Thiết kế sản phẩm với CAD

18,19 MPa u: Tỉ số truyền của bộ truyền. u = 4,96 yba :Hệ số chiều rộng bánh răng. Tra bảng 6.6 [1] ta có: yba = 0,3 KHB : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Ta có: ybd = 0,5. yba ( u +1) = 0,5.0,3(4,96 + 1) = 0,894 Tra bảng 6.7 [1] ta có KHb = 1,07 Thay các giá trị đã tính vào (3) ta có: Chọn: aW1 = 137 (mm) 2.1.4 Xác định các thống số ăn khớp a. Xác định modun Ta có: m = (0,01 … 0,02)aw = (1,37 … 2,74) (mm) Tra bảng 6.8 [1] ta chọn m = 2. b. Xác định số răng Z, góc nghiêng b, hệ số dịch chỉnh x Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng b của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liện hệ với nhau theo công thức: - Chọn trước góc nghiêng b = 150 - Từ (4) ta suy ra số răng của bánh nhỏ: (răng) - Chọn: Z1 = 22 (răng) => Số răng bánh lớn là: Z2 = u1.Z1 = 4,96.22 = 109,12 (răng). - Chọn: Z2 = 109 (răng) Tính lại: tỷ số truyền thực là: Tổng số răng: Zt = Z1+Z2 = 131 (răng) - Tính lại góc nghiêng b: - Chiều rộng vành răng : - Chọn: bw1 = 45 (mm) 2.1.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (5) Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] ta có: ZM = 274 (MPa1/3) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. bb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg bb = cos at.tg b Đối với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: at = aW = Chọn a =200 ; at = tg bb = cos 20,840.tg 17,020 = 0,29 Þ bb = 15,970 Þ Ze :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua eb , ea. ea :Hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 – 3,2.(1/ Z1 + 1/ Z2)]. cosb ea = [1,88 – 3,2.(1/ 22 + 1/ 109)]. Cos17,020= 1,63. eB: Hệ số trùng khớp dọc eb = bW.sin b /(m.p) eb = 41,1.sin 17,020 / ( 2. 3,14 ) = 1,92 > 1 Þ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHb.KHa.KHV KHb : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Tra bảng 6.7 [1] ta có: KHb = 1,07. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. - Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Vận tốc vòng: Tra bảng 6.13[1], bộ truyền dùng cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14[1] ta có KHa = 1,16; KFa = 1,4. KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[1] ta có: dH = 0,002 g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2. Tra bảng 6.16 [1] ta có: g0 = 73. Thay số vào công thức (5) ta có: * Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]CX = [sH].ZV.ZR .KHX Với v = 3,51 (m/s) < 5 (m/s), chọn Zv = 1 KHX: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. KHX = 1 Vì cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ chính xác với độ nhám Ra = (2,5...1,25)mm. Do đó: ZR = 0,95 [sH]CX = 518,19.1.1. 0,95 = 492,28 (MPa) Sự chênh lệch giữa sH và [sH ] Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 2.1.6. Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. (6) (7) Trong đó: T1: Mô men xoắn trên trục chủ động. T1 = 56330,6 Nmm mn: Mô đun pháp. mn = 2 bW: Chiều rộng vành răng. bw = 45mm dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dw1 = 46 mm Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1 , YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tính ZV1 ,ZV2: Tra bảng 6.18 [I] ta có: YF1 = 3,9, YF2 = 3,6 KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn. KF = KFa.KFb.KFV Tra bảng 6.7 [1] ta có KFb =1,16 Tra bảng 6.14 [1] ta có KFa = 1,4 Tra bảng 6.15; 6.16 [1] ta có: dF = 0,006; g0 = 73 Thay vào công thức (6), (7) ta có: Ta thấy sF1 < [sF1]; sF2 < [sF2] Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn. 2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại. Ta có hệ số quá tải (6.48)[1]: Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,3. + Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHMax không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là: sH Max = sH . £ [sH]Max + Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì: < Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải. Bảng thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cos b 137 mm ĐK vòng chia D1 D1 = m.Z1/cosb 46,02 mm D2 D2 = m.Z2/cosb 227,99 mm ĐK vòng đỉnh Da1 Da1 = D1 + 2m 50,02 mm Da2 Da2 = D2 + 2m 231,99 mm ĐK vòng chân Df1 Df1 = D1 – 2,5m 39,02 mm Df2 Df2 = D2 – 2,5m 222,99 mm ĐK vòng cơ sở Db1 Db1 = D1.cosa 43,24 mm Db2 Db2 = D2.cosa 214,24 mm ĐK vòng lăn Dw Dw = 2a/(u+1) 46 mm Modun pháp mn (0,01.....0,02) aW 2 Chiều rộng vành răng bw bW1 = yba. aW1 45 mm Tỷ số truyền u 4,96 Số răng Z1 22 Z2 Z2 = U1. Z1 109 Hệ số dịch chỉnh X1 0 X2 0 Góc nghiêng b 17,02 Độ Hệ số trùng khớp dọc eb 1,92 Hệ số trùng khớp ngang ea 1,63 * Các lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh - Lực vòng: - Lực hướng tâm: - Lực dọc trục: 2.2. Thiết kế bộ truyền cấp chậm 2.2.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và tải trọng làm việc là không đổi nên ở đây ta chọn cặp vật liệu cho bộ truyền cấp nhanh là như nhau. Tra bảng 6.1 [1] ta có: - Bánh nhỏ 3: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285 có sb3 = 850 Mpa sch3 = 580 Mpa - Bánh lớn 4: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 … 240 có sb4 = 750 Mpa sch4 = 450 Mpa 2.2.2 Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH], ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức. [sH] = soHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH (8) [sF] = soFlim. KFC. KFL.YR/ SF (9) soHlim, soFlim: Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Theo bảng 6.2 [ I ] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 có: s0Hlim3 = 2.HB + 70 = 2.270 +70 = 610 (MPa) soFlim3 =1,8.HB =1,8.270 = 486 (MPa) s0Hlim4 = 2.HB + 70 = 2.230 +70 = 530 (Mpa) soFlim4 =1,8.HB =1,8.230 = 414 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều; KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = KFL = : Bậc đường cong mỏi. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. Đối với thép 45: = 4.106 : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương. Với: c, n, tS: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét. Ta thấy: ; Ta lấy Þ KHL3 = 1; KHL4 = 1; KFL = 1 + SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo bảng 6.2 [1]. SH = 1,1; SF = 1,75 ; ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng. ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng. KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Thay các tham số vào (1), (2) ta có: [sH3] = 610.1.1/1,1 = 554,55 (MPa) [sH4] = 530.1.1/1,1 = 481,82 (MPa) [sH] = ([sH3] + [sH4] )/2 = 518,19 (MPa) [sF3] = 486.1/1,75 = 277,71 (MPa) [sF4] = 414. 1/1,75 = 236,57 (MPa) * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH3]Max = 2,8.sch3 = 2,8 .580 = 1624 (MPa) [sH4]Max = 2,8.sch4 = 2,8 .450 =1260 (MPa) * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF3]Max = 0,8.sch3 = 0,8.580 = 464 (MPa) [sF4]Max = 0,8.sch4 = 0,8.450 = 360 (MPa) 2.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác định theo công thức sau: Trong đó: Ka: Là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. Tra bảng 6.5 [I] ta có: Ka = 43 Mpa1/3 T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động. T1 = 268959,18 (Nmm) [sH]: ứng suất tiếp xúc cho phép. [sH] = 518,19 MPa u: Tỉ số truyền của bộ truyền. u = 2,5 yba: Hệ số chiều rộng bánh răng. Tra bảng 6.6 [I] ta có: yba = 0,3. KHB : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Ta có: ybd = 0,5. yba ( u +1) = 0,5.0,3(2,5 + 1) = 0,525 Tra bảng 6.7 [1] ta có KHb = 1,03 Thay các giá trị đã tính vào (10) ta có: Chọn aW2 = 168 (mm) 2.2.4 Xác định các thống số ăn khớp a. Xác định modun - Ta có: m = (0,01 … 0,02)aw = (1,68 … 3,36)(mm). - Tra bảng 6.8 [1] ta chọn m = 2. b. Xác định số răng Z, góc nghiêng b, hệ số dịch chỉnh x Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng b của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liện hệ với nhau theo công thức: (11) - Chọn trước góc nghiêng b = 150 - Từ (4) ta suy ra số răng của bánh nhỏ: (răng) - Chọn Z3 = 46 (răng) Vậy số răng bánh lớn là: Z4 = u2.Z3 = 2,5.46 = 115 (răng) Chọn Z4 = 115 (răng) Tính lại: tỷ số truyền thực là: Tổng số răng: Zt = Z3+Z4 = 161 (răng) - Tính lại góc nghiêng b: - Chiều rộng vành răng : - Chọn bw2 = 55 (mm) 2.2.5 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (12) Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [1] ta có: ZM = 274 (MPa1/3) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. bb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg bb = cos at.tg b - Đối với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: at = aW = - Chọn a =200; at = tg bb = cos 20,840.tg 17,020 = 0,29 Þ bb = 15,970 Þ Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua eb , ea. ea: Hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 – 3,2.(1/ Z3 + 1/ Z4)]. cosb ea = [1,88 – 3,2.(1/ 46 + 1/ 115)]. Cos17,020= 1,7. eB: Hệ số trùng khớp dọc eb = bW.sin b /(m.p) eb = 50,4.sin 17,020 / ( 2. 3,14 ) = 2,35 > 1 Þ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHb.KHa.KHV KHb : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng - Tra bảng 6.7 [1] ta có: KHb = 1,03. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. - Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Vận tốc vòng là: Tra bảng 6.13[1], bộ truyền dùng cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14[1] ta có KHa = 1,13; KFa = 1,37. KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[1] ta có: dH = 0,002 g0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2. Tra bảng 6.16 [1] ta có: g0 = 73 Thay số vào công thức (12) ta có: * Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép. [sH]CX = [sH].ZV.ZR .KHX Với: v = 1,48 (m/s) < 5 (m/s), chọn Zv = 1 KHX: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. KHX = 1 Vì cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ chính xác với độ nhám Ra = (2,5...1,25)mm. Do đó ZR = 0,95 [sH]CX = 518,19.1.1. 0,95 = 492,28 (MPa) Sự chênh lệch giữa sH và [sH ] Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 2.2.6 Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. Trong đó: T1: Mô men xoắn trên trục chủ động. T2 = 268959,18 Nmm mn: Mô đun pháp. mn = 2 bW: Chiều rộng vành răng. bw2 = 55mm dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dw2 = 96 mm Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF3 , YF4: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tính ZV3 ,ZV4: Tra bảng 6.18 [1] ta có: YF3 = 3,65, YF4 = 3,6 Với: KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn. KF = KFa.KFb.KFV Với: Tra bảng 6.7 [1] ta có KFb =1,08 Tra bảng 6.14 [1] ta có KFa = 1,37 Tra bảng 6.15; 6.16 [1] ta có: dF = 0,006; g0 = 73 Thay vào công thức (13), (14) ta có: Ta thấy sF3 < [sF3]; sF4 < [sF4] Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn. 2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại. Ta có hệ số quá tải (6.48)[1]: Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,3. + Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sH Max không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là: sH Max = sH . £ [sH]Max + Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì: < Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải. Bảng thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z3 + Z4)/cos b 168 mm ĐK vòng chia D3 D3 = m.Z3/cosb 96,2 mm D4 D4= m.Z4/cosb 240,53 mm ĐK vòng đỉnh Da3 Da3 = D3 + 2m 100,2 mm Da4 Da4 = D4 + 2m 244,53 mm ĐK vòng chân Df3 Df3 = D3 – 2,5m 91,2 mm Df4 Df4 = D4 – 2,5m 235,53 mm ĐK vòng cơ sở Db3 Db3 = D3.cosa 90,4 mm Db4 Db4 = D4.cosa 226,02 mm ĐK vòng lăn Dw Dw = 2a/(u+1) 96 mm Modun pháp mn (0,01.....0,02) aW 2 Chiều rộng vành răng bw bW1 = yba. aW2 55 mm Tỷ số truyền u 2,5 Số răng Z3 46 Z4 Z3 = U2. Z4 115 Hệ số dịch chỉnh X3 0 X4 0 Góc