HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT TRUYỀN ĐỘNG CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNGCHO ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O30, bánh răng nghiêng, hộp giảm tốc đồng trục, khai triển, thuyết minh hộp giảm tốc

Mục lục

Trang

A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

     I – Chọn động cơ........................................................................... 5

     II- Phân phối tỷ số truyền.............................................................. 7

     III- Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục......... 7

B- Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít.

     I- Chọn vật liệu trục vít- bánh vít.................................................. 8

     II- Xác định ứng xuất tiếp xúc mỏi cho phép................................. 9

     III- Xác định ứng xuất uốn cho phép............................................. 9

     IV- Xác định ứng xuất quá tải cho phép...................................... 10

     V- Sơ bộ chọn hiệu xuất, số mối ren trục vít............................... 10

     VI- Xác định thông số bộ truyền................................................. 10

     VII- Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc..................... 11

     VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít............................... 13

     IX- kiểm nghiệm quá tải .............................................................. 13

     X- xác định các kích thước hình học của bộ truyền...................... 14

C- Tính bộ truyền bánh răng

     I- Chọn vật liệu ........................................................................... 14

     II- Xác định ứng xuất cho phép................................................... 15

     III- Tính chọn một số thông số bộ truyền.................................... 17

     IV- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.................................... 18

     V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn............................................ 20

     VI- Kiểm nghiệm quá tải.............................................................. 22

     VII- Các thông số bộ truyền........................................................ 23

D- Tính bộ truyền xích

     I- Chọn số răng đĩa xích .............................................................. 24

     II- Xác định một số thông số bộ truyền....................................... 24

     III- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.................................... 26

     IV- Tính các thông số bộ truyền ................................................. 26

     V- Tính kiểm về độ bền tiếp xúc.................................................. 27

    

E- Tính trục

     I- Phân tích lực ăn khớp .............................................................. 28

     II- Vặt liệu chế tạo ...................................................................... 29

     III- Sơ bộ chọn aw và d................................................................ 29

     IV- Xác định chính xác đường kính trục ..................................... 32

     V- Định kết cấu và chọn then ..................................................... 38

     VI- Kiểm tra bền mỏi .................................................................. 39

     VII- Kiểm tra bền tĩnh  ................................................................ 41

     VIII- Tính chọn gối đỡ ................................................................ 42

G- Kết cấu vỏ hộp............................................................................ 49

H- Tính chọn dầu và mỡ bôi trơn..................................................... 56

K- Xác định và chọn các kiểu lắp..................................................... 58

M- Phương pháp lắp ráp các chi tiết trên hộp.................................. 60

J- Tính nhiệt .................................................................................... 61

          Tài liệu tham khảo         62

 

• CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .

I- Chọn động cơ.

1-xác định công suất động cơ .p

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

P_ct=.

Trong đó : P_ct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw].

P_t- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw].

h - Hiệu suất truyền động.

Ta có :

h = h_ôl³ .h_tv .h_1r. h_x h_kn.

Trong đó : h_ôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn .

h_tv- Hiệu suất của bộ truyền trục vít .

h_1r- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng .

h_x- Hiệu suất của bộ truyền xích  .

ở đây ta chọn bộ truyền trục vít không tự hãm với z₁=2.

Dựa vào bảng 2.3 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,như  sau.

Hiệu suất	Số lượng	Giá trị
hôl	3	(0.995)3
htv	1	0,75
h1r	1	0,98
hx	1	0,93

Do đó ta có:

h = h_ôl³ .h_tv .h_1r. h_x =(0,995)³.0,75.0,98.0,93 = 0,673. (1)

Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán P_t, mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng.

ở đây đề bài cho tải trọng không đổi - êm dịu và chế độ làm việc của động  cơ dài hạn.

Do đó ta có công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác .

P_t=P_lv.

Với hệ thống băng tải ta có:

P_lv=.

=> P_lv==0,64  [kw]     (2)  .

từ (1) và (2) ta có:

P_ct= = 0.95 [kw].

2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.

Ta có :       n_sl=n_lv.u_t.

Trong đó:  n_s1- Số vòng quay đồng bộ .

                n_lv- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của tang  quay.

                u_t- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.

Đối với hệ thống băng tải ta có :

n_lv== 6.11  [v/ph].

Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s].

                  D- Đường kính tang quay [mm].

Với sơ đồ đề bài ra thì :              U_t=U_h.U_x.

Tra bảng 2.4 sách thiết kế CTM ta chọn được U_h=80   ,U_x=3   Þ U_t=80.3=240

Vậy n_s1=n_lv..U_t= 6,11.240 =1466.77 [v/ph].

Ta chọn số vòng quay đồng bộ là n_s1 = 1500 v/ph.

3-Chọn quy cách động cơ.

Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau:  P_đc>P_ct..   n_đ1» n_s1.    .

