ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ CÓ TỐC ĐỘ THAY ĐỔI

Dành cho các bạn sinh viên ngành Cơ Khí đang làm đồ án chuyên ngành, đồ án 2, các bạn học cơ khí Thiết Kế. Có thể dựa theo khung sườn để tính toán và thiết kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí. Trong file có đầy đủ và chi tiết từng bước tính toán và thiết kế.

Động cơ điện

Động cơ điện một chiều

Kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp cùng với hệ thống động cơ - máy phát sử dụng dòng điện kích từ điều chỉnh, cho phép điều chỉnh moment và vận tốc góc trong một phạm vi rộng.

Tỷ số truyền từ 3:1 đến 4:1 cho động cơ điện một chiều và 100:1 cho động cơ - máy phát giúp đảm bảo động cơ hoạt động êm ái, dễ dàng hãm và đảo chiều Vì lý do này, chúng thường được sử dụng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển điện, như thang máy và máy trục.

Động cơ điện một chiều có nhược điểm là giá thành cao và khó tìm kiếm, đặc biệt là loại động cơ này yêu cầu đầu tư thêm vốn để lắp đặt các thiết bị chỉnh lưu.

Động cơ điện xoay chiều

Bao gồm 2 loại: một pha và ba pha

Động cơ một pha có công suất nhỏ, phù hợp với mạng điện chiếu sáng, rất tiện lợi cho các dụng cụ gia đình, mặc dù hiệu suất không cao.

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm hai loại: đồng bộ và không đồng bộ

- Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được

Động cơ ba pha đồng bộ có hiệu suất và hệ số cosυ cao hơn so với động cơ ba pha không đồng bộ, đồng thời có khả năng chịu quá tải lớn Tuy nhiên, nhược điểm của nó là thiết bị phức tạp và chi phí cao do cần thiết bị phụ để khởi động Do đó, động cơ ba pha đồng bộ thường được sử dụng trong những ứng dụng mà hiệu suất và hệ số cosυ là yếu tố quyết định, cũng như khi cần đảm bảo tốc độ góc ổn định.

- Động cơ ba pha không đòng bộ có hai kiểu: rôto giây quấn và rôto ngắn mạch

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc trong khoảng 5%, mang lại lợi ích với dòng điện mở máy nhỏ Tuy nhiên, hệ số công suất cosφ thấp, giá thành cao và kích thước lớn khiến việc vận hành trở nên phức tạp Loại động cơ này thích hợp khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp nhằm tìm ra vận tốc tối ưu cho dây chuyền công nghệ và được lắp đặt một cách hiệu quả.

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch nổi bật với kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản và làm việc tin cậy, có khả năng kết nối trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện Tuy nhiên, nhược điểm của loại động cơ này là hiệu suất và hệ số công suất thấp hơn so với động cơ ba pha đồng bộ.

Ƣu nhƣợc điểm của bộ truyền ngoài

Bộ truyền đai

- Bộ truyền đai có kềt cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành thấp

- Nhờ vào độ dẻo của đai nên bộ truyền làm việc êm, không gây ồn và có thể truyền động với vận tốc lớn

- Do có sự trượt giữa dây đai và bánh đai nên khi quá tải đột ngột cũng không gây ra hư hỏng cho các chi tiết của bộ truyền

- Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục xa nhau và giữa các trục được bố trí thích hợp trong không gian

- Kích thước bộ tuyền đai lớn so với các bộ truyền khác: xích, bánh răng

- Tỉ số truyền thay đổi do hiện tượng trượt trơn giữa đai và bánh đai (ngoại trừ đai răng)

- Do phải có lực căng đai ban đầu nên tạo áp lực phụ lên trục và gối đỡ

- Tuổi thọ của bộ truyền tương đối thấp, đặc biết là khi làm việc với vận tốc cao

- Dây đai dễ bị nhiễm điện và không chịu được môi trường có dầu mỡ

*Phạm vi sử dụng của bộ truyền đai:

Bộ truyền đai thường được sử dụng trong các máy đơn giản để truyền chuyển động giữa các trục xa nhau, đồng thời cũng đóng vai trò là cơ cấu an toàn giúp bảo vệ động cơ.

- Bộ truyền đai thường dùng truyền tải trọng từ nhỏ đến trung bình Tải trọng cực đại có thể đến

- Bộ truyền có thể làm việc với vân tốc nhỏ, đến trung bình Vận tốc thường dùng không nên quá

20 m/s, vận tốc lớn nhất có thể dùng là 30 m/s

Tỷ số truyền cho đai dẹt thường nằm trong khoảng từ 1 đến 3, trong khi đó, đai thang có tỷ số truyền từ 2 đến 6 Đối với bộ truyền đai dẹt, tỷ số truyền tối đa không nên vượt quá 5, còn bộ truyền đai thang không nên quá 10.

- Hiệu suất trung bình trong khoảng 0,92 đến 0,97.

Bộ truyền xích

- Truyền động giữa hai trục tương đối xa (Amax < 8 m)

- Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn

- Không có hiện tượng trượt (trượt đàn hồi, trượt trơn) như truyền động đai

- So với truyền động đai, khả năng tải và hiệu suất của truyền động xích cao hơn

- Lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn truyền động đai vì không cần căng xích với lực căng ban đầu

- Có thể cùng lúc truyền động đến nhiều trục bị dẫn

- Nhanh mòn bản lề và răng đĩa khi bôi trơn không tốt và môi trường làm việc nhiều bụi

- Con lăn có thể bị rỗ hoặc vỡ, các má xích có thể bị đứt vì mỏi

- Do có sự va đập khi vào khớp nên gây tiếng ồn khi làm việc, vì vậy không thích hợp với vận tốc cao