nghiêng b 17,02 Độ Hệ số trùng khớp dọc eb 2,35 Hệ số trùng khớp ngang ea 1,7 * Các lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm: - Lực vòng: - Lực hướng tâm: - Lực dọc trục: 2.3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc Để giảm bớt ma sát giảm mài mòn,đảm bảo thoát nhiệt ta cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc bằng cách ngâm dầu. * Vận tốc của bánh 2 là: Chiều cao chân răng: Chọn h2min = 10 (mm) Þ h2max = h2min +10 = 20 (mm) Ta có: * Vận tốc của bánh 4 là: Ta thấy v4 > 1,5 (m/s) nên ta có: Chiều cao chân răng: Chọn: h4min = 10 (mm) Þ h4max = h4min +10 = 20 (mm) Ta có: * Mức dầu chung: Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min ( 105,995 ; 112,265 ) = 105,995 (mm). Xmax = Max(X2max ; X4max ) = Max ( 95,995 ; 91,7 ) = 95,995 (mm). DX = Xmin - Xmax = 105,995 – 95,995 = 10 (mm) Như vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn. 2.4. Kiểm tra điều kiện chạm trục Ta có đường kính sơ bộ được tính theo công thức : dsb = trong đó là ứng suất xoắncho phép. Ta chọn [t]=15 + Gọi x1 , x2 là khoảng cáchtừ đỉnh bánh răng 3 đến trục 1 và khoảng cách và khoảng cách từ bánh răng 2 đến trục 3. Ta có: Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện không trạm trục CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1 Thiết kế trục 3.1.1. Chọn vật liệu và chọn chiều nghiêng a. Chọn vật liệu Với chế độ chịu tải trọng trung bình, trục trong hộp giảm tốc được làm bằng vật liệu thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện. Ở đây ta chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có: + Độ rắn: HB 192…240 + Giới hạn bền: + Giới hạn chảy: b. Chọn chiều nghiêng hợp lý - Chiều nghiêng hợp lý là chiều nghiêng sao cho lực tác dụng vào ổ trục II là bé nhất. Ta chọn chiều nghiêng của các cặp bánh răng như hình vẽ. 3.1.2. Tải trọng tác dụng lên trục 1. Trên bánh răng - Lực vòng: Ft1=Ft2=2449,16(N) Ft3=Ft4=5603,32(N) - Lực hướng tâm: Fr1=Fr2=969,46(N) Fr3=Fr4=2217,98(N) - Lực dọc trục: Fa1=Fa2=734,75(N) Fa3=Fa4=1681,99(N) 2. Trên khớp nối: - Lực vòng trên khớp nối: Với: Dt – Đường kính vòng tròn đi qua tâm chốt A. Tính sơ bộ đường kính trục. - Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức: (mm) Trong đó: T- Momen xoắn (Nmm) - Ứng suất xoắn cho phép, với thép 45 = 12-20 (Mpa) Chọn: =15 Mpa * Các momen xoắn T1 = 56330,6 (Nmm) T2 = 268959,18 (Nmm) T3 = 648035,71 (Nmm) => => => Chọn: d1sb = 25(mm) d2sb = 45(mm) d3sb = 60(mm) 3.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực - Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2[1] ta có: d(mm) 25 45 60 b0(mm) 17 25 31 - Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực - Xác định khoảng cách các vị trí lắp các chi tiết trên trục Ta có chiều dái moay ơ lm2 = lm3 = (1,2 -1,5).d2 =(1,2 - 1,5)45 = (54-67,5) (mm) Do bề rộng bánh rang: bw2 = 45; bw3 = 55 nên ta chọn: lm2 = lm3 = 60(mm) - Ta có: l22 = 0,5(lm2 + b0) + k1 + k2 k1: Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay chọn: k1 = 10. k2: Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến mặt trong của hộp, chọn: k2 = 10. => l22 = 0,5(lm2 + b0) + k1 + k2 = 0,5(60+25)+10+10=62,5 (mm) - Ta có: l23 = l22+0,5(lm2+lm3) + k1= 62,5 + 0,5(60+60)+10=132,5(mm) - Ta có: l21 = lm2 + lm3+3k1+2k2+b0= 60+60+30+20+25=195(mm) B. Tính gần đúng trục TRỤC I * Tính phản lực trên các gối + Trong mặt phẳng yoz: Thử lại: - Vậy chiều giả sử của FyA và FyB là đúng. + Trong mặt phẳng xoz: Với: mà: ( Dt là đường kính của đường tròn đi qua tâm chốt). Chọn Dt = 100(mm) + Chọn Thử lại: Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng. * Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm - Mômen Mx: Ta có: - Mômen My. Ta có: - Mômen Mz. - Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm: + Tại C: - Dựa vào kết cấu trục, ta thấy tại C có gia công rãnh then nên cần tăng đường kính trục lên (4÷7)% Theo tiêu chuẩn, ta chọn: dC = 32 (mm) + Tại A: Dựa vào kết cấu trục, ta thấy tại A và B có lắp ổ lăn nên ta chọn. dA = dB =25mm + Tại D: Theo tiêu chuẩn, ta chọn: dD = 20mm Biểu đồ mômen Mx, My, Mz TRỤC II. * Tính phản lực trên các gối Trong mặt phẳng yoz = Thử lại: Ta có: -FyA-Fr2+Fr3-FyB=0 -896,573-969,46+2217,98-351,946=0 Vậy chiều của FyA và FyB là hợp lý. - Trong mặt phẳng xoz Thử lại: FxA+FxB-Ft2-Ft3=0 (Thỏa mãn) Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng. *Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm - Mômen uốn Mx Ta có MxA=MxB=0 - Mômen uốn My. Ta có: MyA=MyB=0 MyC=62,5.FxA=62,5.3460,408=216275,5(Nmm) MyD=62,5.FxB=62,5.4592,512=287032(Nmm) - Mômen xoắn Mz. - Xác định đường kính tại các tiết diện nguy hiểm. + Tại C. Tại C có rãnh then nên ta tăng them đường kính trục them 5% Quy chuẩn chọn: dC=42(mm) + Tại D. Do tại D có rãnh then nên để đảm bảo bền ta tăng thêm đường kính trục 5% Quy chuẩn chọn: dD=45(mm) + Tại A và B. Do tại A và B có lắp ổ nên ta chọn: DA=DB=30(mm) Biểu đồ mômen Mx, My, Mz TRỤC III. * Tính phản lực trên các gối + Trong mặt phẳng yoz: Thử lại: Vậy chiều giả sử của FyA và FyB là đúng. + Trong mặt phẳng xoz: Với: mà ( Dt là đường kính của đường tròn đi qua tâm chốt). Chọn Dt = 170(mm) Chọn Thử lại: Vậy chiều giả sử của FxA và FxB là đúng. * Tính mômen tại các tiết diện nguy hiểm - Mômen Mx: Ta có: - Mômen My: Ta có: - Mômen Mz: - Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm + Tại C. Vì: và bên phải điểm C lại có Mz nên ta tính toán đường kính trục tại điểm C theo bên phải. Dựa vào kết cấu trục, ta thấy tại C có gia công rãnh then nên cần tăng đường kính trục lên (4÷7)% Theo tiêu chuẩn, ta chọn dC = 55 (mm) + Tại B: Dựa vào kết cấu trục, ta thấy tại A và B có lắp ổ lăn nên ta chọn: dA = dB = 50 mm + Tại D: Theo tiêu chuẩn, ta chọn: dD = 48 (mm ) Biểu đồ mômen Mx, My, Mz C. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi tính toán ở trên ta mới xét trục ở độ bền tĩnh. Để đảm bảo độ bền trục trong quá trình làm việc, độ bền mỏi của trục cần phải thoả mãn điều kiện. Sj = (2.1) [S]:Hệ số an toàn cho phép. : Hệ số an toàn xét riêng xét riêng về ứng suất pháp, tiếp xét tại tiết diện j. (2.2) (2.2’) s-1,t-1:Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. s-1 = 0,436.sb = 0,436.750 = 327 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.327 = 189,66 (MPa) saj ,taj ,smj , tmj :Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Khi trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đo. saj = smaxj = Mj /Wj (2.2.1) smj = 0 tmj = taj = tmaxj/2 = T/(2.W0j) (2.2.2) Wj:Mô men chống uốn tại tiêt diện j. W0j:: Mô men cản xoắn tại tiết diện j. a. Kiểm tra trục1 Tại chỗ lắp bánh răng 1, trục có đường kính dC = 32 mm Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 10; h = 9; t1 = 5,5 mm3) (mm3) + Mômen uốn tại tiết diện đang xét: M22 = (Nmm) T = 56330,6 Nmm Theo 10.22 và 10.23 ta có Þ sa2 = Þ ta2 = Tra bảng 10.7 ta có : Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [1] với: ta được mài ra Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. es = 0,87; et = 0,80 Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12 đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 750Mpa. Ta có: Ks =1,948; Kt = 1,8 Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng (10.11) [1]. Chọn: ; Vậy: Theo công thức (10.20) (10.21) Þ; Thay số vào 10.19 ta được: > Trục thoả mãn điều kiện bền mỏi. b. Kiểm tra trục2 Tại chỗ lắp bánh răng 3,trục có đường kính d2 = 45 mm Tra bảng 9.1b: b = 14 ; t = 7 ; h = 12 (mm3) Mômen uốn tại tiết diện đang xét: M22 =(Nmm) T = 268959,18 Nmm Theo 10.22 và 10.23 [1] ta có. Þ sa2 = (MPa) Þ ta2 = (MPa) Tra bảng 10.7 [1] ta có: Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [1] với ta được mài ra ta có Kx =1 ; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10 ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12 đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 600Mpa, ta có: Ks =1,76 K Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. = - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng (10.11) [1]. ; Vâỵ: K; K Theo công thức (10.20) (10.21) Þ; Thay số vào 10.19 ta được: S 2 = Kết luận: Trục thừa bền dẫn đến làm tăng trọng lượng của chi tiết, và lãng phí vật liệu. Ta chọn lại đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính trục tại các vị trí lắp bánh răng là: Tại D: dD = 40 (mm) Tại C: dC = 38 (mm) + Đường kính trục tại các vị trí lắp ổ lăn: dA = dB = 30 (mm) Ta tiến hành kiểm nghiệm bền cho các kích thước vừa chọn. Ta thấy tại vị trí D là vị trí nguy hiểm nhất nên ta cần tính kiểm nghiệm cho trục ở vị trí D. Tại chỗ lắp bánh răng 3,trục có đường kính: dD = 40 (mm) Tra bảng 9.1b[1]: b = 12; h = 11; t = 5,5 (mm3) (mm3) Mômen uốn tại tiết diện đang xét: M22 =(Nmm) T = 268959,18 Nmm Theo 10.22 và 10.23 ta có. Þ sa2 = Þ ta2 = Tra bảng 10.7 ta có: Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [1] với ta được mài ra Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12 đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 600Mpa. Ta có:Ks =1,76; K Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. ; - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng (10.11) [1]. ; Vậy: Theo công thức (10.20) (10.21) Þ; Thay số vào 10.19 ta được: > Trục thoả mãn điều kiện bền mỏi. c. Kiểm tra trục3 Tại chỗ lắp bánh răng 4, trục có đường kính dC = 55 mm Tra bảng 9.1b[1] ta có: b = 16; h = 14; t1 = 9 (mm3)(mm3) Mômen uốn tại tiết diện đang xét: T = 648035,71 Nmm Theo 10.22 và 10.23 ta có Þ sa3 = Þ ta3 = Tra bảng 10.7 [1] ta có: Tra bảng 10.8 ;10.9 trang [197] [1] với ta được mài ra ta có: Kx =1 ; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. es = 0,80; et = 0,75 Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12 đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 750Mpa, ta có: Ks =1,95; Kτ = 1,80 Ks, ,Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. ; - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng 10.11 [1]. ; Vậy: Theo công thức (10.20) (10.21) Þ; Thay số vào 10.19 ta được: > Kết luận: Trục thừa bền dẫn đến làm tăng trọng lượng của chi tiết, và lãng phí vật liệu. Ta chọn lại đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính trục tại các vị trí lắp bánh răng là: Tại C: dC = 48 mm + Đường kính trục tại các vị trí lắp ổ lăn: dA = dB = 40 mm + Đường kính trục tại các vị trí lắp khớp nối: dD = 38 mm Ta tiến hành kiểm nghiệm bền cho các kích thước vừa chọn. Ta thấy tại vị trí C là vị trí nguy hiểm nhất nên ta cần tính kiểm nghiệm cho trục ở vị trí C. Tại chỗ lắp bánh răng 4, trục có đường kính dC = 48 mm Tra bảng 9.1b[1] ta có: b = 14; h = 12; t1 = 7 (mm3)(mm3) Mômen uốn tại tiết diện đang xét: T = 648035,71 Nmm Theo 10.22 và 10.23[1] ta có. Þ sa3 = Þ ta3 = Tra bảng 10.7 ta có: Tra bảng 10.8 và 10.9 trang [197] [1] với: ta được mài ra Ta có: Kx =1; Ky =1,25 với phương pháp tăng bền bề mặt bằng phun bi. Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KY : hệ số tăng bền bề mặt trục. Tra bảng 10.10, ta được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. es = 0,82; et = 0,76 Đối với trục rãnh then dùng dao phay ngón để cắt. Tra bảng 10.12 đối với trục có rãnh then,hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có sb = 750Mpa, ta có: Ks =1,95; Kτ = 1,80 Ks,, Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. ; - Trị số của đối với bề mặt trục lắp có độ dôi tra bảng (10.11) [1]. ; Vậy: ; Theo công thức (10.20) (10.21). Þ ; Thay số vào 10.19 ta được: > Trục thoả mãn điều kiện bền mỏi. 3.2 Tính chọn ổ lăn - Do cấu tạo bộ truyền là hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng, do vậy cả 3 trục lắp bánh răng đều có lực dọc trục tác dụng. - Do vậy ta chọn ổ lăn theo 2 chỉ tiêu + Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc. + Khả năng tải tĩnh nhằm đề phong biến dạng dư. Do ổ làm việc với số vòng quay lớn nên không chọn ổ theo khả năng tải tĩnh mà chọn ổ theo khả năng tải động. Cd = Q. Trong đó : Q : Tải trọng động quy ước (kN) . L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay . m : Bậc đường cong mỏi khi thư về ổ lăn, Với ổ bi: m =3. Gọi Lh: Là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ thì: L = 60.10-6.Lh.n Trong đó : n : Số vòng quay của ổ ( Lh: Tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ. Đối với hộp giảm tốc thì: Lh = (10 ¸ 25).103(h) ta chọn: Lh = 25.103 (h) - Xác định tải trọng quy ước Q Do cấu tạo bộ truyền là hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng, do vậy cả 3 trục lắp bánh răng đều có lực dọc trục tác dụng. - Do vậy ta chọn ổ lăn theo 2 chỉ tiêu + Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc. + Khả năng tải tĩnh nhằm đề phong biến dạng dư. Do ổ làm việc với số vòng quay lớn nên không chọn ổ theo khả năng tải tĩnh mà chọn ổ theo khả năng tải động. Cd = Q. Trong đó : Q: Tải trọng động quy ước (KN) . L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay . m: Bậc đường cong mỏi khi thư về ổ lăn, Với ổ bi: m =3. Gọi Lh: Là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ thì: L = 60.10-6.Lh.n + Trong đó: n: Số vòng quay của ổ ( Lh: Tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ. Đối với hộp giảm tốc thì. Lh = 5.365.0,8.24.2/3 = 23360(h). - Xác định tải trọng quy ước Q Q = (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: X,Y: Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục. V: Hệ số kể đến vòng nào quay. Với ổ vòng trong quay: V = 1. Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Do nhiệt của hộp: t < 1050 C nên: Kt = 1. Kd: Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng. Theo bảng (11-3) [1] Ta có: Kd = 1 Fa,Fr: Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm . 3.2.1 Chọn ổ lăn cho trục I Ta có: FXA = 1297,298 (N); FXB = 851,91(N) FYA = 745,436 (N); FYB = 224,024 (N) Fa1 = 734,75(N) Tổng phản lực tác dụng lên hai ổ là: FRA = FRB = *Chọn loại ổ. Ta thấy FRA > FRB ta xét tỷ số =>Chọn ổ bi đỡ chặn Căn cứ vào đường kính trục và giả sử góc tiếp xúc bằng 120, tra bảng P2.12[1] ta Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) Co (kN) 46305 25 62 17 2 1 21,1 14,9 *Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải của ổ * Ta tìm esb Với ổ bi đỡ chặn ta có: =>esbA ==>FsA=esbA.FrA=0,352.1486,214=523,147(N) esbB=0,315=>FsB=esbB.FrB=0,315.880,873=277,475(N) Tổng lực tác dụng lên ổ : åFZA = FSB + Fa1 = 277,475+734,75=1012,225 (N) åFZB = FSA - Fa1 = 523,147-734,75=-220,603 (N) FaA = max(FSA,åFZA) = 1012,225 (N) FaB = max(FSB, åFZB) = 277,475 (N) Tính e chính xác: Ta có: iFaA/C0 = 1.1012,225/14900 = 0,068 Þ eA = 0,39 iFaB/C0 = 1.277,475/14900 = 0,015 Þ eB = 0,3 Xét tỷ số: Tra bảng (11- 4)[1] ta tìm được XA = 0,45 ; YA = 0,45 XB = 1,4 ; YB = 1,81 + Khả năng tải động . QA = ( XA.V.FRA + YA.FaA).Kđ.Kt Thay số vào ta có: QA = (0,45.1486,214+1,4.1012,225).1.1=2085,911 (N) QB = ( XB.V.FRB+YB.FaB).Kđ.Kt Thay số vào ta có: QB = (0,45.880,873+1,81.277,475).1.1=898,623(N) Ta thấy QA > QB . Ta chọn QA để tính khả năng tải động. Ta có: Cđ = Q. Trong đó: Với ổ bi đỡ chặn: m = 3. Q = QB = 2085,911 (N) Lh =23360 (h) n = 1458 (vg/ph) L = 60.10-6.23360.1458 = 2043,533 ( triệu vòng ) Cđ = 2085,911. Ta thấy: Cđ = 26,47 (kN) > C = 21,1 (kN) => Chọn lại loại ổ. Với đường kính trục: d=25(mm). Tra bảng P2.11[1], ta chọn ổ đũa côn cỡ trung có các thông số sau. Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) D1 (mm) B (mm) C1 (mm) T (mm) r (mm) r1 (mm) a (mm) α (0) C (kN) Co (kN) 7305 25 62 67 17 15 18,25 2,0 0,8 4 13,5 29,6 20,9 *Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải của ổ Theo bảng 11.4[1], ta có e=1,5tg α =1,5.tg13,5= 0,36. + Lực dọc trục tác dụng lên các ổ. FsA= 0,83.e.FrA= 0,83.0,36.1486,214 = 444,08(N) FsB= 0,83.e.FrB= 0,83.0,36.880,873 = 259,205(N) + Tổng lực tác dụng lên ổ: åFZA = FSB + Fa1 = 259,205 + 734,75 = 993,955 (N) åFZB = FSA - Fa1 = 444,08 – 734,75 = - 290,67 (N) FaA = max(FSA,åFZA) = 993,955 (N) FaB = max(FSB, åFZB) = 259,205 (N) Xét tỷ số: Tra bảng (11- 4)[1] ta tìm được XA = 0,4 ; YA = 1 XB = 1,67 ; YB = 0 + Khả năng tải động QA = ( XA.V.FRA + YA.FaA).Kđ.Kt Thay số vào ta có: QA = (0,4.1486,214 + 1,67.993,955).1.1 = 2254,39 (N) QB = ( XB.V.FRB+YB.FaB).Kđ.Kt Thay số vào ta có: QB = (1.880,873+0.259,205).1.1 = 880,873 (N) Ta thấy QA > QB . Ta chọn QA để tính khả năng tải động. Ta có: Cđ = Q. Trong đó: Với ổ bi đỡ chặn: m = 3. Q = QB = 2254,39 (N) Lh =23360 (h) n = 1458 (vg/ph) L = 60.10-6.23360.1458 = 2043,533 ( triệu vòng ) Cđ = 2254,39. Ta thấy: Cđ = 28,608 (kN) < C = 29,6 (kN) + Khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6[1], ta có. Hệ số tải trọng hướng tâm: X0 = 0,5 Hệ số tải trọng dọc trục: Y0 = 0,916 => Qt = X0.Fr + Y0.FA = 0,5.1486,214 + 0,916.993,955 = 1653,57(N) Ta thấy: Qt = 1653,57 (N) < C0 = 20,9(kN) Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng làm việc 3.2.2 Chọn ổ lăn cho trục II B FYA FXA Fa3 Fa2 FYB FXB A Ta có: FXA = 3460,408(N); FXB = 4592,512(N) FYA = 896,573(N); FYB = 351,946 (N) Fa2 = 734,75(N); Fa3 = 1681,99 (N) Tổng phản lực tác dụng lên hai ổ : FRA = FRB = Tổng lực tác dụng lên trục và ổ: Fat = Fa3 - Fa2 = 1681,99 – 734,75 = 947,24(N) Ta thấy FRB < FRA ta xét tỷ số Chọn ổ bi đỡ cỡ nặng tra bảng P 2.7 *Chọn loại ổ Căn cứ vào đường kính trục, tra bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhỏ cho cả 2 gối. và có các thông số như sau: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C (KN) Co (KN) 406 30 90 23 2,5 37,2 27,5 Ta có: - Tra bảng (11- 4)[1] và phương pháp nội suy ta tìm được: e = 0,229 - Tìm X,Y : + Xét tỷ số: ; Tra bảng (11- 4)[1] và nội suy ta tìm được XA = 0,56 ; YA = 1,172 XB = 0,56 ; YB = 1,258 + Khả năng tải động QA = ( XA.V.FRA + YA.FaA).Kđ.Kt Thay số vào ta có: QA = (1.1.3574,67 + 0).1.1 = 3574,67 (N) QB = ( XB.V.FRB + YB.FaB).Kđ.Kt Thay số vào ta có: Q1 = (1.1.4605,978 + 0).1.1 = 4605,978 (N) Ta thấy: QB > QA. Chọn QA để tính khả năng tải động. Ta có: Cd = Q. Trong đó: Với m =3 Q = Q1 = 4605,978 (N) Lh =(10.. 