Theo bảng phụ lục 1.2 với P_ct=0.95 kw và n_đ1=1500 v/hp ta chọn được động cơ có :

Ký hiệu	4A80A4Y3
Công suất động cơ	Pđc=1,1 kw
Vận tốc quay	N=1400
Tỷ số

    So với điều kiện trên ta có: P_đc=1,1 > P_ct=0.95.

> =1,4.

II- Phân phối tỷ số truyền .

Ta có U_t=.

Trong đó :  - Số vòng quay của động cơ .    n_đc=1400 v/ph   (chọn ở trên).

                   - Số vòng quay của trục tang .   n_lv=6,11 v/ph  (tính ở trên).

• U_t== 229.13

Mà U_t=U_x.U_h.

Ta chọn trước tỷ số truyền của xích: u_x=3

• U_h==76.38

Mặt khác U_h=U₁.U₂.

Với U₁- Tỷ số tryuền của bánh vít – trục vít.

       U₂- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng.

Đối với hộp giảm tốc trục vít –bánh răng để tìm U₁ có phương trình sau:

Có thể viết U₁=f(u_h,c,g) với c=c₁.q.l₁ ở đây ta lấy tgg=0,2 và khi bánh răng được chế tạo bằng thép nhóm I (HB<350) chọn c=2.

Từ đồ thị hình 3.24 Ta chọn được U₁=21

• U₂=......=  3,64

III- Xác địmh công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

Dựa vào công suất cần thiết P_ct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục.

P_I= P_ct.h_ôl

P_I= 0,95.0.995 = 0,945   [kw].

n_I = ......= 1400  [v/ph].

T_I = 9,55.10⁶..... = 6451,17 [N.mm]

Tương tự ta tính cho trục II,III.

Bảng thống kê

.
Công suất P,kw	0,95		0,945			0,705		0,688
Tỷ số truyền u		1		21			3,64
Số vòng quay n, v/p	1400		1400		66,67			18,31
Momen xoắn T, N.mm			6451,17		101098			358833,5

 

B- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT

• chọn vật liệu chế tạo trục vít - bánh vít.

Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trược lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính . Mặt khác do tỷ số truyền U lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn nhiều so với bánh vít, do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít.

Vì lực kéo lớn nhất trên băng tải cho F=8000N nên tải trọng chỉ là tải trọng trung bình vì vậy ta chọn vật liệu trục vít là thép 45 được tôi bề mặt hoặc tôi thể tích đạt độ rắn HRC= 45

Để chọn vật liệu bánh vít ta dựa vào vận tốc trượt , vận tốc trượt được chọn theo công thức gần đúng sau:

..................

Trong đó: V_s- Vận tốc trượt.      

                 n_I- Số vòng quay của trục vít.

                 P_I- Công suất của trục vít.

                 U_1­- Tỷ số truyền của trục vít.

• V_s= 8,8.10^-3.......= 2,98 [m/s].

Với  V_s = 2,98 m/s  < 5 m/s ta chọn vật liệu bánh vít là đồng thanh không thiếc.

Ta chọn đồng thanh nhôm sắt ni ken  ký hiệu: WPA(h 10-4-4.

II- xác định ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép .

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít làm bằng thép 45 nên khi thiết kế chỉ cần xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít, với bánh vít làm bằng đồng thanh nhôn sắt dạng hỏng về dính là nguy hiểm hơn cả, do đó ứng suất  tiếp xúc cho phép xác định từ điều kiện chống dính , nó phụ thuộc vào trị số vận tốc trượt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải tức là ứng suất tiếp xúc cho phép trong thường hợp này xác định từ độ bền tĩnh chứ không phải từ độ bền mỏi.

Với V_s= 2,98 m/s tra bảng 7.2 , ta chọn được trị số ứng suất tiếp xúc mỏi cho phép .

[s_H] = 221  Mpa.

Tra bảng 7.1 ta xác định được ứng suất bền và ứng suất chảy cho phép .

s_b= 600 Mpa.

s_ch= 200 Mpa.

III- xác định ứng suất uốn mỏi cho phép .

Đối với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc, ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau:

[s_F]=[s_F0].K_FL.

trong đó:    [s_F]-ứng suất suất uốn cho phép ứng với 10⁶ chu kỳ.

                   K_FL- Hệ số tuổi thọ .

                   [s_F]- ứng suất uốn mỏi cho phép .

Khi bộ truyền quay một chiều thì:

[s_F0] =1,25( 0,25s₁ + 0,08s_ch )

[s_F0]= 1,25(0,25.600 + 0,08.200) = 207,5   [Mpa].

Xác định hệ số tuổi thọ K_FL:
                                            K_FL= ........

                                       N_FE= 60.....

n_{2i ,} T_2i - số vòng quay trong một phút và mô men xoắn trên bánh vít ở chế độ thứ i

t_i-          số giờ làm việc ở chế độ thứ i

T_{2max –}   mô men xoắn lớn nhất trong các T_2i

................=5,67.10­­­⁷

• K_FL= ...........= 0,637
• [s_F]= [s_FO].K_Fl= 207,5.0,637=132,25  [Mpa].

