Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 1

MỤC LỤC MỤC LỤC........................................................................................................... 1 LỜI NÓI ĐẦU .................................................................................................... 3 CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ..................................... 4 1.1. Chọn động cơ điện ....................................................................................... 4 1.1.1. Chọn kiểu động cơ .................................................................................... 4 1.1.2. Xác định công suất động cơ ...................................................................... 4 1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ ...................................................... 5 1.1.4. Chọn động cơ thực tế ................................................................................ 5 1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ ..................... 5 1.2. Phân phối tỷ số truyền.................................................................................. 5 1.2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc ................................. 6 1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc ........................................ 6 1.2.3. Tính toán các thông số trên trục................................................................ 6 CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG............................ 7 2.1. Thiết kế bộ truyền đai................................................................................... 7 2.1.1. Chọn loại đai ............................................................................................. 7 2.1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai .......................................... 7 2.1.3. Xác định số đai.......................................................................................... 9 2.1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.............................................. 10 2.1.5. Bảng kết quả tính toán............................................................................. 11 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng ..................................................................... 11 2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo............................................................................... 11 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép .................................................................... 12 2.2.3. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng) ..... 15 2.2.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng........................................... 20 2.2.5. Kiểm tra sai số vận tốc............................................................................ 28 2.2.6. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ..................................................................... 28 CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI......................................... 29 3.1. Chọn vật liệu .............................................................................................. 29 3.2. Tải trọng tác dụng lên trục ......................................................................... 29 3.2.1. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng................................................ 29 3.2.2. Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối................................................. 29 3.3. Tính toán thiết kế trục ................................................................................ 29 3.3.1. Tính sơ bộ trục ........................................................................................ 29 3.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.......................... 29 3.3.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.................................... 30 3.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi .................................................... 35 3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh............................................................ 39 3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ cứng................................................................. 39 3.4. Tính chọn ổ lăn........................................................................................... 41 3.4.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1....................................................................... 41 3.4.2. Chọn ổ cho trục 2 .................................................................................... 43 3.4.3. Chọn ổ cho trục 3 .................................................................................... 45 CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP..................................................................................... 47 4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp............................................................ 47 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân ................................................................ 47 4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ........................................... 47 4.1.3. Một số chi tiết phụ................................................................................... 48 4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc................................................. 50 KẾT LUẬN ....................................................................................................... 52

1

MỤC LỤC 1

LỜI NÓI ĐẦU 3

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 4

1.1 Chọn động cơ điện 4

1.1.1 Chọn kiểu động cơ 4

1.1.2 Xác định công suất động cơ 4

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ 5

1.1.4 Chọn động cơ thực tế 5

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 5

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

1.2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 6

1.2.2 Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc 6

1.2.3 Tính toán các thông số trên trục 6

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 7

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 7

2.1.1 Chọn loại đai 7

2.1.2 Các kích thước và thông số của bộ truyền đai 7

2.1.3 Xác định số đai 9

2.1.4 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 10

2.1.5 Bảng kết quả tính toán 11

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11

2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo 11

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 12

2.2.3 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng) 15

2.2.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 20

2.2.5 Kiểm tra sai số vận tốc 28

2.2.6 Kiểm tra điều kiện bôi trơn 28

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 29

3.1 Chọn vật liệu 29

3.2 Tải trọng tác dụng lên trục 29

3.2.1 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng 29

3.2.2 Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối 29

3.3 Tính toán thiết kế trục 29

3.3.1 Tính sơ bộ trục 29

3.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 29

3.3.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 30

3.3.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 35

3.3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 39

3.3.6 Kiểm nghiệm trục về độ cứng 39

3.4 Tính chọn ổ lăn 41

3.4.1 Tính chọn ổ lăn cho trục 1 41

3.4.2 Chọn ổ cho trục 2 43

3.4.3 Chọn ổ cho trục 3 45

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 47

4.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 47

4.1.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân 47

4.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp 47

4.1.3 Một số chi tiết phụ 48

4.1.4 Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc 50

KẾT LUẬN 52

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 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 kiến thức đã học trong các môn Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật, 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 hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bảnh răng, ổ lăn, Thêm vào đó trong quá trình thực hiện sinh vieenc ó thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ Autocad, điều rát cần thiết với một kỹ sư cơ khí

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 các bạn để đồ án này được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cám ơn!