- Đòi hỏi chế tạo, lắp ráp và chăm sóc phức tạp hơn truyền động đai

- Vận tốc và tỉ số truyền tức thời không ổn định

*Phạm vi sử dụng của bộ truyền xích:

- Bộ truyền xích được dùng nhiều trong các máy nông nghiệp, máy vận chuyển, và trong tay máy

- Khi cần truyền chuyển động giữa các trục xa nhau, hoặc truyền chuyển động từ một trục đến nhiều trục

- Bộ truyền xích thường dùng truyền tải trọng từ nhỏ đến trung bình Tải trọng cực đại có thể đến

- Bộ truyền có thể làm việc với vận tốc nhỏ, đến trung bình Vận tốc thường dùng không nên quá

6 m/s Vận tốc lớn nhất có thể dùng 25 m/s, khi tỷ số truyền nhỏ hơn 3

- Tỷ số truyền thường dùng từ 1 đến 7 Tỷ số truyền tối đa không nên quá 15

- Hiệu suất trung bình trong khoảng 0,96 đến 0,98

Bộ truyền bánh răng

- Bộ truyền bánh răng có kích thước nhỏ gọn hơn các bộ truyền khác

- Bộ truyền bánh răng có khả năng tải cao hơn so với các bộ truyền khác, khi có cùng kích thước

- Tỷ số truyền không thay đổi, số vòng quay n 2 ổn định

- Hiệu suất truyền động cao hơn các bộ truyền khác

- Làm việc chắc chắn, tin cậy có tuổi bền cao

- Bộ truyền bánh răng yêu cầu gia công chính xác cao, cần phải có dao chuyên dùng vì vậy giá thành tương đối đắt

- Bộ truyền làm việc có nhiều tiếng ồn, nhất là khi vận tốc làm việc cao

- Khi sử dụng cần phải chắm sóc, bôi trơn đầy đủ

- Trong quá trình làm việc răng của bánh răng có thể bị hỏng ở mặt răng như tróc rỗ, mòn, dính hoặc hỏng ở chân răng như gẫy

- Răng có thể bị biến dạng dư, gẫy giòn lớp bề mặt, hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải

*Phạm vi sử dụng của bộ truyền bánh răng:

- Bộ truyền bánh răng được dùng nhiều nhất so với các bộ truyền khác ,nó được dùng trong tất cả các loại máy, trong mọi ngành kinh tế

- Bộ truyền bánh răng có thể truyền tải trọng từ rất nhỏ đến rất lớn Tải trọng cực đại có thể đến

- Bộ truyền có thể làm việc với vận tốc từ rất nhỏ, đến rất lớn Vận tốc lớn nhất có thể đến 200 m/s

- Tỷ số truyền thường dùng từ 1 đến 7 Tỷ số truyền tối đa cho một bộ truyền thông dụng không nên quá 12

- Hiệu suất trung bình trong khoảng 0,97 đến 0,99

Kết luận, việc chọn đai làm bộ truyền ngoài là hợp lý nhờ vào kết cấu đơn giản và dễ chế tạo Đai hoạt động êm ái, có khả năng chống quá tải và có thể truyền động với vận tốc lớn.

Hộp tốc độ

Hệ thống dẫn động cơ khí có tốc độ thay đổi là thiết bị trung gian giữa động cơ điện và bộ phận công tác, giúp điều chỉnh tốc độ vòng quay của động cơ điện phù hợp với yêu cầu sử dụng.

Hộp tốc độ được cấu tạo từ các bánh răng khớp nhau theo tỷ số truyền nhất định Khi nhận nguồn điện, thiết bị này tạo ra số vòng quay phù hợp với yêu cầu của người sử dụng.

- Loại hộp tốc độ này cấu tạo đơn giản dễ sử dụng , dễ sửa chữa và bảo dưỡng, lại giải nhiệt tốt nên có hiệu suất cao

Hộp số bánh răng giúp kết hợp quán tính, mang lại hệ thống có khả năng đáp ứng nhanh hơn Các ứng dụng yêu cầu dừng và khởi động nhanh sẽ đặc biệt hưởng lợi từ động cơ và lực quán tính của tải.

Sử dụng bánh răng giúp gia tăng mô men xoắn, giảm tốc độ và quán tính, từ đó cắt giảm chi phí hệ thống bằng cách cho phép sử dụng động cơ nhỏ hơn.

Hộp tốc độ này có hiệu suất cao nhưng cấu tạo không đẹp mắt, khá to và chiếm diện tích lớn

1.4 Ƣu nhƣợc điểm cơ cấu chấp hành:

- Tiếp xúc theo mặt nên vững chắc, chịu bền mỏi tốt, và có khả năng truyền lực lớn

- Cấu tạo khớp đơn giản, công nghệ chế tạo các loại khớp thấp tương đối hoàn thiện nên dễ đảm bảo việc chế tạo và lắp ráp chính xác

-Không cần các biện pháp bảo toàn như ở khớp cao

Kích thước động trong các khâu có thể được điều chỉnh linh hoạt bằng cách thay đổi khoảng cách giữa tâm các bản lề Tuy nhiên, điều này không khả thi đối với các cơ cấu có khớp cao.