IV- xác định ứng suất quá tải cho phép .

Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải cần xác định ứng suất tiếp cho phép khi quá tải [s_H]_max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [s_F]_max. Vì bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên:

[s_H]_max= 2s_ch= 2.200= 400  [Mpa].

    [s_F]_max= 0,8s_ch= 0,8.200= 160 [Mpa].

V- Sơ bộ chọn trị số hiệu suất h, hệ số tải trọng, chọn số mối ren trục  

vít và số răng bánh vít .

Ta chọn số mối ren trục vít    Z₁= 2Þ số răng bánh vít là :

Z₂= U₁.Z₁= 21.2= 42 răng.

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K_H= 1,2.

Với Z₁=2 , chọn sơ bộ hiệu suất trục vít h= 0,75, do đó momen xoắn trên trục bánh vít là: T_II=101098 (tính ở phần A).

VI- chọn hệ số đường kính q, môđun m, khoảng cách trục a_w.

Tính sơ bộ hệ số đường kính q theo công thức thực nghiệm:

q= 0,25.Z₂= 0,25.42=10,5

Theo bảng 7.3 ta chọn q=14

Khoảng cách trục a_w của bộ truyền được xác định theo công thức sau:

a_w1= (z₂+q).......

Trong đó :   z₂- Số răng bánh vít Z₂= 42

                   q- hệ số đường kính trục vít được tiêu chuẩn hoá theo   

                         môdun q= 14

                   T_II- Mômen xoắn trên trục bánh vít T_II= 101098 [N.mm] .

                   K_H- hệ số tải trọng K_H= 1,2 .

                   [s_H]- ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] = 221 [Mpa].

Thay số vào ta có:

a_w1= (z₂+q)........... = (42+14)..........= 84,05   [mm].

     Môdun của trục vít  được xác định từ a_w .

m= .....= 2,86 [mm].

Theo bảng 7.3 ta chọn được môdun tiêu chuẩn                           m=3 [mm].   

Tính lại khoảng các trục          a_W=m(Z₂+q)/2=3(42+14)/2=84

Vậy chọn a_W=85.

           Hệ số dịch chỉnh:   x=.......  =....=0,333

VII- kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất  tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:

s_H= .....[s_H].

Với a_w1, z₂và q đã biết, để tính s_H thì cần xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] theo vận tốc trượt V_s, mômen xoắn trên trục bánh vít ,hiệu xuất h và hệ số tải trọng K_H.

•   Góc vít được xác định theo công thức sau:

g_w= arctg....=arctg....7,76⁰

•   vận tốc trược xác định như sau:

V_s= .... = 3,25 [m/s].

Vậy ta chọn vật liệu bánh vít là phù hợp ,vì khi chọn vật liêu bánh vít ta chọn V_s < 5 m/s.         Tra bang  7.2  : [s_H]=215 MPA

• Tính hiệu suất của bộ truyền trục vít .

h= 0,95....

Với g_w là góc vít, j là góc ma sát.

Dựa vào vận tốc trượt V_s= 3,1 [m/s] theo bảng 7.4 ta xác định được j= 1,54.

Vậy h  = 0,95.....= 0,95.....= 0,79

Mô men được xác định lại là:     T₂=u₁.T₁.h_m h_ôl  =21.6451,17.0,995.0,79

                                                                              =107024,9 N/mm

•   xác định hệ số tải trọng K_H.

K_H= K_Hb.K_Hv.

Trong đó : K_Hb- Hệ số phân bố không đều tải trọng  trên chiều rộng vành

                         răng.Vì đầu bài cho tải trọng không đổi - êm dịu nên       K_Hb=1.

                 K_Hv- Hệ số tải trọng động .

Để xác định hệ số tải trọng động K_Hv phải dựa vào vận tốc trượt v_s để tra cấp chính xác bộ truyền .

Với v_s= 3,25 < 5 m/s theo bảng 7.6 ta tra được cấp chính bộ truyền là 8, theo bảng 7.7 tra được K_Hv= 1,2.

• K_H= 1.1,2= 1,2.

Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:

s_H=....=...=207,395Mpa

Xét tỷ số    .

Vậy s_H = 207,395 < [s_H] = 215 [Mpa], điều kiện ứng xuất tiếp xúc được thoả mãn.

VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít .

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép.

s_F= ...

Trong đó:   T_II- Momen xoắn trên trục bánh vít .

                  Y_F- Hệ số biên dạng răng, xác định theo số răng tương đương

                          Z_v=.....= 43,17

 tra bảng 7.8     Ta được Y_F=1,53.

K_F- Hệ số tải trọng khi tính về uốn  :  K_F= K_Fb.K_Fv= 1.1,2= 1,2.

