo bảng 6.8 tài liệu (II) ta chọn môđun pháp m = 2
Chọn sơ bộ góc nghiêng β = (30 ÷ 40 0 )
Theo 6.18 tài liệu (II) số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn: Z 2 = u Z 1 = 3,58.19 = 68,02 Lấy Z 2=¿69 (răng)
Tỷ số truyền thực tế: u t = Z Z 2
Sai lệch tỷ số truyền: Δu = u t −u u 100% = |3 ,63−3,58|
2.2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 tài liệu (II), ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc σ H = Z M Z H Z ε √ 2T b 1 w K u d H ( w1 u+1 2 )
Z M = 274 Mpa 1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp bảng 6.5 TL (II)
Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: theo công thức 6.34 tài liệu (II)
Z H = √ 2cos sin ( 2 ( a β tw b ) ) = √ sin 2cos ( 2.23 ( 32 0 0 ) ) = 1,54 Ở đây: β b : góc riêng bánh răng hình trụ cơ sở β b = arctag[ cos ( a t ) tg ( β ) ] = arctag [ cos ( 23 0 ) tg ( 34 0 ) ] = 32 0 a t = a tw = arctag[ tag ( α )/cos ( β ) ] = arctag [ tag ( 20 0 )/cos ( 34 0 ) ] = 23 0
(với a t là góc profin răng, a tw là góc ăn khớp)
Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp răng: theo công thức 6.36c tài liệu (II)
Hệ số trùng khớp dọc: ε β = b w sin ( β ) πm = a w ψ ba sin ( β ) πm = 80.0 , 4 sin(34 0 ) π.1,5
Hệ số trùng khớp ngang: ε α = [ 1 , 88−3 ,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos ( β ) = [ 1 ,88−3 , 2 ( 19 1 + 69 1 ) ] cos ( 34 0 ) = 1,38
K H : hệ số tải trọng khi tiếp xúc, theo công thức 6.39 tài liệu (II)
K Hβ = 1,17: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1 = 2 a w u+1 = 3 , 2.80 58
Theo 6.40 tài liệu (II), vận tốc vòng của bánh chủ động v = π d w 1 n 1
60000 = π 34 60000 ,93 1420 = 2,6 (m/s) với v = 2,6 (m/s), theo Bảng 6.13 tài liệu (II) ta dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 tài liệu (II) với cấp chính xác 9 và v < 5 (m/s), K Hα = 1,16
Theo công thức V H = δ H g 0 v √ a w / u m, ta có thể tính toán V H với δ H = 0,002, g 0 = 73, v = 2,6, a w = 80 và u m = 3,58 Kết quả tính toán cho V H là 1,79 Hệ số δ H phản ánh ảnh hưởng của các thông số ăn khớp, trong khi g 0 thể hiện sai lệch giữa các bước răng bánh 1 và 2.
Bề rộng vành răng: b w = a w ψ ba = 80 0,4 = 32 mm
⟶ Theo 6.39, tài liệu (II): K H = K Hα K Hβ K HV = 1,16 1,17 1,16 = 1,57
Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào 6.33, tài liệu (II) ta được: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H ( w u 1 + 2 1 )
Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Theo tiêu chuẩn 6.1, với vận tốc v = 2,6 m/s (nhỏ hơn 5 m/s), hệ số Z v được xác định là 1 Cấp chính xác động học được chọn là 9, trong khi cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Để đạt được độ nhám bề mặt R a từ 2,5 đến 1,25 μm, hệ số Z R cần đạt 0,95 Khi đường kính a nhỏ hơn 700mm, hệ số K xH được xác định là 1 Tham khảo tài liệu (*) theo tiêu chuẩn 6.1 và 6.1a để có thông tin chi tiết hơn.