- Việc thiết kế các cơ cấu này theo những điều kiện cho trước rất khó -> khó thực hiện chính xác bất kỳ qui luật chuyển động nào cho trước

- Thường được dùng trong các máy công nghiệp, các loại máy biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến

Hình 1 2 Sơ đồ hệ thống

TÍNH TOÁN CƠ CẤU CHẤP HÀNH

Ký hiệu Đơn vị Hệ số

P kW Công suất n vg/ph Số vòng quay η Hiệu suất

T N.mm Moment xoắn u Tỷ số truyền

2.1 Tính vận tốc, gia tốc và áp lực tại con trƣợt B (khâu 3)

Lực cản kỹ thuật tác dụng lên con trượt , F(N) : 400

Số hành trình kép của con trươt, n(hành trình kép/phút) :10

Hành trình làm việc của con trượt s(mm) : 350

Ta có: hành trình làm việc của con trượt là 350 mm nên ta chọn khâu dẫu AB có chiều dài là l AB = 175 mm

Ta có số hành trình kép của con trượt n 4 = 80 vòng/phút

= 8.377 rad/s Vận tốc tại điểm B: v B ω AB ×AB8.377×0.1751.466m/s

Hình 2.2 Họa đồ vận tốc

Theo họa đồ vận tốc ta có: v C = v B × cos45° = 1.466 × cos45° = 1.036 (m/s)

Chiều v C đúng như hình minh họa

Hình 2.3 Họa đồ gia tốc

Theo họa đồ gia tốc ta có: a C = a B × cos 45 o = 12.26 × cos 45 o =8.68 (m/s)

(Chiều a C đúng như hình minh họa)

Để xác định momen cân bằng, nhóm đã sử dụng phần mềm Solidworks để mô phỏng và nghiên cứu Các thông số hình học cho cơ cấu chấp hành đã được lựa chọn một cách cẩn thận.

Hình 2.4 Khối lượng cơ cấu

Vật liệu để chế tạo thanh trượt là thép hợp kim đúc

Dựa vào phần mềm Solidworks ta có khối lượng của thanh trượt là m 3 = 1540.35(Gr)

Vì khối lượng m 2 rất nhỏ so với m 3 nên ta không xét p qt2

Hình 2.5 Các nhóm cơ cấu

- Tách các khâu trong nhóm tĩnh định

Hình 2.7 Phản lực khâu 2 Để đảm bảo cân bằng tĩnh cho khâu 2 thì R 12 phải có phương nằm ngang và ngược chiều R 32

2.2.3 Áp lực khâu dẫn và momen cân bằng

Ta có m 1 = 798.44 (gr): khối lượng của thanh AB, vật liệu là thép hợp kim đúc (Ứng dụng phần mềm solidwork)

Hình 2.8 Phản lực khâu dẫn

+ h: chiều dài cánh tay đòn R 21

Sin45 0 =>h = Sin45 0 × = Sin45 0 × 0.175 = 0.124 (m) + k: chiều dài cánh tay đòn P 1

=> T cb = -48.731 (kN.m) Chiều ngược hình vẽ

2.3 Xác định đường kính chốt A

Hình 2.9 Phản lục khâu dẫn sau khi tính toán

Phương trình cân bằng lực : R Ax + R Ay + P 1 + R 21 = 0

+ = 482.589 (N/mm 2 ) : Giới hạn chảy của thép hợp kim đúc (Ứng dụng phần mềm solidwork) + s = 2÷3: Hệ số an toàn Chọn 3

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

3.1 Công suất cần thiết của động cơ

- Momen tải làm việc của hộp tốc độ : T lv

- Công suất làm việc của tải: P lv

- Hiệu suất chung của hệ thống ŋ = ŋđ × × = 0.96×0.98 2 ×0.995 3 = 0.908

Với : là hiệu suất của bộ truyền đai răng là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ (che kín) là hiệu suất của một cặp ổ lăn

- Công suất cần thiết của động cơ: P ct

3.2 Số vòng quay cần thiết của động cơ

Chọn đai răng làm bộ truyền ngoài Đai răng có tỷ số truyền 5÷6

=> Ta chọn tỷ số truyền sơ bộ của đai răng là: = 5

Vậy số vòng quay cần thiết của động cơ: 𝑛 = × n 0 = 5×160 = 800 vg/ph

Từ công thức kết cấu của hộp tốc độ: z=2[1].2[2] và lượng mở , ta vẽ được lưới tốc độ và đồ thị số vòng quay như sau:

Hình 3.1 Lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay

Tra bảng phụ lục bảng 1.3/236 [2] với = 𝑘 và nct = 800 vg/ph Chọn động cơ với các thông số sau:

Vận tốc quay (vg/ph)

3.4 Phân phối tỷ số truyền của HTĐ

Các cấp tỷ số truyền của hộp tốc độ u 1 = 4, u 2 = 2, u 3 = 4, u 4 = 1

Ta chọn HTD có tỷ số truyền lớn nhất để tính toán

3.5 Công suất trên các trục

3.6 Số vòng quay trên các trục

3.7 Momen xoắn trên các trục

Thông số Động cơ I II III

Số vòng quay (vg/phút) 920 160 40 10

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI RĂNG

Ký hiệu Đơn vị Hệ số

A mm 2 Diện tích mặt cắt ngang của đai

A1 mm 2 Diện tích mặt cắt ngang của một sợi dây đai thang a mm Khoảng cách trục b mm Chiều rộng đai

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm đai

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của chiều dài đai

Hệ số chế độ làm việc

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tỷ số truyền

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của vận tốc

Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai, đường kính bánh đai dẫn và bị dẫn, cũng như đường kính ngoài và đường kính tính toán của đai thang là những yếu tố quan trọng trong thiết kế Đặc biệt, đường kính nhỏ nhất của đai thang cần được xem xét để đảm bảo hiệu suất tối ưu trong hoạt động.