         Vì tải tĩnh nên K_Fb= K_Hb= 1 và K_Fv= K_Hv= 1,2 .

d₂- Dường kính vòng chia bánh vít , d₂= m.z₂= 3.42= 126 mm.

b₂- Chiều rộng vành răng bánh vít .

         khi z₁= 2 thì b_2.... 0,75.d_a1.

  d_a1- Đường kính vòng đỉnh trục vít .

  d_a1= d₁ +2.m= m(q+2)=3(14+2)= 48.

• b_{2 ....} 0,75.48 =36 lấy b₂= 36 mm

m_n- môđun pháp của bánh vít : m_n= m.cosg= 3.cos7,75 =2,972.

• s_F=....=... = 20,4 [Mpa].

Vậy s_F =20,4 < [s_F]= 132,25 Mpa, điều kiện bền uốn được thoả mãn.

IX- Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.

Bộ truyền trục vít –bánh vít có thể bị quá tải khi mở máy hoặc khi hãm… do đó cần kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.với K_qt=T_mm/T= 1,4.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất cực đại không được vượt quá một trị số cho phép.

s_Hmax= s_H....[s_H]_max.

• s_Hmax= 207,39....=245,39< [s_H]_max=400 Mpa.

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân bánh vít , ứng suất uốn cực đại không được vược quá một trị số cho phép.

s_Fmax= s_F.K_qt.... [s_F]_max.

s_Fmax= 20,42.1,4=28,58 < [s_F]_max= 160 Mpa.

X- xác định các kích thước của bộ truyền theo bảng sau :

Bảng thống kê các thông số hình học của bộ truyền .

Thông số	Ký hiệu	Công thức	Trị số
Hệ số dịch chỉnh	x	X=aw/m-0.5(q+Z2)	0.333
Khoảng cách trục	aw1	0,5m.(q+Z2+2x)	85
Đường kính vòng chia	d	d1=qm,d2=m.Z2	d1= 42 d2=126
Đường kính vòng đỉnh	da	Da1=d1+2.m, Da2=m(2+z2+2.x)	da1=48 da2=134
Đường kính vòng đáy	df	df1= m(q-2,4) df2= m(z2-2,4+2x)	df1=34,8 df2=120,8
Đường kính ngoài của bánh vít	daM2	daM2... da2+1,5m	138,5
Chiều rộng bánh vít	b2	z2=2 thì b2..0,75.da1	36
Chiều dài ren trục vít	b1	b1³ (11 + 0,06.z2).m	40,56(chọn=60)
Bước ren trục vít	T	t = p.m	9,42
Góc ôm	d	d= arcsin...=	50,73

C- THIẾT KẾ BÁNH RĂNG .

I-Chọn vật liệu.

Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là như nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu như sau.

1-Chọn vật liệu bánh nhỏ:

Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB₁ = 230

                        Có  s_b1= 750 [Mpa].

                               s_ch1= 450 [Mpa].

2-Chọn vật liêu bánh lớn .

Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên

VII  Kiểm tra bền tĩnh

 Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc do quá tải đột ngột(chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệmtrục về độ bền tĩnh

công thức kiểm nghiệm có dạng

                                           s_tđ=

  Trong đó :    s=   - ứng suất pháp.           t= - ứng suất tiếp xúc.

Với thép CT5 . có s_b=500 Mpa  ;s_ch=300 Mpa.

[s]=0,8.300=240 Mpa.

d – đường kính đoạn trục.

M_max   ,T_max  - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Dựa theo kết cấu trục và các biểu đồ mô men tương ứng có thể thấy tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm lúc quá tải cần được kiểm tra về độ bền tĩnh

Trục I : tiết diện bI

Trục II : tiết diện  aII  lắp bánh vít

Trục III : tiết diện aIII,bIII lắp bánh răng và ổ lăn

Khi mở máy mômen tăng 1,4 lần vì vậy các lực và môn men tăng 1,4 lần ,dựa vào biểu đồ ta tính lại mômen tương đương và ứng suất kết quả tính toán được ghi trong bảng sau:

Thiết diện	d	Mmax	Tmax	t	s	std
bI	34.8	113445.08	9031.638	1.071516331	26.9183	26.9822226
aII	26	191308.32	141537.179	40.26433176	108.846	129.271706
aIII	38	359478.938	502366.97	45.77625838	65.5123	102.850645
bIII	35	472221.043	502366.97	58.58506939	110.139	149.757252

 Ta thấy s_td các tiết diện đều nhỏ hơn 240 vậy các tiết diện được kiểm tra đều đủ bền

VIII Tính chọn gối đỡ trục :

1. Tính chọn ổ cho trục I.

Vì trục vít khi làm việc sinh ra nhiệt lớn để đảm bảo sự ăn khớp chính xác ta bố chí hai ổ  đũa côn côn cùng một gối , còn gối kia là ổ tuỳ động, hai ổ đũa côn sẽ chịu hết lực dọc trục còn ổ tuỳ động chỉ chịu lực hướng tâm.

a- tính cho gối A

     Vì đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của F_r ngược vối chiều khi tính trục tức là cùng chiều với lực F(hợp lực của F_r1 F_t1) khi đó các phản lực tại hai gối đỡ là .