25).1000 ; chọn =25000 (h) n = 294 (v/ph) L = 60.10-6.25000.294 = 441 ( triệu vòng ) Cd = 4605,978. Ta thấy Cd = 35,09 (KN) < C = 37,2 (KN) + Tính khả năng tải tĩnh QA = FrA = 3574,67 (N) QB = FrB = 4605,978 (N) Qt = 4605,978 (N) < C0 = 27,5 (KN) Kết luận : Vậy ổ bi đó chọn là thoả mãn Kết cấu ổ bi đỡ trục II Kết luận: Vậy ổ bi đã chọn là thoả mãn. 3.2.3. Chọn ổ lăn cho trục III FYA FXA FYB FXB Fa4 B A Ta có: FXA = 2242,089 (N); FXB = 1361,23 (N) FYA = 326,466 (N); FYB = 2544,446 (N) Fa4 = 1681,99 (N) Tổng phản lực tác dụng lên hai ổ là: FRA = FRB = *Chọn loại ổ Ta thấy FRA < FRB ta xét tỷ số Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp để tính Căn cứ vào đường kính trục và giả sử góc tiếp xúc bằng 120, tra bảng P2.12[1] ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp. Có các thông số sau: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) b=T (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) Co (kN) 46208 40 80 18 2,0 1,0 28,9 27,1 *Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải của ổ * Ta tìm esb Với ổ bi đỡ chặn ta có: =>esbA = 0,339 =>FsA=esbA.FrA = 0,339.2265,731 = 768,083(N) esbB = 0,357=>FsB = esbB.FrB = 0,357.2885,681 = 1030,188(N) Tổng lực tác dụng lên ổ : åFZA = FSB - Fa4 = 1030,188 – 1681,99 = - 651,802 (N). åFZB = FSA + Fa4 = 768,083 + 681,99 = 2450,073 (N) FaA = max(FSA,åFZA) = 768,083 (N) FaB = max(FSB, åFZB) = 2450,073 (N) Tính e chính xác: Ta có: iFaA/C0 = 1.768,083/27100 = 0,028 Þ eA = 0,34 iFaB/C0 = 1.2450,073/27100 = 0,09 Þ eB = 0,42 Xét tỷ số: Tra bảng (11- 4)[1] ta tìm được XA = 1 ; YA = 0 XB = 0,45 ; YB = 1,31 + Khả năng tải động QA = ( XA.V.FRA + YA.FaA).Kđ.Kt Thay số vào ta có : QA = (1.1.2265,732 + 0.768,083).1.1 = 2265,732 (N) QB = ( XB.V.FRB+YB.FaB).Kđ.Kt Thay số vào ta có: QB = (0,45.1.2885,681 + 1,31.2450,073).1.1 = 4508,152 (N) ta thấy QA < QB . Chọn QB để tính khả năng tải động. Ta có: Cđ = Q. Trong đó: Với ổ bi đỡ chặn m = 3. Q = QB = 4508,152 (N) Lh = 23360 (h) n = 117,6 (vg/ph) L = 60.10-6.23360.117,6 = 164,8 ( triệu vòng ) Cđ = 4508,152. Ta thấy Cđ = 24,781 (kN) < C = 28,9 (kN) + Khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6[1], ta có. Hệ số tải trọng hướng tâm: X0 = 0,5 Hệ số tải trọng dọc trục: Y0 = 0,47 => Qt = X0.Fr + Y0.Fa = 0,5.2885,681 + 0,47.2450,073 = 2594,37(N) Ta thấy: Qt = 2594,37 (N) < C0 = 27,1(kN) Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng làm việc. Kết cấu ổ bi đỡ chặn trục III 3.3 Tính chọn then Mối ghép then được dùng truyền moomen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại. Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi. Thường dùng hơn cả là then bằng ( hình vẽ ). 3.3.1 Tính chọn then cho trục I 1. Kích thước then. - Tại chỗ lắp bánh răng 1 + Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d = 32 (mm).Tra bảng (9 – 1a)[1] Ta có: b = 10(mm); h = 8(mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,3 (mm) + Chiều dài mayơ Lấy: Lm = 40 (mm) + Chiều dài then: Lt = (0,8 ¸ 0,9).Lm = (0,8 ¸ 0,9).40 = (32 ¸ 36) (mm) + Lấy theo tiêu chuẩn: Lt = 32 (mm) Llv = Lt - b = 32 – 10 = 22 (mm) - Tại chỗ lắp khớp nối + Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối là d = 20 (mm).Tra bảng (9 – 1a)[1] Ta có: b = 6 (mm); h = 6 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 3,5(mm) + Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 2,8 (mm) + Chiều dài mayơ Lấy: Lm = 25 (mm) + Chiều dài then : Lt = (0,8 ¸ 0,9).Lm = (0,8 ¸ 0,9).25 = (20 ¸ 22,5) Lấy theo tiêu chuẩn Lt = 22 (mm) Llv3 = Lt - b = 22 - 6 = 16 (mm) 2. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then - Tại chỗ lắp bánh răng 1 Áp dụng công thức : (MPa) Theo bảng (9-5)[1] ta có [sd] = 150 (MPa) Vậy sd < [sd] => Then đảm bảo điều kiện bền dập - Tại chỗ lắp khớp nối + Áp dụng công thức : (MPa) Theo bảng (9-5)[1] ta có [sd] = 150 (MPa) Vậy sd < [sd] => Then đảm bảo điều kiện bền dập 3. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then - Tại chỗ lắp bánh răng 1 (MPa) Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [tC] = (60 ¸ 90) (MPa) => tC < [tC] Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt - Tại chỗ lắp khớp nối (MPa) Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép [tC] = (60 ¸ 90) (MPa) => tC < [tC] Vậy then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt Chiều rộng vành răng của bánh răng 1 là: (mm) Ta thấy, (mm). Do đó trên trục I ta phải chế tạo bánh răng liền trục. 3.3.2 Tính chọn then cho trục II 1. Kích thước then - Tại chỗ lắp bánh răng 2 + Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d = 38 (mm).Tra bảng (9 – 1a )[1] Ta có: b = 10 (mm); h = 8 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5(mm) + Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,3 (mm) + Chiều dài mayơ Lấy: Lm = 60 (mm) + Chiều dài then : Lt = (0,8 ¸ 0,9).Lm = (0,8 ¸ 0,9).60 = (48 ¸ 54) + Lấy theo tiêu chuẩn: Lt = 50 (mm) Llv2 = Lt - b = 50 - 10 = 40 (mm) - Tại chỗ lắp bánh răng 3 + Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d = 40 (mm).Tra bảng (9 – 1a )[1] Ta có: b = 12 (mm); h = 8 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,3 (mm) + Chiều dài mayơ Lấy: Lm = 60 (mm) + Chiều dài then: Lt = (0,8 ¸ 0,9).Lm = (0,8 ¸ 0,9).60 = (48 ¸ 54) Lấy theo tiêu chuẩn: Lt = 50 (mm) Llv3 = Lt - b = 50 - 12 = 38 (mm) 2. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then: - Tại chỗ lắp bánh răng 2 + Áp dụng công thức : Theo bảng (9-5)[1] ta có [sd] = 150 (MPa) Vậy: sd < [sd] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền dập. - Tại chỗ lắp bánh răng 3 + Áp dụng công thức : Theo bảng (9-5)[1] ta có [sd] = 150 (MPa) Vậy sd < [sd] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền dập. 3. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then - Tại chỗ lắp bánh răng 2 + Áp dụng công thức + Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép: [tC] = (60 ¸ 90) (MPa) Vậy: tC < [tC] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt. - Tại chỗ lắp bánh răng 3 + Áp dụng công thức Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép: [tC] = (60 ¸ 90) (MPa) Vậy tC < [tC] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt. 3.3.3 Tính chọn then cho trục III 1. Kích thước then - Tại chỗ lắp bánh răng 4 + Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng là d = 48 (mm).Tra bảng (9 – 1b)[1] + Ta có: b = 14 (mm); h = 12 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 7 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,9 (mm) + Chiều dài mayơ : Lấy Lm = 60 (mm) + Chiều dài then: Lt = (0,8 ¸ 0,9).Lm = (0,8 ¸ 0,9).60 = (48 ¸ 54) (mm) Lấy theo tiêu chuẩn: Lt = 50 (mm) Llv = lt - b = 54 – 14 = 40 (mm) - Tại chỗ lắp khớp nối + Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối là d = 38 (mm).Tra bảng (9 – 1b )[1] + Ta có: b = 12 (mm); h = 11(mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5,5(mm) + Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,4 (mm) + Chiều dài mayơ Lấy: Lm = 50 (mm) + Chiều dài then: Lt = (0,8 ¸ 0,9).Lm = (0,8 ¸ 0,9).50 = (40 ¸ 45) Lấy theo tiêu chuẩn: Lt = 45 (mm) Llv3 = Lt - b = 45 - 12 = 33 (mm) 2. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then - Tại chỗ lắp bánh răng 4 + Áp dụng công thức : + Theo bảng (9-5)[1] ta có [sd] = 150 (MPa) Vậy sd < [sd] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền dập. - Tại chỗ lắp khớp nối + Áp dụng công thức : + Theo bảng (9-5)[1] ta có [sd] = 150 (MPa) Vậy sd > [sd] Then đã chọn không đảm bảo điều kiện bền dập. Do đó ta phải chế tạo 2 then. 3. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then - Tại chỗ lắp bánh răng 4 + Áp dụng công thức + Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép: [tC] = (60 ¸ 90) (MPa) Vậy tC < [tC] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt. - Tại chỗ lắp khớp nối + Áp dụng công thức + Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép: [tC] = (60 ¸ 90) (MPa) Vậy tC < [tC] Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt. 4.1 Tính chọn khớp nối - Để đảm bảo cho việc truyền momen xoắn từ trục động cơ sang trục I và trục III sang trục băng tải được ổn định, ta chọn khớp nối giữa 2 trục là khớp nối đàn hồi. Nhờ có bộ phận đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Khớp nối đàn hồi có ưu điểm sau. - Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. - Khớp nối có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, được dùng để truyền mô menxoắn nhỏ đến trung bình. Nối trục vòng đàn hồi 4.1.1 Chọn khớp nối trục I - Đường kính trục chỗ lắp khớp nối là: d = 20 (mm). + Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào mômen xoắn tính toán Tt. Tt = k.T £ [T] + Trong đó : T: mômen xoắn danh nghĩa: T = 56330,6(Nmm) k: hệ số chế độ làm việc , phụ thuộc vào loại máy công tác , tra bảng 16.1.[2] : k =1,5 ¸ 2 chọn k = 1,5 Þ Tt = 56330,6.1,5 = 84495,9 (Nmm) + Tra bảng 16.10.a.[2] được [T] = 63 (Nm) = 63000 (Nmm) Þ không thoả mãn. + Chọn đường kính chỗ lắp khớp nối là d = 25 mm + Tra bảng 16.10.a.[2] ta được: [T] = 125 (Nm) =125000 (Nmm) Þ thoả mãn . Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi là : T,Nm d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 125 25 125 145 60 45 90 4 4600 5 42 30 28 32 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: T,Nm dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi : + Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi sd = £ [s]d Trong đó : Z: số chốt Z = 4 D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt D0 = 90 (mm) dc: đường kính chốt dc = 14 (mm) l3: chiều dài các vòng đàn hồi l3 = 28 (mm) [s]d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su có: [s]d = 2 ¸ 4 (Mpa) (Mpa) < [s]d + Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt - Điều kiện sức bền của chốt : su = £ [s]u - Trong đó: Z: số chốt Z = 4 D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt D0 = 90 (mm) dc: đường kính chốt dc = 14 (mm) l0 = l1 + = 30 + 16 = 36 (mm) [s]u : ứng suất cho phép của chốt [s]u = 60 ¸ 80 (Mpa) (Mpa) < [s]u Þ Vậy khớp nối chọn đã thoả mãn 4.2 Chọn khớp nối trục III + Đường kính trục chỗ lắp khớp nối là d = 38 (mm). + Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào mômen xoắn tính toán Tt. Tt = k.T £ [T] + Trong đó : T : mômen xoắn danh nghĩa : T = 648035,71(Nmm) k: hệ số chế độ làm việc , phụ thuộc vào loại máy công tác , tra bảng 16.1.[2] k =1,5 ¸ 2 chọn k = 1,5 Þ Tt = 648035,71.1,5 = 972053,565 (Nmm) Tra bảng 16.10.a.[2] được [T] = 250 (Nm) =250000 (Nmm) Þ không thoả mãn Chọn đường kính chỗ lắp khớp nối là d = 50mm Tra bảng 16.10.a.[2] được [T] = 1000 (Nm) =1000000 (Nmm) Þ thoả mãn . Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi là T d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 1000 50 210 95 90 160 8 2850 6 70 40 36 40 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T (Nm) dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 1000 18 M12 25 80 42 20 36 2 + Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi - Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : sd = £ [s]d - Trong đó. Z: số chốt: Z = 8 D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: D0 = 160 (mm) dc: đường kính chốt dc = 18 (mm) l3: chiều dài các vòng đàn hồi l3 = 36 (mm) [s]d: ứng suất dập cho phép của vòng cao su [s]d = 2 ¸ 4 (Mpa) (Mpa) < [s]d + Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt - Điều kiện sức bền của chốt. su = £ [s]u - Trong đó : Z: số chốt Z = 8 D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt D0 = 160 (mm) dc: đường kính chốt: dc = 18 (mm) l0 = l1 + = 40 + 20 = 60 (mm) [s]u: ứng suất cho phép của chốt: [s]u = 60 ¸ 80 (Mpa) (Mpa) < [s]u Þ Vậy khớp nối chọn đã thoả mãn CHƯƠNG 4 CẤU TẠO VỎ HỘP – CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP I. Tính thiết kế vỏ hộp giảm tốc - Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm. 1. Tính kết cấu của vỏ hộp - Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục. 2. Kết cấu bánh răng - Chọn phương pháp rèn hoặc dập để chế tạo phôi bánh răng, vật liệu là thép C45. 