E MPa Modun đàn hồi f Hệ số ma sát giữa đai và bánh đai f’ Hệ số ma sát tương đương (đai thang)

F1 N Lực căng trên bánh đai chủ động (nhánh căng)

F2 N Lực căng trên nhánh bị động (nhánh chùng)

Fr N Lực tác dụng lên trục

Ft N Lực vòng có ích

Fv N Lực căng phụ y0 mm Khoảng cách từ đường trung hòa đến thớ đai ngoài cùng h mm Chiều cao đai thang i 1/s Số vòng chạy của đai trong một giây

Lh giờ Tuổi thọ đai tính bằng giờ m mm Môdun n1 vg/ph Số vòng quay của bánh đai dẫn n2 vg/ph Số vòng quay của bánh đai bị dẫn

NE Số chu kỳ làm việc tương đương

P1 kW Công suất trên bánh dẫn

[Po] kW Công suất có ích cho phép

Nhóm 3 30 qm kg/m Khối lượng của một mét dây đai

T1 Nm là moment xoắn trên bánh dẫn, tỷ số truyền và vận tốc đai được tính bằng m/s Số dây đai z, cùng với các góc ôm đai trên bánh dẫn và bánh bị dẫn, được đo bằng rad (độ) Góc giữa hai dây đai và độ giãn dài tương đối η cũng là những yếu tố quan trọng Hiệu suất bộ truyền đai là chỉ số quyết định hiệu quả của hệ thống truyền động.

Hệ số kéo tới hạn

MPa Ứng suất do lực căng ban đầu gây nên

MPa Ứng suất có ích

MPa Ứng suất kéo trên nhánh chủ động

MPa Ứng suất kéo trên nhánh bị động

MPa Ứng suất do lực căng phụ gây nên kg/m 3 Khối lượng riêng của dây đai ζ Hệ số trượt tương đối

= 3.715 Trị số của m được lấy tiêu chuẩn trong bảng 4.27 trang 68 [2], lấy m = 4

Tra bảng 4.27/68 [2], ta có các thông số của đai răng ứng với m = 4 như sau:

Bảng 4.1 Các thông số của đai răng

Chiều dày răng nhỏ nhất S, mm

Khoảng cách từ đáy răng đến đường trung bình của lớp chịu tải

Bán kính góc lượn của răng

Ta có công thức tính chiều rộng đai mm Trong đó là hệ số chiều rộng đai, lấy = 6

4.2 Xác định số răng bánh đai:

Số răng bánh đai nhỏ z 1

Tra bảng 4.29/70 [2] ứng với số vòng quay của bánh đai nhỏ n 1 = 920 vg/ph và m=4, chọn z 1 = 16

Số răng của bánh răng bị động (bánh lớn):

4.3 Xác định khoảng cách trục a sơ bộ:

Ta chọn sơ bộ: a min ≤ a ≤ a max với a min = 0,5.m.(z 1 + z 2 ) + 2.m = 0,5.4.(16 +92) +2.4 = 224 mm a max = 2.m.(z 1 + z 2 ) = 2.4.(16 + 92) = 864 mm

Vậy giá trị khoảng cách trục a nằm trong khoảng 227 mm ≤ a ≤ 864 mm Chọn sơ bộ a = 400 mm

4.4 Số răng của dây đai: z đ = ( )

Trong đó: p - bước đai, mm

= 122.181 Tra bảng 4.30/70 [2], lấy z đ = 125 và chiều dài đai răng l đ = 1570 mm

4.5 Chiều dài chính xác của khoảng cách trục a:

Tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6/54 [2], ta có: a = ( √ ) = ( √ )

4.6 Tính toán đường kính bánh đai: d 1 = m×z 1 = 4×16 = 64 (mm) d 1 = m×z 2 = 4×92 = 368 (mm)

4.8 Xác định số răng đông thời ăn khớp z 0 = z 1 ×

Vận tốc của bánh đai dẫn: v =

4.10 Lực tác dụng lên trục: F r

 Số lần chạy của đai trong 1s: i 2 < [i] = 10 , điều kiện được thỏa

Ký hiệu và đơn vị trong thiết kế bánh răng bao gồm các thông số quan trọng như hệ số aw (mm), khoảng cách trục b (mm), chiều rộng bánh răng c, và số lần ăn khớp trong một vòng quay d (mm) Các đường kính liên quan cũng rất cần thiết, bao gồm đường kính vòng chia da (mm), đường kính vòng đỉnh db (mm), đường kính vòng cơ sở df (mm), đường kính vòng đáy dw (mm), và đường kính vòng lăn Những thông số này đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hiệu suất và độ chính xác của bánh răng trong các ứng dụng cơ khí.

Trong thiết kế bánh răng, các hệ số quan trọng như chiều cao răng (ΚΗα), hệ số phân bố tải trọng không đều (ΚΗβ), và hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (ΚΗv) đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hiệu suất và độ bền của bánh răng Hệ số tải trọng động (ΚΗL) và hệ số tuổi thọ (ΚΗ) cũng cần được xem xét để đảm bảo tuổi thọ tối ưu Đặc biệt, hệ số tải trọng tính ứng suất tiếp xúc và uốn (ΚΗE) cùng với số mũ phương trình đường cong mỏi (mH) là những yếu tố quyết định trong việc đánh giá khả năng chịu tải của bánh răng Cuối cùng, modun bánh răng trụ răng thẳng và nghiêng (mt) cũng như modun ngang bánh răng trụ răng nghiêng (m) là các thông số kỹ thuật quan trọng cần được tính toán chính xác để đạt được hiệu quả tối ưu trong thiết kế.

N Ηo , N 𝑜 Số chu kỳ cơ sở

N ΗE , N FE Số chu kỳ làm việc tương đương

P kW Công suất truyền p mm Bước răng pt mm Bước ngang

Lh Thời gian làm việc tính bằng giờ

T Nm Momen xoắn u Tỷ số truyền

Y ε Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của trùng khớp ngang

Y β Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc nghiêng răng

YF Hệ số dạng răng

Z ε Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc z Số răng

ZH Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

ZM Hệ số xét đến cơ tính vật liệu

ZR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

Hệ số Zv phản ánh ảnh hưởng của vận tốc vòng β (Rad) và góc nghiêng răng ρ, trong khi bán kính cong tương đương λ và góc nghiêng giữa đường tiếp xúc và đáy răng ε cũng rất quan trọng Các hệ số trùng khớp ngang ε và dọc εβ, cùng với giới hạn mởi tiếp xúc và uốn σ₀Flim, σ₀Hlim (MPa), đóng vai trò quan trọng trong việc xác định tính toán ứng suất Hệ số Poisson μ và vận tốc góc ω (Rad/s) cũng cần được xem xét Cuối cùng, các hệ số chiều rộng vành răng bánh răng trụ ѱba, ѱbđ, ѱbm và ứng suất tiếp xúc, uốn σH (MPa) là những yếu tố không thể thiếu trong quá trình phân tích.

