Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

MỞ ĐẦU 5 PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 6 I.Chọn động cơ: 6 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : 6 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : 6 1.3. Chọn động cơ. 7 II. Phân phối tỷ số truyền. 7 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 7 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : 7 III. Xác định các thông số trên các trục : 7 3.1 Số vòng quay. 7 3.2 Công suất trên các trục 8 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. 8 3.4 Bảng thông số động học. 8 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 9 I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH 9 1.1Chọn loại xích. 9 1.2.Chọn số răng đĩa xích. 9 1.3.Xác định bước xích p. 9 1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. 10 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. 11 1.6 Xác định thông số của đĩa xích 11 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục 12 1.8.Các thông số của bộ truyền xích : 12 II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG. 13 2.1. Chọn vật liệu bánh răng: 13 2.2.Xác định ứng suất cho phép 13 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phépσH và ứng suất uốn cho phép σF 13 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải 15 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. 15 2.4 Xác định các thông số ăn khớp. 16 2.4.1.Xác định môđun pháp m: 16 2.4.2.Xác định số răng. 16 2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học 16 2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng. 17 2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 17 2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . 18 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng: 19 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 20 III. CHỌN KHỚP NỐI 21 3.1. Mô men xoắn cần truyền. 21 3.2. Chọn vật liệu: 21 3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: 22 3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 22 3.5. Lực tác dụng lên trục. 22 IV. TÍNH TRỤC 22 4.1. Tính sơ bộ đường kính trục 22 4.1.1. Chọn vật liệu. 22 4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục 22 4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng 23 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 23 4.3.1. Với trục I 23 4.3.2. Với trục II 23 4.4. Sơ đồ lực chung 25 4.5 Tính thiết kế trục 25 4.5.1. Tính sơ bộ trục I 25 4.5.2.Tính chi tiết trục II 26 4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi. 28 V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 31 5.1. Chọn ổ lăn cho trục I 31 5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 31 5.2.1.Chọn loại ổ lăn 31 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn 31 5.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn. 32 5.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 32 5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 32 PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP 33 I.VỎ HỘP 33 1.1Tính kết cấu của vỏ hộp 33 1.2 Kết cấu nắp hộp 33 II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 35 2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động 35 2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót 36 2.2.1 Nắp ổ 36 Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn 36 2.2.2 Cốc lót 36 2.3.Cửa thăm 36 2.4.Nút thông hơi 37 2.5.Nút tháo dầu 38 2.6.Kiểm tra mức dầu 38 2.7.Chốt định vị. 38 2.8.Ống lót và lắp ổ 39 2.9.Bulông vòng 39 III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 40 3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc 40 3.2.Bôi trơn ngoài hộp 40 3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp 40 IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI 40 TÀI LIỆU THAM KHẢO 42

MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương

trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này

Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:

_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc

_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc

_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục

_ Cách xác định thông số của then

_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan

_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh

_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia

truyền động

Mục Lục

MỞ ĐẦU ! 5

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC 6

I.Chọn động cơ: 6

1.1 Xác định công suất đặt trên trục động cơ : 6

1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : 6

1.3 Chọn động cơ 7

II Phân phối tỷ số truyền 7

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 7

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : 7

III Xác định các thông số trên các trục : 7

3.1 Số vòng quay 7

3.2 Công suất trên các trục 8

3.3 Tính momen xoắn trên các trục 8

3.4 Bảng thông số động học 8

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 9

I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH 9

1.1Chọn loại xích 9

1.2.Chọn số răng đĩa xích 9

1.3.Xác định bước xích p 9

1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 10

1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích 11

1.6 Xác định thông số của đĩa xích 11

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục 12

1.8.Các thông số của bộ truyền xích : 12

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG 13

2.1 Chọn vật liệu bánh răng: 13

2.2.Xác định ứng suất cho phép 13

2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ] 13

2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải 15

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 16

2.4.1.Xác định môđun pháp m: 16

2.4.2.Xác định số răng 16

2.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học 16

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 17

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

2.6 2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 18

2.7 Các thông số hình học của cặp bánh răng: 19

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 20

III CHỌN KHỚP NỐI 21

3.1 Mô men xoắn cần truyền 21

3.2 Chọn vật liệu: 21

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: 22

3.4 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 22

3.5 Lực tác dụng lên trục 22

IV TÍNH TRỤC 22

4.1 Tính sơ bộ đường kính trục 22

4.1.1 Chọn vật liệu 22

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục 22

4.2 Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng 23

4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 23

4.3.1 Với trục I 23

4.3.2 Với trục II 23

4.4 Sơ đồ lực chung 25

4.5 Tính thiết kế trục 25

4.5.1 Tính sơ bộ trục I 25

4.5.2.Tính chi tiết trục II 26

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi 28

V TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 31

5.1 Chọn ổ lăn cho trục I 31

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 31

5.2.1.Chọn loại ổ lăn 31

5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn 31

5.2.3 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn 32

5.2.4 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 32

5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 32

PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP 33

I.VỎ HỘP 33

1.1Tính kết cấu của vỏ hộp 33

1.2 Kết cấu nắp hộp 33

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 35

2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động 35

2.2 Kết cấu nắp ổ và cốc lót 36

2.2.1 Nắp ổ 36

Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn 36

2.2.2 Cốc lót 36

2.3.Cửa thăm 36

2.4.Nút thông hơi 37

2.5.Nút tháo dầu 38

2.6.Kiểm tra mức dầu 38

2.7.Chốt định vị 38

2.8.Ống lót và lắp ổ 39

2.9.Bulông vòng 39

III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 40

3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc 40

3.2.Bôi trơn ngoài hộp 40

3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp 40

IV BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI 40

TÀI LIỆU THAM KHẢO 42

Hà Nội ,ngày 11 tháng 3 năm 2011

Sinh viên

Nguyễn Hữu Hoàng Anh

Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).

 : là hiệu suất truyền động :

Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :

= 0,90 Hiệu suất bộ truyền xích để hở

= 0,99 Hiệu suất khớp nối

= 0,99 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín

= 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín

Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112M8Y3 ,

II Phân phối tỷ số truyền.

2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :

Chọn tỷ số của bộ truyền trong : Ubr = 5

Số vòng quay trên trục công tác: n = = =20.372 (vòng/phút)

3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct =3.68 (KW)

Công suất trên trục II: P2= =

=4.1301 (KW)

Công suất trên trục I: P1= = =4.3456 (KW).

Công suất thực của trục động cơ: (KW)

3.3 Tính momen xoắn trên các trục.

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=4,1301KW

+kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:

n01=200 (vòng/phút)  kn=n01/n1=800/716 = 1,117

+ kz:Là hệ số răng : kz =

+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:

k đ: hệ số tải trọng động Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1,2

k 0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xíchtrùng với phương ngang Nên k0 = 1

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn

a = 38.p; suy ra ka = 1.

k đc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trongcác đĩa xích Nên kđc = 1

k bt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi

trơn đạt yêu cầu nên chọn k bt =1

k c : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)

công suất cho phép : [P]=13,5 kW

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=13,5 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - a= 755,065 – 2,265 = 7765,058 (mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

i =  imax=35 (bảng 5.9)

1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu vađập khi vận hành)

Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 2m6 4,772 = 59,15 N

F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6 0765,058 = 39,027 N

(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)

Do đó

 S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10)

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

1.6 Xác định thông số của đĩa xích

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [sH1]=600Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.716.19,053.1 = 6,43N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 )

Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lănmột dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

sH1 <[sH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởngcủa số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =105) Ta có:

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

Y – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)

N HE1 = 114 10 7 > N HO1 = 17,1 10 6 Suy ra KHL1 = 1

N HE2 = 38 10 7 > N HO2 = 13,9 10 6 Suy ra KHL2 = 1

N FE1 = 114 10 7 > N FO1 = 9,99 10 6 Suy ra KFL1 = 1

N FE2 = 38 10 7 > N FO2 = 8,83 10 6 Suy ra KFL2 = 1

Theo công thức (6.15a):

là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 57961,56 (N.mm)

- ứng suất tiếp xúc cho phép = 481,81 ( MPa)

Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

Sai lệchtỷ số truyền U =

Vì U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn

Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)

2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Công thức 6.33:

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

Tra bảng 6.12 :

= 1,76

Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng

Khi đó theo công thức (6.36c):

và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

Thay vào ta được:

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

=481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa)

Ta thấy H< do vậy bánh răng đủ bền

2.6 2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức :

trong đó

(hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớpngang)

(hệ số kể đến độ nghiêng của răng)

- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

- hệ số quá tải :

Ứng suất uốn cực đại

2.7 Các thông số hình học của cặp bánh răng:

-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (35,7+178,54)/2= 107,12 (mm)

-Đường kính chân răng : df1 = d1–2,5.m=38- 2,5.2 = 33 (mm).

df2 = d2 - 2,5.m=190-2,5.2 =185(mm)

2.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Thông số Kí hiệu Giá trị

ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 125 N.m

Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối 38 mm

Đường kính vòng tâm chốt D0 90 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 mm

Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm

Đườgn kính của chốt đàn hồi dc 14 mm

3.2 Chọn vật liệu:

Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồibằng caosu

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

3.3 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

d1 = =26,8(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d1 =35(mm)

Chọn sơ bộ đường kính trục là:

-Chọn d1sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=21mm

-Chọn d2sb=40mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=23mm

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm

+Với d1sb=35 mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d12=40mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d10=d11=35mm

-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=30mm

rmin=0,25 mm

rmax=0,4 mm

Chiều dài then bằng : lt=0,8 lm22= 0,8.73,5 = 58,5 mm

4.5.2.Tính chi tiết trục II

Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện.

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

a Tại tiết diện 2-2

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm22=40mm

Với then làm bằng thép, tải va đập êm ta chọn được

Công thức (9.1) ta có:

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):

b Tại tiết diện 23

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm23=36mm

Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được

Công thức (9.1) ta có:

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: ,

và theo bảng 10.7 ta có:

,

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng ta

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguyhiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kếđảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điềukiện sau:

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5

ss , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suấttiếp, được tính theo công thức sau:

;

Trong đó : s-1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng sa, avà sm,

m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên

then Lắpcăng Rãnhthen Lắpcăng

Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất chọn ổ bi đỡ 1 dãy.Chọn kết cấu

ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm

Tra phụ lục 2.7/254 với ổ cỡ nhẹ, hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 205, có các thông

5.2.3 Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.

Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.Fa0 ) kt kd =(1.1.1022,44+0.0).1.1,3=

=1329,172 N

Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.Fa1 ) kt kd =(1.1.1386,72+ 0).1,3=

= 1802,73 N

Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 1802,73 N

5.2.4 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có:

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 11000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.10-6 = 11000 716 60 10-6 = 472,56 (triệu vòng)

Q = 1802,73 N

Cd = 1802,73 = 14041,59 N= 14,04kN < C = 22 kN

Thoả mãn điều kiện tải động

5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 306 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh cócác thông số sau :

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Chiều dày: Thân hộp, 

Nắp hộp, 1  = 0,03.a + 3 = 0,03.114 + 3 7 mm > 6mm1 = 0,9  = 0,9 7=6,3 mm, chọn 1 =7 mmGân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8  1) = 5,6  7, chọn e = 7 mm

h < 5. = 35 mm, chọn h= 30 mmKhoảng 2o

Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5

d4 = (0,6  0,7)d2=(0,6  0,7)10 = 6,0-7,0(mm)Chọn d4 = 6mm và chọn vít M6

d5 =( 0,5  0,6)d2=( 0,5  0,6)10= 5,0-6,0(mm)Chọn d5 = 5mm và chọn vít M5

S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1)14 = 12,6-14(mm)Chọn S4 = 14mm

(R2 = 1,3 d2 = 1,3 10=13 mm)

k  1,2.d2 =12  k = 14 mmh: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặttựa

K1  3.d1  3.14 = 42 mm

q = K1 + 2 = 42 + 2.7 = 56 mm;

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

1 = (3…5)  = (3…5).7 = 21…35 mmChọn 1 = 25 [mm]

rộng của hộp.

II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC

2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động