V₀ =

     ==174,65 (N)

   V₁= 528,46  (N)

     Nhận thấy các phản lực trong trường hợp này vẫn nhỏ hơn so với khi F_r ngược chiều với F nên ta lấy trường hợp F_r ngược chiều F để tính chọn ổ lăn .

Lúc đó V₀=953,32 (N),  V₁=373,06 (N).(đã tính ở phần tính trục I)

     Để chịu được lực dọc trục ta chọn ổ đũa côn một dãy.

Với d =30 mm theo bảng P2.11 chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ có

ký hiệu 7206 có D= 62mm, D₁ = 67mm, B = 16mm, c₁= 14 mm,

T= 17,25mm, r=1,5 mm, r₁= 0,5 mm, a=3,5 mm, a = 13,67⁰, C= 29,8 KN

C₀ = 22,3 KN.

• Tính kiểm nghiệm khả năng tải động .

Sơ đồ tính :

Do có sự phân bố tải trọng không đều cho nên coi như có 0,6 lực hướng tâm tác dụng lên ổ bên phải và lực hướng tâm còn lại tác dụng nên ổ kia, theo bảng 11.4  với ổ đũa côn tra được

e= 1,5.tga = 1,5.tg13,67= 0,365

F_s02= 0,83.e.0,6.F_rA = 0,83.0,365.0,6.373,06= 67,78 [N].

F_s01= 0,83.e.0,4.F_rA = 0,83.0,365.0,4.373,06 = 45,18 [N].

Theo bảng 11.5 với sơ đồ trên ta có tổng lực dọc trục tác dụng vào các ổ.

åF_a01 = F_s02- F_at =  67,78-1604,73 = -1536,9 [N].

åF_a02 = F_s01+ F_at =45,18 + 1604,73 =  1649,91[N].

                       với F_at  - Lực dọc trục vít.

Vì ổ 2 có F_a2, F_r2 lớn hơn ổ 1 nên ta tính cho ổ 2.

Tải trọng quy ước là:

Q₂ = (X.V.0,6.F_r + Y.F_a).k_t.k_đ.

Trong đó : X,Y – Hệ số tải trọng hướng tâm và hướng trục.

V- Hệ số kể vòng nào quay, chọn vòng trong quay nên V = 1.

k_t,k_đ- Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ và đặc tính tải trọng.

lấy k_t = 1 ( nhiệt độ t < 100⁰c), k_đ = 1 ( tải tĩnh)

xét   > e= 0,365 , theo bảng 11.4 tra được

X= 0,4, Y= 0,4.cotga = 0,4.cotg13,67 = 1,64.

• Q₂ = (0,4.1.0,6.373,06+1,64.1649,91).1.1= 2802,99 [N].

Thời gian làm việc của ổ là : L_h = 6.300.8 =14400 giờ.

• L =1209,6 triệu vòng.

Với ổ đũa côn C_d = Q.L^0,3.

Trong đó : Q- Tải trọng quy ước.

                  L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng.

• C_d = Q.L^0,3= 2,803.(1209,6)^0,3 = 23,57 KN < C = 29,8 KN.

• Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh.

Q_t = X₀.0,6F_rA+Y₀.F_aA2.

Q_t= 0,6F_rA.

Chọn Q_t  lớn hơn để kiểm tra theo điều kiện Q_t £ C₀.

Trong đó : X₀,Y_0­ – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục  theo bảng 11.6 với ổ đũa côn tra được X­₀= 0,5,

                         Y₀= 0,22.cotga= 0,22.cotg13,67 = 0,9.

• Q_t = X₀.0,6F_rA+Y₀.F_aA2 = 0,5.0,6.373,06+0,9.1649,91 = 1604,31 N
• Q_t = 0,6F_rA = 0,6.373,06  =223,836 N

Vậy Q_t= 1,604 < C_o = 22,3 [KN]

• Kiểm nghiêm khả năng quay nhanh.

                           n_th= [d_mn].k­₁.k_2.k₃/d_m

k₁=1 vì d_m=(30+67)/2=48,5 <100   ;   k₂=1 (ổ cỡ nhẹ );k₃=0,9(L_h=14400 giờ)

[d_mn]=3.10⁵ (  ổ đũa côn 1 dãy bôi trơn bằng dầu )

                          n_th=3.10⁵.1.1.0,9/48,5=5567 >1400 v/ph

Vậy ổ thoả măn khả năng quay nhanh

b- Tính chọn cho gối B.

Ở gối B là ổ tuỳ động  chỉ chịu lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy với d= 30 mm theo bảng p2.7 chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ có ký hiệu  206 , D= 62 mm, B=16 mm, r=1,5, C=15,3 KN, C₀= 10,20 KN.

• Kiểm nghiệm theo khả năng tải động.