[ σ H ] = [ σ H ] Z v Z R K xH = 388,64.1.0,95.1 = 369,21 Mpa ⟹ Như vậy[ σ H ] > σ H , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Xác định số răng tương đương:
Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu (II)
Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,6
Theo bảng 6.7 tài liệu (II), K Fβ = 1,35 (sơ đồ 3); theo bảng 6.14 tài liệu (II) v 2,6 (m/s) < 5(m/s) và cấp chính xác là 9, K Fα = 1,27; theo 6.47 tài liệu (II)
T rong đó: σ F = 0,006, theo bảng 6.15 tài liệu (II) g 0 = 73, theo bảng 6.16 tài liệu (II)
Với ε α = 1,42; Y ε = 1 / ε α = 1/1 , 38 = 0,72: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
140 = 0,76: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với m = 1,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,05; Y R = 1 (bánh răng phay); K xF
= 1 (da < 400mm), do đó theo 6.2 và 6.2a tài liệu (II):
Độ bền uốn tại chân răng:
2.2.1.7 Kiểm nghiểm răng về quá tải
Hệ số quá tải: K qt =¿ T max / T = 1
Theo 6.48 tài liệu (II) ứng xuất tiếp qua tải:
σ F 1max = σ F 1 K qt = 36,47.1 = 36,47 Mpa < [ σ F 1 ] max = 464 Mpa
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 35,48.1 = 35,48 Mpa < [ σ F2 ] max = 360 Mpa
2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Ký hiệu Bánh răng 1 Bánh răng 2
Chiều rộng vành răng b w 32 mm 32 mm
Tỷ số truyền thực tế u t 3,63
Sai lệch tỷ số truyền ∆ u 1,39%
Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được: Đường kính vòng chia d d 1 = 45.5 mm d 2 = 161 mm Đường kính đỉnh răng d a d a 1 = 48.5 mm d a 2 = 164 mm Đường kính đáy răng d f d f 1 = 40 mm d f 2 = 158 mm
2.2.2 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Bộ truyền có tải trọng trung bình không đòi hỏi yêu cầu đặc biệt nào Theo bảng 6.1 trong tài liệu (II), vật liệu của hai cặp bánh răng được chọn phải giống nhau.
Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ b 1= 850 Mpa, σ c h1 = 580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ là HB 1 = 245.
Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ b 2= 750 Mpa, σ c h2 = 450Mpa, ta chọn độ rắn bánh lớn là HB 2 = 230.
2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 tài liệu (II), với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350 σ Hlim o = 2HB + 70; S H = 1,1; σ o Flim = 1,8HB; S F = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 245; độ rắn bánh lớn là HB = 230, khi đó:
σ Hlim1 o = 2 HB 1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa; σ o Flim1 = 1,8 HB 1 = 1,8.245 = 441 Mpa
σ Hlim2 o = 2 HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa; σ Flim o 2 = 1,8 HB 2 = 1,8.230 = 414 Mpa
Số chu kì làm việc cơ sở: Theo 6.5 tài liệu (II) N Ho = 30 HB 2 ,4 do đó
N Fo1 = N Fo2 = 4.10 6 (đối với tất cả các loại thép khi thử uốn)
Số chu kỳ làm việc tương đương, dựa vào sơ đồ tải trọng: Theo 6.7 tài liệu (II)
N FE1 = 60c∑( T i / T max ) m F t i n i (với m F = 6, do HB ≤ 350)
Ta nhận thấy rằng: { N N N N HE HE FE FE 1 2 1 2 > > > > N N N N Ho Ho Fo1 Fo 2 1 2 Nên ta chọn N HE = N Ho
⟹ K HL1 = K HL2= K HF 1= K HF 2=1 (hệ số tuổi thọ)
Ứng xuất tiếp xúc cho phép
Tính toán sơ bộ: Theo 6.1a tài liệu (II) ta có: [ σ H ] = σ o Hlim K S HL
H S0 1 1 , 1 = 481,82 Mpa Với cấp chậm ta dùng răng thẳng, K HL = 1, do đó
Ứng xuất uốn cho phép
Theo 6.2a với bộ truyền quay một chiều ta có K FC =1
Ứng xuất quá tải cho phép
2.2.2.3 Xác định khoảng cách trục sơ bộ
Theo công thức 6.15a tài liệu (II) ta có: a w 2 = K a ( u 2+1) √ 3 [ σ T H 2 ] 2 K u ψ H β ba = 49,5.(2,79 + 1) √ 3 481 68620 ,82 2 ,15 2 ,79 1 , 02 0 , 4 = 121,27 mm
→ Theo tiêu chuẩn ta lấy a w 2 = 130 mm
K a = 49,5: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5)
T 2 = 68620,15: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm
[ σ H ] = 481,82: Ứng xuất tiếp xúc cho phép, Mpa u 2 = 2,79: Tỷ số truyền ψ ba = 0,4 (không đối xứng 0,25 ÷ 0,45) ψ bd = 0,53 ψ ba (u ± 1) = 0,53.0,4.(2,79+¿1) = 0.8
K Hβ = 1,02: trị số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
(với ψ bd = 0,84 tra bảng 6.7 sơ đồ 7)
2.2.2.4 Xác định thông số ăn khớp
Theo 6.17 tài liệu (II) m = (0,01 ÷ 0,02) a w = 1,3 ÷ 2,6 mm
Theo bảng 6.8 tài liệu (II) ta chọn môđun pháp m = 1,5
Theo 6.19 tài liệu (II) số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn: Z 2 = u Z 1 = 2,79.45 = 125,5 Lấy Z 2 =¿127 (răng)
Tỷ số truyền thực tế: u t = Z Z 2
Sai lệch tỷ số truyền: Δu = u t −u u 100%= |2 , 82−2,79|
Tính lại khoảng cách trục: a w2 = m ( z 1 + z 2 )
Ta chọn a w 2 = 130 mm, do đó ta cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 129 lên 130mm
Tính hệ số dịch chỉnh theo 6.22 tài liệu (II) y = a w 2 / m −¿ 0,5( z 1 + z 2 ) = 130/1,5 −¿ 0,5(45 + 127) = 0,67
Theo bảng 6.10a tài liệu (II) tra được k x = 0,445, do đó theo 6.24 tài liệu (II) hệ số giảm đỉnh răng ∆ y = k x z t /1000 = 0 , 4 45 (45+127)/1000 = 0,08
Theo 6.25 tài liệu (II), tổng hệ số dịch chỉnh x t = y + ∆ y = 0,67 + 0,08 = 0,75
Theo 6.26 tài liệu (II) hệ số dịch chỉnh bánh 1: x 1 = 0.5.[ x t − ( z 2 − z 1 ) y / z t ]
Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x 2 = x t −¿ x 1 = 0,75 −¿ 0,22 = 0,53
Theo 6.27 tài liệu (II) góc ăn khớp: a tw = arccos ( m z 2 t a cosα w 2 ) = arccos ( 1 ,5.( 127+ 2.130 45 ) cos 20 0 ) = 21,2 0
2.2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 tài liệu (II), ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc σ H = Z M Z H Z ε √ 2T b 2 w K u d H ( w u+1) 2 2
Z M = 274 Mpa 1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp bảng 6.5 TL (II)
Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: theo công thức 6.34 tài liệu (II)
Z H = √ 2 cos sin ( 2 ( a β tw b ) ) = √ sin 2 cos ( 2.21 ( 32 ,2 ) 0 ) = 1,59
Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp răng: theo công thức 6.36a tài liệu (II)
Hệ số trùng khớp ngang: ε α = [ 1 , 88 − 3 ,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos ( β ) = [ 1 ,88−3 , 2 ( 45 1 + 127 1 ) ] 1 = 1,78
K H : hệ số tải trọng khi tiếp xúc, theo công thức 6.39 tài liệu (II)
K Hβ = 1,02: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1 = 2 a w u+1 = 2 2.130 ,79 +1 = 68,6 mm
Theo 6.40 tài liệu (II), vận tốc vòng của bánh chủ động v = π d w 1 n 2
60000 = π 68 60000 , 6 396 , 64 = 1,42 (m/s) với v = 1,42 (m/s), theo Bảng 6.13 tài liệu (II) ta dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 tài liệu (II) với cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s), K Hα = 1,13
Theo tài liệu 6.42 (II), công thức tính V H là V H = δ H g 0 v √ a w / u m Cụ thể, khi thay các giá trị vào công thức, ta có V H = 0,006.73.1,42.√ 130 / 2,79 = 4,25 Trong đó, δ H = 0,006 là hệ số điều chỉnh ảnh hưởng của các thông số ăn khớp (tham khảo bảng 6.15, TL (II)), còn g 0 = 73 là hệ số điều chỉnh sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (tham khảo bảng 6.16, tài liệu (II)).
Theo 6.41 tài liệu (II): Hệ số kể đến tải trọng động
Bề rộng vành răng: b w = a w ψ ba = 130 0,4 = 52 mm
⟶Theo 6.39, tài liệu (II): K H = K Hα K Hβ K HV = 1,13 1,02 1,14 = 1,31
Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào CT6.33, tài liệu (II) ta được: σ H = Z M Z H Z ε √ 2T b 2 w K u d H ( w1 u+ 2 1)
Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Theo tiêu chuẩn 6.1, với vận tốc v = 1,42 m/s và Z v = 1, cấp chính xác động học được xác định là 9 Cấp chính xác về mức tiếp xúc được chọn là 8, yêu cầu gia công đạt độ nhám R z trong khoảng 10…40 μm Do đó, Z R 0,95; với đường kính a < 700mm, K xH = 1 Theo tài liệu (II) và các quy định trong 6.1 và 6.1a, các thông số kỹ thuật cần thiết đã được xác định.