[σ H , σH] MPa Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép αn Rad (độ) Góc biên dạng răng trong mặt phẳng pháp αt Rad (độ) Góc biên dạng răng trong mặt phẳng mút

Thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 230…280 có giới hạn bền , giới hạn chảy

bảng 6.1[2] Vậy chọn độ rắn bánh nhỏ

Thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 163…269 có giới hạn bền , giới hạn chảy

Vậy chọn độ rắn bánh lớn

5.2 Tính cho bộ truyền bánh răng Z1 – Z1 ’

5.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ]

_Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ]

+ Số chu kì làm việc cơ sở:

+ Số chu kì làm việc tương đương

: thời gian làm việc tính bằng giờ

= 10 = 36000 giờ c: số lần ăn khớp, trong trường hợp này ta lấy c = 1

+ Hệ số tuổi thọ: K HL

+ Hệ số an toàn tiếp xúc

S H =1.1 bảng 6.13[1] + Giới hạn mỏi tiếp xúc:

-Ứng suất uốn cho phép [σF]

+ Số chu kì làm việc tương đương:

+ Hệ số tuổi thọ: K FL

+ Hệ số an toàn uốn

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ cấu quay

K FC = 1 (vì cơ cấu quay 1 chiều)

5.2.2 Ứng suất tiếp xúc theo bánh lớn[ ]

Chọn hệ số chiều rộng vành răng Đối với hộp tốc độ thì = 0.1÷0,2, chọn = 0.1

Theo bảng 6.7 trang 98 [2], chọn = 1.02 và = 1.05

Dựa vào bảng 6.8 [2] ta có: Trị số tiêu chuẩn của môdun trong khoảng giá trị môdun tính được

* Sơ đồ lưới kết cấu:

Tất cả các Ri đều thỏa Ri    Ri  8

* Đồ thị số vòng quay:

Hình 5.2 Đồ thị số vòng quay u 1 = = 2 2 = 4 => f 1 + g 1 = 5

* Tính số răng u 1 = = = 0.25 = u 2 = = = 0.5 = u 3 = = = 0.25 = u 4 = 1 = + Tính số răng nhóm sơ cấp f 1 + g 1 = 1+4 =5 f 2 + g 2 =1+2 =3

+ Tính số răng nhóm khuyếch đại 1 f 3 + g 3 = 1+4 = 5 f 4 + g 4 =1+1 = 2

5.2.6 Tính lại khoảng cách trục a a = ( )= ( ) = 240 mm

5.2.7 Tính chiều rộng vành răng

+ Chiều rộng vành răng bánh răng lớn

+ Chiều rộng vành răng bánh răng nhỏ

5.2.8 Xác định kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia

= = 4 96 = 384 mm Đường kính vòng đỉnh

Nhóm 3 40 Đường kính vòng chân

5.2.9 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác

Theo bảng 6.3/230 [1], chọn cấp chính xác: cấp 9

5.2.10 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền

= = = 388.418 (N) 5.2.11 Hệ số tải trọng động

Trong đó: , hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15/107 [2], chọn 0.006

Tính toán kiểm ngiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

+ Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu

+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

* Giá trị ứng suất tiếp xúc

* Giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]

: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 Do đó, = 0,9

: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Khi HB 350 thì

: hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, chọn = 1

: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

+ Đặc tính so sánh độ bền bánh răng (độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh răng có độ bền thấp hơn:

5.2.13 Tính ứng suất uốn tại đáy răng

Trong đó: , hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15/107 [2], chọn 0,016

+ Ứng suất uốn tính toán theo công thức 6.78/264 [1]:

Do đó, độ bền uốn được thỏa

Chiều rộng vành răng bánh răng lớn

Chiều rộng vành răng bánh răng nhỏ

5.3.2 Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.3/230 [1], chọn cấp chính xác 9

Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

5.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ]

_ Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ]

+ Số chu kì làm việc tương đương

: thời gian làm việc tính bằng giờ

= 10 = 36000 giờ c: số lần ăn khớp, trong trường hợp này ta lấy c = 1

+ Hệ số an toàn tiếp xúc

S H =1.1 bảng 6.13[1] + Giới hạn mỏi tiếp xúc:

_ Ứng suất uốn cho phép [σF]

+ Số chu kì làm việc tương đương:

+ Hệ số an toàn uốn

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ cấu quay

K FC = 1 (vì cơ cấu quay 1 chiều)

5.4.2 Ứng suất tiếp xúc theo bánh lớn[ ]

Chọn hệ số chiều rộng vành răng Đối với hộp tốc độ thì = 0.1÷0.2, chọn = 0.1

Dựa vào bảng 6.8 [2] ta có: Trị số tiêu chuẩn của môdun trong khoảng giá trị môdun tính được

5.4.5 Tính lại khoảng cách trục a a = ( )= ( ) = 360 mm

+ Chiều rộng vành răng bánh răng nhỏ

5.4.7 Xác định kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia

= = 96 = 576 mm Đường kính vòng đỉnh

= + 2m = 576 + 2 6 = 588 mm Đường kính vòng chân

Theo bảng 6.3/230 [1], chọn cấp chính xác: cấp 9

5.4.9 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền

= = = 1010.188 N 5.4.10 Hệ số tải trọng động

Trong đó: , hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 trang 107 [2], chọn = 0.006