Ngày 28/02/2017 Sinh viên thực hiện

Đào Thanh Tuyển

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu động cơ

Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc

1.1.2 Xác định công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức:

Pct = Pt /η trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW

Pt – công suất trên trục máy công tác, kW

d: hiệu suất của bộ truyền xích: d= 0,96

k: hiệu suất của khớp nối: k= 1

Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống ut: ut = uh.ud

với: uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ hai cấp

ud – tỷ số truyền của bộ tuyền đai

tra bảng 2.4 [1] ta chọn như sau: uh = 10 ud = 3

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn:

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống:

1.2.1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc

Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ung  ud

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

2.1.1 Chọn loại đai

Chọn tiết diện đai hình thang thường

Ta có: PIII = 4,38 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động

n3 = 267,73 (v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động

u = 3 – tỷ số truyền của bộ truyền đai

 0,02- hệ số trượt của bộ truyền đai

Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các thông số:

Kí

hiệu

Kích thước tiết diện (mm)

Diện tích tiết diện A (mm2)

Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)

Chiều dài giới hạn l (mm)

(thỏa mãn điều kiện chọn a)

Chiều dài đai (l):

a

4

    



Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

2.1.4 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng đai được xác định theo công thức:

F0 780P KIII d Fv

v.C z

trong đó: Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra

Fv = qmv2 trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 qm = 0,3

v – vận tốc vòng, m/s

PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW

2 0

o 1

cường độ làm việc của bánh răng nhỏ nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15 đơn vị  ta chọn HB2 = 230

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

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất

Ys 1,08 0,0695.ln(m)

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

vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy:

SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2[1] ta được SH = 1,1

SF – hệ số an toàn khi tính về uốn, tra bảng 6.2[1] ta được SF = 1,75

KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1

chiều nên KFC = 1

KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và

chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức:

H F

N

NHO2 30H2,4HB2 30.2302,4 1,39.107

NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.106

NFO1 NFO2 4.106

NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ

truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có:

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta có:

2.2.3 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)

a) Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài

Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc, công thức có dạng:

Kbe – hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,3

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265

T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm)

[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 481,82 (MPa)

Do đó:

e

R 50 3, 47 1 15419, 27.1, 265 / [(1 0,3).0,3.3, 47.481,82 ] 87,88 Hoặc de1 = 48,67

b) Xác định các thông số ăn khớp

 Vì là bánh răng côn răng thẳng, tra bảng 6.22[1] ta có: Z1p = 17

Độ rắn mặt răng ≤ HB350 nên Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 ta lấy 27

Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền: u = 94/27 = 3,48

Góc côn chia:  1 arctg(Z / Z )1 2 arctg(27 / 94) 16,026 = 16o1’33’’  2 90o   1 90o 16 1'33''o 73 58'27 ''o

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn điều kiện sau:

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,

tra bảng 6.12[1] ta được ZH = 1,76 (khi x1 = x2 = 0)

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định như sau:

Z  (4 ) / 3 với   [1,88 3,2(1/ Z 11/ Z )].cos2 m

[1,88 3,2(1 / 27 1 / 94).cos0=1,73  

Do đó: Z  (4 1,73) / 3 0,87

KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, KH KH.K KH Hv

với: KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265

KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có KHα = 1 với bánh răng côn răng thẳng

KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động

Yβ = 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1, YF2 – hệ số dạng răng, YF1 = 4,08; YF2 = 3,61

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, KF = KFβ.KFα.KFv

với KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KFβ= 1,23

KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1

KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức:

F m1 FV

g v d (u 1) / u.b.dbd

Vậy răng đảm bảo điều kiện về độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kq t = mm

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

f) Kích thước hình học của bộ truyền

Góc côn chia δ δ1 = 16; δ2 = 74

Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 8,8; hae2 = 8,8 Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = hfe2 = 4,4

dae2 = 192,85

2.2.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a) Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

[H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [H]=481,82 (MPa)

U2 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u2 = 3,1

ba- hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được ba=0,4

KH- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc

vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số bd,

ta lấy số răng bánh răng lớn: Z4 = 90

 tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là :

cos Z m cos/ (2a ) 119.2.cos 20 / (2.116) 0,964

o o tw2 15, 42 15 25'

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :

 H Z Z ZM H  2T K (u2 H t 2 1)(b u d )w2 t 2 2w3

46, 4.3,1.56,6 =425,5 (MPa)<[ ] 481,82(MPa)



  

 

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng

không được vượt quá một giá trị cho phép



 thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng

e) Kiểm nghiệm điều kiện quá tải

Ta có: Kqt Tmax / T = 1,3

trong đó:

Kqt – hệ số quá tải

Tmax – momen xoắn quá tải

T - momen xoắn danh nghĩa

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một quá trị cho phép tức là :

H max  H Kqt  [ H max]

H max 425,5 1,3485,15 1260 (MPa)

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép tức là:

F max  F.Kqt  [ F max]

F1max 73,3.1,3 95,29 464 (MPa)

F2 max 69,6.1,3 90,48 360 (MPa) 

 Thoả mãn điều kiện quá tải

f) Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền

 Đường kính vòng chia:

2.2.5 Kiểm tra sai số vận tốc

Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức:

2.2.6 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Công thức kiểm tra:

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.2.2 Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối

Lực tác dụng từ bộ truyền đai: Fr = 1799 (N) gồm 2 thành phần như sau: Frx = 1272(N); Fry = 1272 (N)

3.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Từ đường kính d ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn, theo bảng 10.2

Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lắp trên trục 2: lm22 = 40 (mm) Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lắp trên trục 3: lm32 = 55

Chiều dài may ơ bánh đai lắp trên trục 3: lm33 = 55 (mm)

Chiều dài may ơ bánh răng côn lắp trên trục 1: lm13 = 35 (mm) Chiều dài may ơ bánh răng côn lắp trên trục 2: lm23 = 40 (mm) Chiều dài may ơ nửa khớp nối: lm12 = 50 (mm)

Khoảng côn xôn trên trục 1: lc12 = 63,5 (mm)

Khoảng côn xôn trên trục 3: lc33 = 69 (mm)

Chiều rộng vành bánh răng côn trên trục 1: b13 = 26,364 (mm) k1 = 10; k2 = 10; k3 = 15; hn = 15

x

51663,92

3.3.4 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:

trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, chọn [s]=2

sσj và sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

1 aj 1 aj

s K

Trên trục I: tiết diện 13, tiết diện lắp ổ lăn 11

Trên trục II: tiết diện 22, tiết diện 23

Trên trục III: tiết diện 32, tiết diện lắp đĩa xích 33,

tiết diện lắp ổ lăn 31

Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh vít, bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then

Momnen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục I: Tại tiết diện 13: có d13 =20 (mm),

Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục II:

Tiết diện 22: có d22 = 35 (mm), có rãnh then nên ta có:

(mm3) σa τm =τa

các giá trị hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện

về độ bền mỏi

3.3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (như khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Điều kiện kiểm tra độ bền tĩnh:

với σch – giới hạn chảy của vật liệu chế tạo trục nhỏ nhất là σch = 100 (MPa)

Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại

các tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Ta có bảng giá trị và kết quả tính toán:

các ổ, cũng như độ chính xác của cơ cấu

a) Độ cứng võng

Khi độ võng f quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay θ quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ, vì vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn sẽ là: f ≤ [f]

θ ≤ [θ]

trong đó: [f] – độ võng cho phép

[θ] – góc xoay cho phép, [θ] = 0,005 rad

f1 = 0,018 < [f1] = 0,02; f2 = 0,0231 < [f2] = 0,0315; f3 = 0,024 < [f3] = 0,0315 Góc xoay luôn nhỏ hơn góc xoay cho phép

Do đó các trục đảm bảo độ cứng võng

b) Độ cứng xoắn

Độ cứng xoắn có ý nghĩa quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng, vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo và nhiều tác hại khác, vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn

Bảng kết quả tính toán:

Kết luận: các tiết diện trên các trục đảm bảo độ cứng xoắn

Vậy các trục trong hộp giảm tốc đảm bảo đủ độ cứng

Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 25 (mm) ta chọn ổ đũa trụ ngắn

đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2305 với các thông số như sau:

Đường kính trong của ổ: d = 25 (mm)

Đường kính ngoài của ổ: D = 62 (mm)

Khả năng tải động: C = 22,6 (kN)

Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 14,3 (kN)

a) Chọn ổ theo khả năng tải động

Khả năng tải động C được tính theo công thức: d

C d Q.m L

trong đó:

Q – tải trọng quy ước, kN

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên

Fr1 và F - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN 1

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1

kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1

k - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta được d k =1 d

X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, ta

có: iF /a C0 1.0,0748 / 14,3 0,005  e 0,19

F a /VF r10,0748 / (1.1,535) 0,05e

tra bảng 11.4 ta được X = 1, Y = 0

 Q (1.1.1,535 0.0,0748).1.1 1,535 (kN) 