⟹ Như vậy[ σ H ] > σ H , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Xác định số răng tương đương:
Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu (II)
Đối với bánh bị dẫn: Y F2 = 3,52
Theo bảng 6.7 tài liệu (II), K Fβ = 1,03 (sơ đồ 7); theo bảng 6.14 tài liệu (II)
v =1,42(m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác là 9, K Fα =1,37; theo 6.47 tài liệu(II)
T rong đó: σ F = 0,016, theo bảng 6.15 tài liệu (II) g 0 = 73, theo bảng 6.16 tài liệu (II)
Với ε α = 1,78; Y ε = 1/ ε α = 1/1 , 78 = 0,56: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
140 = 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với m = 1,5 mm, Y S = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,05; Y R = 1 (bánh răng phay);
K xF = 1 (da < 400mm), do đó theo 6.2 và 6.2a tài liệu (II):
Độ bền uốn tại chân răng:
2.2.2.7 Kiểm nghiệm về quá tải
Hệ số quá tải: K qt =¿ T max /T = 1
Theo 6.48 tài liệu (II) ứng xuất tiếp qua tải:
σ F 1max = σ F 1 K qt = 88,42.1 = 88,42 Mpa < [ σ F 1 ] max = 464 Mpa
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 86,46.1 = 86,46 Mpa < [ σ F2 ] max = 360 Mpa
2.2.2.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Ký hiệu Bánh răng 1 Bánh răng 2
Chiều rộng vành răng b w 52 mm 52 mm
Tỷ số truyền thực tế u t 2,82
Sai lệch tỷ số truyền ∆ u 1,08%
Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được: Đường kính vòng chia d d 1 = 62 mm d 2 = 178 mm Đường kính đỉnh răng ngoài d a d a 1 = 66 mm d a 2 = 182mm Đường kính đáy răng d f d f 1 = 57 mm d f 2 = 173 mm
THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN
Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600Mpa, ứng suất xoắn cho phép
Xác định sơ bộ đường kính trục k: d k ≥ √ 3 0 , T 2 k [ τ ] d 1 = √ 3 0 , T 2 1 [ τ ] = √ 3 19974 0 , 2.12 , 3 = 20,26 (mm) d 2 = √ 3 0 , T 2 2 [ τ ] = √ 3 68620 0 , 2.12 ,15 = 30,57 (mm) d 3 = √ 3 0 , T 2 3 [ τ ] = √ 3 184067 0 , 2.12 , 24 = 42,48 (mm)
Tra bảng 10.2, tài liệu (II) ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn
Trục I: d 1 = 25 mm b 1 = 17 mm Trục II: d 2 = 35 mm b 2 = 21 mm Trục III: d 3 = 45 mm b 3 = 25 mm
Mô men xoắn trên các trục Công suất Số vòng quay
Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
k 1 = 10,5 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
k 2 = 12 (mm): Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
k 3 = 15 (mm): Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
h n = 20 (mm): Chiều cao nắp ổ và bulông
Ta có: l 13 = l 22 = 58 mm l 14 = l 24 = 198 mm l 11 = l 21 = 256 mm
Chiều dài mayơ nữa khớp nối: l m12 = (1,4 ÷ 2,5) d 1 = (1,4 ÷ 2,5).25 = (35 ÷ 62,5) Lấy l m12 = 50 mm
Chiều dài mayo bánh răng trụ răng nghiêng
l m13 = l m14 = (1,2 ÷ 1,5) d 1 = (1,2 ÷ 1,5).25 = (30 ÷ 37,5) mm Nhưng do bề rộng tối thiểu của bánh răng là 55 Ta chọn l m13 = l m14 = 55 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng: l m22 = l m24 = (1,2÷1,5) d sb = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60)
Chiều dài mayo bánh răng trụ răng thẳng:
l m23 = (1,2÷1,5) d sb = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60) Nhưng do bề rộng tối thiểu b w 1 69 mm nên ta chọn l m23 = 69 mm
Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng trụ thứ nhất: l 22 = 0,5.( l m22 + b 2) + k 1 + k 2 = 0,5.(50 + 21) + 10,5 + 12 = 58 mm
Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng trụ thứ hai: l 23 = l 22 + 0,5.( l m22 + l m23) + k 1 = 58 + 0,5.(50 + 69) + 10,5 = 128 mm
Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng trụ thứ ba: l 24 = 2 l 23 −¿ l 22 = 2.128 −¿ 58 = 198 mm
Khoảng cách giữa hai gối đỡ: l 21 = 2 l 23 = 2 128 = 256 mm
Chiều dài mayơ đĩa xích: l m33 = (1,2 ÷ 1,5) d 3 = (1,2 ÷ 1,5) 45 67,5 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ: l m31 = (1,2 ÷ 1,5) d 3 = (1,2 ÷ 1,5).45 = 67,5 mm
3.2 Phân tích lực tác dụng lên trục
Cặp bánh răng cấp nhanh:
Lực vòng: F X13 = F X 14= F X 22 = F X 24¿2.( T 1 ) d w 1 = 2 9978 34 , 93 ,15 = 571,32 N Lực hướng tâm : F Y 13 = F Y 14 = F Y 22 = F Y 24 = 571 , 32.tg ( 23
0) cos(34 0 ) = 292,52 N Lực dọc trục : F Z13=F Z 14 =F Z 22 =F Z24 = 571,32.tg(34 0 )= 385,36 N
Cặp bánh răng cấp chậm:
Lực hướng tâm F Y 23 ¿ F Y 32 = F X 23 ⋅ tg ( a tw ) cosβ = 2000 ,58 tg ( 21 , 2 ) cos (0 0 ) = 775,96 N
Lực do bộ truyền ngoài :
Lực nối trục : : F nt =(0,2÷0,3) 2.T D dc
Ta có : D 0 = 71 mm ( Tra bảng 16.10a/T68, tài liệu [III])
3.3 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục
Tìm phản lực tại các gối đỡ: Với mômen và phương trình cân bằng lực như sau:
{ ∑ M ∑ Y ∑ / A =0 ∑ M F X/ X F ⟺− = A Y = 0 = 0 ⟺− 0 ⟺ F ⟺− x13 F F 59− y13 lx10 F ly10 59 + F F + + x14 x13 F F 199+ + y y 13 14 F + 199 x14 F F − y14 lx11 − F − F lx11 258+ F ly11 ly − 11 258 F = nt F 0 = nt = 328=0 0 0 ⟺ { F F F F lx10 ly10 ly lx11 11 s6 38 = = 338 434 ,76 ,51 ,51 , 4 N N N N
Đường kính các đoạn trục
Theo bảng 10.5 tài liệu (II) với d 1 = 25 mm ⟹ [ σ ] = 63 Mpa
Mômen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài các trục
Đường kính các đoạn trục
Tiết diện 12 (nối trục đàn hồi) d 12 = √ 3 0 , M 1 12 td [ σ ] = √ 3 17298 0 , 1 63 ,25 = 14 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 12 = 20 mm
Tiết diện 13 (bánh răng 1) d 13 = √ 3 0 , M 1 13 td [ σ ] = √ 3 53653 0 ,1 63 , 5 = 20,42 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 13 = 30 mm
Tiết diện 14 (bánh răng 3) d 14 = √ 3 0 ,1 M 14 td [ σ ] = √ 3 59844 0 ,1 63 ,61 = 21,18 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 14 = 30 mm để cho phù hợp với chổ lắp bánh răng 1
Tiết diện 11, 10 (ổ lăn 0 và 1) d 11 =d 10 = √ 3 0 ,1 M 10 td [ σ ] = √ 3 29391 0 , 1 63 , 9 = 16,71 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 11 =d 10 = 25 mm
Tìm phản lực tại các gối đỡ: Với mômen và phương trình cân bằng lực như sau:
{ ∑ ∑ M X M / A ∑ = Y ∑ / 0 A F = ⟺− F Y 0 = X ⟺ =0 0 F ⟺− ⟺ F y 22 x22 59 F 59 F lx20 ly20 + + F −F − F y 23 x F 23 x 129 y 22 129 22 − + F − F + x23 y23 F F y −F − x24 24 199 F 199 x y 24 24 + − − − F F F F lx21 ly ly lx21 21 21 =0 = 258 258 0 = = 0 0 ⟺
Đường kính các đoạn trục
Theo bảng 10.5 tài liệu (II) với d 2 = 35 mm ⟹ [ σ ] = 56 Mpa
Mômen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài các trục
Đ ường kính các đoạn trục
Tiết diện 22 (bánh răng 2) d 22 = √ 3 0 , M 1 22 td [ σ ] = √ 3 161081 0 ,1 56 ,6 = 30,64 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 22 = 34 mm
Tiết diện 23 (bánh răng 5) d 23 = √ 3 0 ,1 M 23 td [ σ ] = √ 3 2779924 0 ,1 56 , 7 = 36,84 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 23 = 40 mm
Tiết diện 24 (bánh răng 4) d 24 = √ 3 0 , M 1 24 td [ σ ] = √ 3 161081 0 ,1 56 ,1 = 30,64 mm.