5.4.11 Tính toán kiểm ngiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

+ Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu

+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

+Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

* Giá trị ứng suất tiếp xúc

* Giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]

: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 Do đó, = 0,9

: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Khi HB 350 thì

: hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, chọn = 1

: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

Bánh lớn: =3,47+ = 3,47+ = 3.607 6.8/265 [1] + Đặc tính so sánh độ bền bánh răng (độ bền uốn):

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh răng có độ bền thấp hơn:

5.4.13 Tính ứng suất uốn tại đáy răng

Trong đó: , hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15/107 [2], chọn 0,016

+ Ứng suất uốn tính toán theo công thức 6.78/264 [1]:

Do đó, độ bền uốn được thỏa

5.5 Tính cho bộ truyền bánh răng Z 4 – Z 4 ’

+Chiều rộng vành răng bánh răng nhỏ

5.4.2 Xác định kích thước bộ truyền

5.4.3 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác:

Theo bảng 6.3/230 [1], chọn cấp chính xác 9

5.4.4 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Bảng 5.1 Thống kê các thông số

Cặp bánh răng Cặp Cặp Cặp Cặp

Modun m 4 6 Đường kính vòng chia d w

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC

Ký hiệu Đơn vị Đại lƣợng b mm Chiều rộng then d mm Đường kính trục f, [f] mm Độ võng và độ võng cho phép

G MPa Modun đàn hồi trượt

Jo mm 3 Momen quán tính độc cực Κ σ , Κτ Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tập trung ứng suất l mm Chiều dài tính toán của trục

Hệ số an toàn khi tính toán ứng suất uốn và xoắn được xác định bằng các ký hiệu s σ và s τ Để đảm bảo an toàn, cần xác định hệ số an toàn cho phép t mm, cùng với chiều sâu rãnh then.

W, Wo mm là các momen cản uốn và cản xoắn, trong khi hệ số tăng bền bề mặt được ký hiệu là ψσ và ψτ Hệ số εσ và ετ xem xét ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Hệ số kích thước được ký hiệu là τ, với đơn vị [τ] MPa Ứng suất xoắn và ứng suất xoắn cho phép được ký hiệu là σ, với đơn vị [σ] MPa Ứng suất uốn và ứng suất uốn cho phép được ký hiệu là θ, với đơn vị [θ] rad Góc xoay và góc xoay cho phép được ký hiệu là υ, với đơn vị [υ] rad Cuối cùng, [σ]qt MPa là ứng suất cho phép khi quá tải.

6.1 Chọn vật liệu làm trục

Chọn vật liệu làm trục là thép C45 tôi cải thiện:

+ Giới hạn chảy σ ch = 580 MPa

Trị số ứng suất cho phép, [σ]= 67 MPa bảng 10.5/195 [2] Ứng suất xoắn cho phép [τ]= 15÷30,

Ta chọn [τ1]= 20 MPa , [τ2]= 25 MPa, [τ3]= 30 MPa

6.2 Xác định chiều dài trục:

= 23.396 mm Chọn d 1 theo tiêu chuẩn d 1 = 25 (mm)

= 34.19 mm Chọn d 2 theo tiêu chuẩn d 2 = 35 (mm)

Chọn d 2 theo tiêu chuẩn d 3 = 55 (mm)

Chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn b 0 tương ứng với đường kính trục d bảng 10.2/189 [2]

Bảng 6.1 Đường kính bề rộng ổ lăn tương ứng với đường kính trục

Bảng 6.2 Trị số các khoảng cách 𝑘 1, 𝑘 2, 𝑘 3 và h 𝑛

Chọn 𝑘1= 15 mm, 𝑘2= 5 mm, 𝑘3= 15 mm, ℎ 𝑛= 15 mm

6.3 Chiều dài mayơ l m13 = B d = b + m = 25+4 = 29 mm l m12 = b w1 = 40 mm l m23 = b w’1 = 36 mm l m22 = b w3 = 40 mm l m32 = b w’3 = 36 mm

Hình 6.1 Kết cấu hộp giảm tốc ứng với đường truyền u 1 , u 3

Khoảng cách x x 1 > 6×bw 1 = 6×28 = 168 mm x 2 > 6×bw’ 1 = 6×24 4 mm

Khoảng cách y y 1 > 6×bw 3 = 6×40 = 240 mm y 2 > 6×bw’ 3 = 6×36 = 216 mm

6.4.1 Xác định các chiều dài

+ Xét trục I l 12 = l 22 = 42.5 mm l 11 = l 21 = 460 mm l c13 = 0.5( l m13 + b 01 ) +k 3 +h n = 0.5× (29 + 17) + 15 + 15 = 52 mm l 13 = l 11 + l c13 = 460 + 52 = 512 mm

+ Xét trục III l 32 = l 23 = 221.5 mm l 31 = l 21 = 460 mm l c33 = l c34 = 0.5 (b lv + b 03 ) +k 3 +h n = 0.5× (20 +29) + 15+15 = 54.5 mm

6.4.2 Biểu đồ momen xoắn, tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm

Hình 6.2 Phản lực trục I, PA1 Các lực tác dụng lên trục I

Xét mặt phẳng Oyz, ta có:

Xét mặt phẳng Oxz, ta có:

Biểu đồ momen xoắn trục I

Xác định modun tương đương:

Theo công thức 10.15 và 10.16 trang 194 [2], ta có:

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm trục I

Theo công thức 10.17 trang 194[2], ta có: d j = √ [ ]

Với dương kính trục sợ bộ d 1 = 25mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 67 MPa

Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn: d A = 20mm, d B = d D = 25 mm, d C = 22 mm