Với F_a = 0 ta có :

Q= X.V.F_r1.k_t.k_đ

Với ổ đỡ chịu lực hướng tâm nên X=1 ,V=1(vòng trong quay),

k_t= 1 (t<100⁰c), k_đ= 1( tải trọng tĩnh).

=> Q= X.V.F_r1.k_t.k_đ= 1.1.953,32.1.1 = 953,32 [N]

L_h= 14400 giờ (tính ở trên) nên  L = = 1290,6 triệu vòng .

Với ổ bi ta có C_d=  =10,157 KN< C = 15,3 KN.

• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

       Q_t = X₀.F_r+Y₀.F_a.

Q_t= F_r.

Chọn Q_t  lớn hơn để kiểm tra theo điều kiện Q_t £ C₀.

Trong đó : X₀,Y_0­ – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục  theo bảng 11.6 với ổ bi đỡ tra được X­₀= 0,6,Y₀= 0,5.

• Q_t =F_r = 953,32 N = 0,953 KN.

Vậy Q_t= 0,953 < C_o = 10,2 [KN]

• Kiểm nghiêm khả năng quay nhanh

                               n_th= [d_mn].k­₁.k_2.k₃/d_m

k₁=1 vì d_m=(30+62)/2=46 <100   ;   k₂=1 (ổ cỡ nhẹ );k₃=0,9(L_h=14400 giờ)

[d_mn]=5,5.10⁵ (  ổ bi 1 dãy bôi trơn bằng dầu )

                               n_th=5,5.10⁵.1.1.0,9/46 =10760,8 >1400 v/ph

Vậy ổ thoả măn khả năng quay nhanh

1. Tính chọn ổ trục II

• Phân tích phản lực gối tựa và chọn ổ

  F_Ax^II=1444,5   ;F_Ay^II=1057,31   Þ  F_A^II= =1790,1 N

  F_Bx^II=1182,75  ;F_By^II=2209,2    Þ  F_B^II= =2502,88 N

Vậy tính chọn tại gối B

Vì trục II lắp bánh vít nên để chịu được lực dọc trục và tăng độ cứng vững cho trục ta chọn ổ đũa côn.

Với d = 20 mm theo bảng P2.11 chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ có ký hiệu 7204 có D= 47 mm, D₁ = 51 mm, B = 14 mm, c₁= 12mm, T= 15,25mm, r= 1,5mm, r₁= 0,5mm, a= 3 mm, a = 13,5⁰, C= 19,1 KN, C₀ = 13,3 KN.

• Tính kiểm nghiệm khả năng tải động .

Sơ đồ tính :                 

       F_r0= F_A^II=1790,1 N            F_r1= F_B^II=2505,88 N

Theo bảng 11.4  với ổ đũa côn tra đượce= 1,5.tga = 1,5.tg13,5 = 0,36.

F_s0= 0,83.e.F_r0 = 0,83.0,36.1790,1 = 535,06 [N].

F_s1= 0,83.e.F_r1 = 0,83.0,36.2505,88 = 749 [N].

Theo bảng 11.5 với sơ đồ trên ta có tổng lực dọc trục tác dụng vào các ổ.

åF_a0 = F_s1- F_a = 749-261,6  =487,4 [N].

       åF_a1 = F_s0 +  F_a = 535,06-261,6 = 796,6[N].

åF_a0 < F_s0 lấy F_a0 = F_s0 =  535,06[N]

åF_a1 > F_s1 lấy F_a1 =åF_s1 = 796,6 [N]

với F_a  - Lực dọc trục vít.

Tải trọng quy ước là:

Q = (X.V.0,6.F_r + Y.F_a).k_t.k_đ.

Trong đó : X,Y – Hệ số tải trọng hướng tâm và hướng trục.

V- Hệ số kể vòng nào quay, chọn vòng trong quay nên V = 1.

k_t,k_đ- Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ và đặc tính tải trọng.

lấy k_t = 1 ( nhiệt độ t < 100⁰c), k_đ = 1 ( tải tĩnh)

xét   < e= 0,36 ,

xét   < e= 0,36 , theo bảng 11.4 tra được X= 1, Y= 0

• Q₁ =Q=1.2505,88.1=2505,88 [N]

          Vì  Q₀ < Q₁ nên ta chỉ tính cho ổ gối 1 còn ổ gối 0 chọn ổ giống như ổ 1.

Thời gian làm việc của ổ là : L_h = 6.300.8 =14400 giờ.

• L = triệu vòng.

Với ổ đũa côn C_d = Q.L^0,3.

Trong đó : Q- Tải trọng quy ước.

L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng.

• C_d = Q.L^0,3= 2,505.(57,6)^0,3 = 8,45 KN < C = 19,1 KN.

• Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh.

Q_t = X₀.F_r1+Y₀.F_a1.

Q_t= F_r1.

Chọn Q_t  lớn hơn để kiểm tra theo điều kiện Q_t £ C₀.

Trong đó : X₀,Y_0­ – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục  theo bảng 11.6 với ổ đũa côn tra được X­₀= 0,5, Y₀= 0,22.cotga= 0,22.cotg13,5 = 0,91.