Do tính chất đối xứng của bánh răng 2 và 4 nên theo tiêu chuẩn ta chọn d 24= 34 mm
Do momen uốn và momen xoắn bằng 0 nên ta chọn d 20 = d 21 = 30 mm cho phù hợp với chỗ lắp bánh răng 2 và 4
Tìm phản lực tại các gối đỡ:
Với phương trình cân bằng lực như sau:
{ ∑ M X/ ∑ ∑ B ∑ = M F 0 F Y Y ⟺− /B = X = =0 0 0 ⟺ F ⟺− ⟺− x F 90 x − − F F F x lx30 F 32 ly y32 30 129 + − F 129 F x32 + y32 F −F + lx + F 31 F ly lx31 258 31 ly =0 31 258 = = 0 0 = 0 ⟺
Đường kính các đoạn trục
Theo bảng 10.5 tài liệu (II) với d 3 = 45 mm ⟹ [ σ ] = 50 Mpa
Mômen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài các trục
Đ ường kính các đoạn trục
Tiết diện 30, 31 ( ổ lăn 0 và 1) d 30 = d 31¿√ 3 0 , M 1 30 td [ σ ] = √ 3 349615 0 , 1 50 , 37 = 41,19 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 30 = d 31 = 45 mm
Tiết diện 33 (Đĩa xích) d 33 =¿√ 3 0 , M 1 33 td [ σ ] = √ 3 159407 0 , 1 50 = 31,7 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 33 = 40 mm
Tiết diện 32 (bánh răng 6) d 32 ¿ √ 3 0 , M 1 32 td [ σ ] = √ 3 356923 0 ,1 50 = 41,48mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 32= 50 mm
3.4 Tính kiểm nghiệm độ bền trục
√ S σj 2 + S τj 2 = ≥ [ s ] (CT 10.19/T.195, tài liệu (II))Với :
[ s ]:hệ sồ an toàn cho phép Thông thường [ s ]=1,5…2.5 ( khi tăng độ cứng [ s ]=2,5…3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).
s σj , s τj hệ số an toàn khi xét ứng suất pháp, ứng suất tiếp s σj = K σ −1 σdj σ aj +Ψ σ σ mj (CT [P196] tài liệu (II)) s τj = K τ −1 τdj τ aj +Ψ τ τ mj (CT [P196] tài liệu (II))
Trong đó: σ −1, τ −1 :Giới hạn mỏi của vật liệu tinh theo công thức
σ −1= 0,436 σ b = 261,6 (MPa); τ −1 =0 , 58 σ −1 = 152,4(MPa): đối với thép cacbon
σ b = 600( MPa): giới hạn bền của thép 45 thường hóa
σ aj , σ mj , τ aj , τ mj : Trị số biên độ và giá trị trung bình của ứng suất σ mj = 0 ; σ aj = σ maxj =M j
W j (CT10.22/T196, tài liệu (II)) τ mj =¿ τ aj = τ maxj /2= T j
2W oj (CT10.23/T196, tài liệu (II) Với : Wj và Woj – là momen cản uốn và cản xoắn tại tiết diện j
Bảng3.1 mô men cản uốn và cản xoắn đối với các tiết diện tính theo Bảng 10.6, tài liệu(II)
Trục Tiết diện Đường kính B h t 1 W W 0
Bảng 3.2 trị số biên độ và giá trị trung bình của các ứng xuất
- Hệ số ψ σ , ψ τ xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu tra ở bảng 10.7, tài liệu (II)
- K σdj và K τdj −¿hệ số, xác định theo công thức sau:
- Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt (tra bảng 10.8/ T.197 tài liệ(II))
- Ky – hệ số tăng bề mặt trục (tra bảng 10.9,/T.197, tài liệu (II))
- ε σ ; ε τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi (tra bảng 10.10/T.198, tài liệu (II))
- K σ và K τ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn (tra bảng 10.12/ T.199, tài liệu (II)).