Hình 6.3 Phản lực trục II, PA1

Các lực tác dụng lên trục II:

Biểu đồ momen xoắn trục II

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm trục II

Theo công thức 10.17 trang 194[2], ta có: d j = √

Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn: d A = d D 30mm, d B = 36mm, d C = 45mm

Hình 6.4 Phản lực trục III, PA1

Các lực tác dụng lên trục III:

Biểu đồ momen xoắn trục III

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm trục III

= 51.296 mm Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn: d A = d C = 55 mm, d B = 60mm

Hình 6.5 Phác thảo kết cấu hộp tốc độ ứng với đường truyền u1, u4

Xét trục I l 12 = l 22 = 42.5 mm l 11 = l 21 = 460 mm l c13 = 0.5( l m13 + b 01 ) +k 3 +h n = 0.5× (29 + 15) + 15 + 15 = 52 mm l 13 = l 11 + l c13 = 460 + 52 = 512 mm

Xét trục III l 32 = l 23 = 409.5 mm l 31 = l 21 = 460 mm l c33 = l c34 = 0.5 (b lv + b 03 ) +k 3 +h n = 0.5× (20 +29) + 15+15 = 54.5 mm l 33 = l c33 + l 31 = 54.5+460 = 514.5 mm

+ Trục I: Tương tự phương án 1

Các lực tác dụng lên trục II:

Biểu đồ momen xoắn trục II:

Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn: d A = d D = 30 mm, d B = 34mm, d C = 34mm

Biểu đồ momen xoắn trục III

Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm của trục III

Với đường kính trục sợ bộ d 3 = 55mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 50MPa

= 32.314 mm Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn: d A = d C = 35mm, d B = 65mm

Bảng 6.3 Thông số phương án 3

+ Xét trục I l 12 = l 22 = 174.5 mm l 11 = l 21 = 460 mm l c13 = 0.5( l m13 + b 01 ) +k 3 +h n = 0.5× (29 + 17) + 15 + 15 = 52 mm

Với b lv : Bề rộng bánh đà b lv = 20

Hình 6.9 Phản lực trục I, PA3

Các lực tác dụng lên trục I

Nhóm 3 77 Biểu đồ momen xoắn trục I

Xác định momen tương tương

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm trục I

Với đường kính trục sợ bộ d 1 = 25mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 67 MPa d A = √ [ ] = √

Phản lực tại Oyz, ta có:

Nhóm 3 80 Biểu đồ momen xoắn trục II

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm của trục II

Với đường kính trục sợ bộ d 2 = 35mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 55 MPa d A = √ [ ] = 0 mm d B = √ [ ] = √

Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn:

Nhóm 3 84 Biểu đồ momen xoắn trục III:

Tính đường kính tại các tiết diện nguy hiểm trục III

Với dương kính trục sợ bộ d 3 = 55mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 50 MPa d A = √ [ ] = 0 mm d B = √ [ ] = √

= 40.713 mm Dựa theo tiêu chuẩn đướng kính trục trang 194 [2], ta chọn: d A = d C Emm, d B = 48mm

Bảng 6.4 Thông số phương án 4

+ Xét trục I l 12 = l22 = 174.5 mm l 11 = l21 = 460 mm lc13 = 0.5( lm13 + b01) +k3+hn

+ Trục I: Tương tự như phương án 3

Hình 6.13 Phản lực trục I, PA4

Các lực tác dụng lên trục II

Xét mặt phẳng Oyz, ta có

Xét mặt phẳng Oxz, ta có

Nhóm 3 89 Biểu đồ momen xoắn trục II

Với đường kính trục sợ bộ d 2 = 35mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 55 MPa d A = √ [ ] = √

Chọn dj theo tiêu chuẩn trang 195 [2]

Chọn: d C = 22 mm (đoạn trục lắp bánh răng 4) d B ( mm (đoạn trục lắp bánh răng 2’) d A = d D = 20 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

Các lực tác dụng lên trục III

Xét mặt phẳng Oyz, ta có

Xét mặt phẳng Oxz, ta có

Nhóm 3 92 Biểu đồ momen xoắn trục III:

Xác định Mômen tương đương:

Theo công thức (10.15) và (10.16) trang 194 [2], ta có:

Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm của trục III

Với đường kính trục sợ bộ d 3 = 55mm, ta chọn ứng suất cho phép [ ]= 50 MPa d A = √ [ ] = 0 mm d B = √ [ ] = √

= 25.64 mm Chọn dj theo tiêu chuẩn trang 195 [2]

Chọn: d B = 28 mm (đoạn trục lắp bánh răng z4’) d A =d C = 30 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

Các kết quả tính đường kính trục từ các phương án được biểu diễn như sau:

Dựa vào các kết quả như trên, nhóm chọn đường kính tại các tiết diện như sau:

6.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Chọn vật liệu làm trục là thép C45 tôi cải thiện:

Dựa vào biểu đồ moment của các trường hợp thì tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh khối di trượt, bánh răng z1, z2

Hình 6.15 Tiết diện nguy hiểm trục I Moment uốn tại C và D

Khối di trượt có cùng đường kính, do đó, tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí D có moment lớn hơn

Vì tại D không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biên độ: σα = σ F Nhóm 3 97

Trục có 1 then, với đường kính d = 26mm, ta chọn then 8x7, chiều sâu rãnh then trên trục t1 =3,5mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 2,8mm

= 15.778 MPa Trong đó moment cản xoắn

Hệ thống quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động: τ α = τ m = = 7.899 MPa

Tại tiết diện D có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 trang 413 [1] ta chọn

Theo bảng 10.4 trang 411 [1], chọn = 0.91 và = 0.89

Tra bảng 10.7 trang 197 [2], hệ số = 0.1 và = 0.05 vì 700MPa < = 850 MPa < 1000MPa