• Q_t = X₀.F_r1+Y₀.F_a1 = 0,5.2505,88+0,91.796,6 = 1982,9 N
• Q_t = F_r1 = 2505,88 N

Vậy Q_t= 2,506< C_o = 13,3 [KN]

• Kiểm tra khả năng quay nhanh

                                    n_th= [d_mn].k­₁.k_2.k₃/d_m

k₁=1 vì d_m=(20+51)/2=35,5 <100   ;   k₂=1 (ổ cỡ nhẹ );k₃=0,9(L_h=14400 giờ)

[d_mn]=2,5.10⁵ (  ổ đũa côn 1 dãy bôi trơn bằng mỡ )

                          n_th=2,5.10⁵.1.1.0,9/35,5=6338,02 >1400 v/ph

Vậy ổ thoả măn khả năng quay nhanh

1. Tính chọn ổ cho trục III.

• Phân tích lực và chọn ổ

F_Ax^III=1129,31   ;F_Ay^III=1133,17  Þ  F_A^III= =1599,82 N

  F_Bx^III=6209,33  ;F_By^III=610,67    Þ  F_B^III= =6239,28 N

Vậy tính chọn tại gối B

Trục III không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy.

chọn sơ bộ ổ loại cỡ  nhẹ, ký hiệu 207 có C = 20,1 KN,C₀ = 13,9KN, d=35 mm, D= 72mm,

• Tính kiểm nghiệm khả năng tải động .

Sơ đồ tính :

Vì F_A^III < F_B^III nên ta chỉ tính cho gối 1 còn gối 0 chọn ổ giống như gối 1.

Tải trọng quy ước là:

Q = (X.V.F_r1 + Y.F_a).k_t.k_đ.

Trong đó : X,Y – Hệ số tải trọng hướng tâm và hướng trục.

V- Hệ số kể vòng nào quay.

k_t,k_đ- Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ và đặc tính tải trọng.

Lấy V= 1 ( vòng trong quay) , k_t = 1 ( nhiệt độ t < 100⁰c),

k_đ = 1 ( tải tĩnh), với ổ đỡ một dãy X=1,do không có lực dọc trục F_a nên ta có:

• Q = X.V.F_r1.k_t.k_đ=  1.1.6239,28.1.1= 6239,28 [N].

Thời gian làm việc của ổ là: L_h= 6.300.8 = 14 giờ.

• L =15,82 triệu vòng.

         Với ổ bi C_d = Q.15662,77 N

         C_d=15,66 KN < 20,1 N

• Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh.

Q_t = X₀.F_r+Y₀.F_a.

Q_t= F_r.

Chọn Q_t  lớn hơn để kiểm tra theo điều kiện Q_t £ C₀.

Trong đó : X₀,Y_0­ – Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng hướng trục  theo bảng 11.6 với ổ bi đỡ tra được X­₀= 0,6,Y₀= 0,5.vì F_a = 0 nên ta có:

• Q_t = X₀.F_r1 = 0,6.6239,28 = 3743,57 N
• Q_t = F_r1 =  6239,28  N

Vậy Q_t= 6239,28 KN < C_o = 13,9 [KN]

• Kiểm tra khả năng quay nhanh

        n_th= [d_mn].k­₁.k_2.k₃/d_m

k₁=1 vì d_m=(35+72)/2=53,5 <100   ;   k₂=1 (ổ cỡ nhẹ );k₃=0,9(L_h=14400 giờ)

[d_mn]=4,5.10⁵ (  ổ bi 1 dãy bôi trơn bằng mỡ )

                               n_th=4,5.10⁵.1.1.0,9/53,5 =7570,1  v/ph

Vậy ổ thoả măn khả năng quay nhanh

G- TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP.

1. Tính chọn khớp nối .

Dựa vào momen xoắn T_t=k.T₁=1,4.6,45 =9,03 KNm  trên trục và trục của động cơ d= 22  mm (tra bảng P1.7) ta chọn nối trục đàn hồi theo bảng 16-10a tra được 

D= 90 mm, d_m = 36 mm, L =  104 mm, d₁ = 36 mm, D₀ = 63mm,

z= 4, d₀=8, l₃=10,l_o=28

Sau khi chọn được nối trục cần kiểm ngiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt

• Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi :

s_d=

Với băng tải theo bảng 16-1 lấy k= 1,4,

T – momen xoắn danh nghĩa trên trục, T = 6451,17 [N.mm].

• s_d= = 0,89 < [s]_d = 2 [Mpa].

• Điều kiện sức bền của chốt .

                                 s_u = [Mpa].

2. Vỏ hộp .

Chọn vỏ hộp đúc, mặt lắp ghép giữa thân và lắp là mặt phẳng đi qua các trục để việc lắp ghép được dễ dàng.

Theo bảng 18-1 cho phép ta tính được các kích thước các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp.