- Tại các bề mặt lắp có độ dôi thì tỉ số K ε σ σ và K ε τ τ tra trực tiếp từ bảng 10.11/T.198, tài liệu (II))
- Khi tính toán so sánh các giá trị K σ / ε σ với nhau, K τ / ε τ với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính
Bảng 3.3 các thông số tra được
Trục Tiết diện Đường kính Ψ σ Ψ τ K x K y ε σ ε τ K σ K τ
Bảng 3.4 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của trục
Trục Tiết diện Đường kính
Kết quả cho thấy cả ba trục đều thỏa điều kiện về độ bền mỏi 3.5 Chọn và kiểm nghiệm then
- Điều kiện bền dập: σ d = 2T d l t ( h−t 1) ≤ [ σ d ] (CT 9.1/T.173,tài liệu (II))
- Điều kiện bền cắt: τ c = 2T d l t b≤ [ τ c ] (CT 9.2/T.173, tài liệu (II)) Trong đó:
- σ d và τ c - Ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán.
- b×h – kích thước tiết diện then
Chiều dài then (lt) được tính theo công thức lt = (0.8…0.9) × lm, theo tiêu chuẩn bảng 9.1a/T.173 trong tài liệu (II) Theo bảng 9.5/T.178, ứng suất dập cho phép là [σd] = 150 MPa, trong khi ứng suất cắt cho phép nằm trong khoảng [τc] = 60 - 90 MPa.
Bảng 3.5 Kết quả tính kiểm nghiệm then đối với tiết diện cảu ba trục
Trục Tiết diện Đường kính l t B h t 1 T σ d τ c
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt
Chọn và kiểm nghiệm then
Đường kính trục tại ổ d 11=d 10 %mm
Số vòng quay n 1 20 vg / ph
Thời gian làm việc của ổ: L h $332(h)( bằng thời gian phục vụ của máy)
Lực dọc trục tác dụng lên ổ: Lực dọc trục F a 1, F a 3 triệt tiêu lẫn nhau
F lr = 0 ¿ 0,3, nên ta chọn ổ bị đỡ một dãy
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ lăn tại A và D
Ta có F lrD < F lrA , nên tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn ( ổ tại A) Theo công thức 11.3/214 tài liệu (II), với ∑ F a = 0,tải trọng quy ước:
x = 1, Y = 0: Đối với ổ chịu lực hướng tâm
Theo công thức 11.12/219 tài liệu (II), tải trọng động tương đương:
TÍNH TOÁN Ổ LĂN
Tính chọn ổ lăn
Đường kính trục tại ổ d 11=d 10 %mm
Số vòng quay n 1 20 vg / ph
Thời gian làm việc của ổ: L h $332(h)( bằng thời gian phục vụ của máy)
Lực dọc trục tác dụng lên ổ: Lực dọc trục F a 1, F a 3 triệt tiêu lẫn nhau
F lr = 0 ¿ 0,3, nên ta chọn ổ bị đỡ một dãy
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ lăn tại A và D
Ta có F lrD < F lrA , nên tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn ( ổ tại A) Theo công thức 11.3/214 tài liệu (II), với ∑ F a = 0,tải trọng quy ước:
x = 1, Y = 0: Đối với ổ chịu lực hướng tâm
Theo công thức 11.12/219 tài liệu (II), tải trọng động tương đương:
Theo công thức 11.1/213 tài liệu (II), khả năng tải trọng động
10 6 = 2073,08 triệu vòng Với d = 25 mm, C d =7,94kN ta chọn ổ cở trung 305 (Tra P2.7/255) tài liệu (II)
Bảng 4.1: Thông số ổ bi đỡ một dãy cở trung 305 trục I
Ký hiệu ổ d mm D,mm B,mm C,kN C 0 , kN
Kiểm tra khả năng tải tỉnh của ổ theo công thức 11.19/221 tài liệu (II):
X 0 =0.6 ( Tra bảng 11.6/221 tài liệu (II))
Chọn giá trị lớn nhất của Q 00,8N
Vậy Q 0=0,81kN