Xác định hệ số an toàn tại D theo công thức

Trong đó: β – Hệ số tăng bền bề mặt, chọn β = 1,8 theo phương pháp tăng bền thấm nitơ

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện D được thỏa

Vì s = 4,12 > [s] =3, nên ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

Thép C45 tôi cải thiện có = 850Mpa

Dựa vào biểu đồ momen của các trường hợp thì tiết diện nguy hiểm tại vị trí khối di trượt, bánh răng

Hình 6.16 Tiết diện nguy hiểm trục II Momen uốn tại D

Lấy số liệu từ phương án có giá trị lớn nhất: phương án 1

Vì tiết diện tại D không có lực dọc trục nên ứng suấ pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ:

= Trục có 1 then với đường kính d = 45mm:

Ta chọn then có kích thước b ℎ 14 9

Chiều sâu rãnh then trên trục t 1 =5.5mm

Chiều sâu rãnh then trên mayo t 2 =3.8mm

= 47.131 Mpa ; = 0Mpa Ứng suất xoắn:

Hệ thống quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

Tiết diện D có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 trang 413[1] ta chọn:

Xác định hệ số an toàn tại D theo công thức :

Do tiết diện tại D của trục III thỏa điều kiện bền mỏi, nên ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

Thép C45 tôi cải thiện với σb= 850 MPa

Dựa vào biểu đồ momen của các trường hợp thì tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh khối di trượt , bánh răng z3’

Hình 6.17 Tiết diện nguy hiểm trục III Momen muốn lấy tại B2 (Lấy từ biểu đồ của trường hợp có giá trị lớn nhất)

√ √ Moment xoắn tại B (Lấy từ biểu đồ của trường hợp có giá trị lớn nhất)

Vì tại D1 không có lực dọc trục nên ứng suất pháp tại tiết diện này thay đổi theo chu kỳ đối xứng với biên độ:

Trục có 1 then, với đường kính d= 65 mm, ta chọn then 18×11, chiều sâu rãnh then trên trục t1= 7 mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 4.4 mm Khi đó:

Hệ thống quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động: τα = τ m = = = 7.69 MPa

Tại tiết diện D1 có sự tập trung ứng suất là rãnh then Theo bảng 10.9 trang 413 [1] ta chọn:

Theo bảng 10.4 trang 411 [1], chọn εσ = 0.78 và ετ = 0.74

Tra bảng 10.7 trang 197 [2], hệ số ψ α = 0.1 và ψτ = 0.05

Xác định hệ số an toàn tại D1 theo công thức:

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện B2 được thỏa

Vì s = 11.22 > [s] =3, do vậy ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ổ LĂN

Ký hiệu Đơn vị Đại lƣợng

C N Khả năng tải trọng động của ổ

Co N Khả năng tải trọng tĩnh của ổ

D1 mm Đường kính ngoài của vòng trong

Dw mm Đường kính con lăn

Fr, Fa N Tổng lực hướng tâm và dọc trục tác động lên ổ

KHE Hệ số tải trọng động

L Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay

Lh Giờ Tuổi thọ tính bằng giờ m Số mũ n vg/ph Số vòng quay của ổ

N Số chu kỳ làm việc

V Hệ số tính đến vòng nào quay

X, Y Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục khi tải trọng động

Xo, Yo Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục khi tải trọng tĩnh

Cả 3 trục đều có số vòng quay n > 1 vòng/phút

7.1.1 Xác định phản lực của ổ lăn

Vậy phản lực ở ổ lăn B lớn hơn nên ta tính theo khả năng tải động của ổ B

Do cấu trúc của hộp tốc độ không chịu lực dọc trục F a, với tốc độ thấp, chiều dài trục lớn và yêu cầu độ cứng vững cao, cùng với đường kính tiếp xúc, nên dựa vào bảng P2.8, chúng ta lựa chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ với các thông số phù hợp.

Bảng 7.1 Thông số ổ lăn trục I

B (mm) r (mm) r 2 (mm) Đường kính chiều dài con lăn (mm)

+ : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Vì là hộp tốc độ làm việc liên tục nên:

Ta chọn đặc tính tải trọng: = 1.3 Bảng 11.2[1]

+ K t : Hệ số xét ảnh hưởng nhiệt độ (t 0 C) đến tuổi thọ ổ

Ta chọn t 0 ≤ 100 0 => K t =1 Bảng trang 445[1] + V: Hệ số xét đến vòng nào quay Do vòng tròn trong quay, nên V = 1

7.1.4 Xác định các hệ số X, Y

X: Hệ số tải trọng hướng tâm

Y: Hệ số tải trọng dọc trục

Vì không có lực dọc trục nên hệ số X = 1, Y = 0

7.1.5 Xác định tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Vì là hộp tốc độ nên tuổi thọ tính bằng giờ:

= 240 (triệu vòng quay) + Xác đinh tải trọng quy ước Q

7.1.6 Xác định khả năng tải động tính toán C tt

Vậy ổ lăn ta chọn ban đầu thỏa điều kiện tải động cho phép

+ Xác định lại tuổi thọ ổ:

= ( ) = 528.4422 (triệu vòng quay) ≥ 240 (triệu vòng quay)

=> Thỏa điều kiện làm việc

Vậy phản lực ở ổ lăn D lớn hơn nên ta tính theo khả năng tải động của ổ D

Do kết cấu của hộp tốc độ không chịu lực dọc trục F a, với tốc độ thấp và chiều dài trục cao cần độ cứng vững lớn, nên việc lựa chọn ổ đỡ cần dựa vào bảng P2.8[2] Chúng ta sẽ chọn ổ đỡ trụ ngắn cỡ nhẹ với các thông số phù hợp.

Bảng 7.2 Thông số ổ lăn trục II

R (mm) r 2 (mm) Đường kính chiều dài con lăn (mm)