3. Kết cấu lắp ổ - Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32. Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày. + Thân hộp d + Nắp hộp d1 Chọn d = 8mm Chọn: δ1 = 8mm Gân. + Chiều dày gân e + Chiều cao gân h + Độ dốc Chọn e = 7mm (mm), chọn h= 50mm Khoảng 20 Đường kính : + Bulông nền, d1 + Bulông cạnh ổ,d2 + Bulông ghép bích nắp và thân,d3 + Vít ghép nắp ổ, d4 + Vít ghép nắp cửa thăm, d5 =0,04.168 + 10 = 16,72 >12 Chọn d1 =16mm, chọn bulông M16. d2=0,8d1 = 0,8.16= 12,8(mm), chọn d2=12mm và chọn bulông M12 d3 = (0,8¸ 0,9).d2 =9,6-10,8(mm) Þ chọn d3 = 10 và chọn bulông M10 d4 = (0,6 ¸ 0,7)d2=(0,6 ¸ 0,7)12 = 7,2-8,4(mm) Chọn d4 = 8mm và chọn vít M8 d5 =( 0,5 ¸ 0,6)d2=( 0,5 ¸ 0,6)12= 6-7,2(mm) Chọn d5 = 8mm và chọn vít M8 Mặt bích ghép nắp và thân: + Chiều dày bích thân hộp, S3 + Chiều dày bích nắp hộp, S4 + Bề rộng bích nắp và thân, K3 S3 =(1,4-1,8)d3 = (1,4-1,8)10 = 14 – 18(mm) Chọn S3 = 16mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 =( 0,9 ¸ 1)16 = 14,4-16 (mm) Chọn S4 = 16mm = (19+15 + 4) – 4 = 34 (mm) Với = 1,6d2 + 1,3d2 =19+15+4 = 38 (mm) Mặt đế: + Chiều dày khi không có phần lồi S1 + Bề rộng mặt đế hộp, K1và q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1=(1,3 ¸ 1,5)16 = 20,8 ¸ 24(mm) Chọn S1 = 24mm k1 » 3.d1 » 3.16 = 48(mm) q³ k1 + 2.d = 48 +2.8 = 64 mm Khe hở giữa các chi tiết + Giữa bánh răng và thành trong hộp + Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp + Giữa mặt bên các bánh răng với nhau D ³ ( 1..1,2).d = (1..1,2)8 = 8..9,6 mm Chọn D = 9mm D1 = (3…5). d = (3…5).8 = 24…40 mm Chọn D1 = 25 [mm] D2 > d =8, lấy D2 =9 mm Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) » 600+300/ 200; chọn Z = 6 Sơ bộ chọn L=600, B=300 ( L,B:chiều dài và rộng của hộp). - Kích thước gối trục : + Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D2 và D3 : - Gối trục 1: D2 = 84, D3 = 110 - Gối trục 2: D2 = 84, D3 = 110 - Gối trục 3: D2 = 84, D3 = 110 + Tâm lỗ bu lông cạnh ổ. E2 = 1,6.d2= 19 mm; R2 = 1,3.d2 = 15,5mm C = D3/2 = 55 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ. K2 = E2 + R2 + (3 ¸ 5) = 38 mm II. Tính chọn các chi tiết máy phụ 1. Nắp ổ + Tra bảng 18.2 [2] + Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32 . Trục D D2 D3 D4 h d4 Z I 62 75 90 52 8 M6 4 II 90 110 135 85 12 M8 6 III 80 100 125 75 10 M8 6 d4 D D3 D2 C h S b a D d a 40 40 2. Vòng phớt + Để nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ. Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han rỉ. Ngoài ra còn đề phòng dầu chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt. Trục D d1 d2 D a b S0 I 28 29 27 40 6 4 10 III 45 46 44 60 9 6.5 12 3. Vòng chắn dầu + Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60. Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm. Vòng cách mép trong thành hộp 2 mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0.4 mm. 60° a t a = 6…9 t = 2…3 b 4. Nút thông hơi + Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Tra bảng 18.6[2] A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 5. Que thăm dầu + Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và được cho như hình vẽ. 6. Nút tháo dầu + Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc dị biến chất do đó cần phải thay dằu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Tra bảng 18.7[2]. d b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 D S b Do m d L 7. Cửa thăm + Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm. Tra bảng 18.5[2] ta có. A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8x22 4 8. Chốt định vị + Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ. 4 D1:50 III. Chọn dầu mỡ bôi trơn hộp giảm tốc + Phương pháp bôi trơn: vì vận tốc vòng v <12 m/s Þ ta dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu chứa trong hộp. + Tra bảng 18.11[2] chọn độ nhớt cần thiết là: độ nhớt Cetistoc ³ 70; độ nhớt Engle ³ 9,48 + Tra bảng 18.13[2] ta dùng dầu ôtô máy kéo AK – 20 để bôi trơn. Chọn dầu mỡ bôi trơn cho ổ lăn + Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật nó sẽ không bị mài mòn vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau. Ma sát trong ổ lăn sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng tản nhiệt tốt hơn, giảm được tiếng ồn, bảo vệ bề mặt không bị han rỉ. + Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của ổ. + Mỡ bôi trơn có nhiều ưu điểm hơn dầu như được giữ trong ổ dễ hơn, làm việc được lâu hơn, độ nhớt ít bị thay đổi vì nhiệt, tránh cho ổ khỏi tạp chất và độ ẩm. Chính vì vậy ta chon mỡ để bôi trơn ổ lăn. + Tra bảng 15.15.a[2] chọn loại mỡ T. Loại này đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ hoặc trung bình, ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn, T có tính năng chịu nước rất tốt cũng như chống gỉ cao. Để bôi trơn, mỡ được cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ. + Mỡ được đưa vào nhờ 1 vít trên lắp ổ. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập 1 Trịnh Chất – Lê Văn Uyển [2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - tập 1 Trịnh Chất – Lê Văn Uyển [3] Tập bản vẽ chi tiết máy [4] Sổ tay công nghệ chế tạo máy – Tập 1, 2,3 MỤC LỤC