1. Chiều dày thân và lắp.

•        Chiều dầy thân hộp  d : Xác định theo công thức sau.

d = 0,03.a_w +3 = 8,25 [mm].

Lấy d = 10 mm.

•        Chiều dầy lắp hộp d₁: d₁ = 0,9. d = 0,9.10 = 9 [mm].

1. Gân tăng cứng .

•        Chiều dầy gân e : e= (0,8...1).d = (0,8...0,9).10 = 8...10 [mm].

Lấy e = 9 mm.

•        Chiều cao h : lấy h = 56 [mm].

•        Độ dốc lấy = 2⁰.

1. Các đường kính bulong và vít.

•        Đường kính bulông nền d₁ :

d₁ > 0,04.a_w + 10 = 0,04.175 + 10 = 17 [mm].

Lấy d₁ = 20 mm, chọn bulông M20 ( theo TCVN).

•        Đường kính bulông cạnh ổ d₂ :

d₂ = (0,7...0,8).d₁ = (0,7...0,8).20 = 14...16 [mm].

Lấy d₂ = 16 mm, chọn bulông M16 ( theo TCVN).

•        Đường kính bulông ghép bích nắp và thân .

d₃ = (0,8...0,9).d₂= (0,8...0,9).16 = 12,8...14,4 [mm].

Lấy d₃= 14 mm, chọn bulông theo TCVN : M14.

•        Đường kính vít ghép nắp ổ d₄:

d₄ = (0,6...0,7).d₂ = (0,6...0,7).16 = 9,6...11,2[mm].

Lấy d₄=10mm, chọn vít M10.( theo TCVN)

+Đường kính vít nắp cửa thăm d₅ :

d₅ = (0,5...0,6).d₂ = (0,5...0,6).16 = 8...9,6 [mm].

Lấy d₅= 8mm, chọn vít M8.(theo TCVN)

1. Mặt bích ghép nắp và thân.

• Chiều dầy bích thân hộp s₃:

s₃= (1,4...1,8).d₃= (1,4...1,8).14 = 19,6...25,2 [mm].

Lấy s₃ = 20 mm.

• Chiều dầy bích nắp hộp S₄:

s₄= (0,9...1).s₃ = s₃= 20 [mm]

•        Bề rộng bích nắp và thân :

K₃ = k₂- (3 ¸5)mm.

K₂ = E₂ + R₂+(3 ¸5)mm.

E₂= 1,6.d₂ = 1,6.16 = 25,6 [mm]

lấy E₂ = 26.

R₂ = 1,3.d₂= 1,3.16 = 20,8[mm], lấy R₂= 21 mm.

•   K₂ = E₂ + R₂+(3 ¸5)mm.= 26+21+3mm= 50[mm].

K₃  = k₂ - (3 ¸5)mm = k₂- 4 = 50 – 4 = 46 [mm].

1. Gối trên vỏ hộp .

Gối trục cần phải đủ độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ , để dễ gia công mặt ngoài của tất cả các gối đỡ nằm trong cùng một mặt phẳng . Đường kính ngoài của gối trục được chọn theo đường kính nắp ổ, theo công thức ta tính được các kích thước của các gối như sau:

Kích thước (mm)	Gối 0 trục I	Trục II	Trục III
D	67	51	72
D2	95	65	90
D3	115	95	115
d4	M8	M8	M10
Z	6	6	6

+ Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ : K₂= 50 [mm] (tính ở trên)

• Tâm lỗ bu lông với cạnh ổ: E₂ = 26 [mm],

• h xác định theo kết cấu,

k ³ 1,2.d₂ = 1,2.16 = 19,2[mm] , Lấy k= 20mm.

1. Đế hộp .

•        Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s₁.

S₁ = (1,3..1,5).d₁ = (1,3..1,5).20 = 26..30 [mm].

Chọn S₁ = 25 [mm].

•        Bề rộng mặt đế hộp: K₁  = 3.d₁  = 3.20 = 60 [mm].

q³ k₁ + 2.d = 60 +20 = 80 [mm].

1. Khe hở giữa các chi tiết .

•        Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp.

D ³ ( 1..1,2).d = (1..1,2)10 = 10..12 [mm].

Chọn D = 12 [mm]

•        Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp.

D₁ = (3..5). d = (3..5).10 = 30..50 [mm], Chọn D₁ = 30 [mm].

•        Khe hở giữa các bánh răng với nhau D> d = 10, lấy D = 15mm.

1. Số lượng bulông nền.

Z=  Lấy Z= 4

Sơ bộ chọn L = 250mm, B= 600mm.

1. Cửa thăm.

Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ , theo bảng 18-5 trađược các kích thước của cửa thăm.

1. Nút thông hơi.

Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng  18-6 tra được các kích thước như hình vẽ.

1. Nút tháo dầu.

Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất , do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu trụ, kết cấu và kích thước như hình vẽ (các kích thước tra       

bảng 18-7.)

12- Kiểm tra mức dầu.

13- Chốt định vị .

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục .Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi xiết  bulông ,không bị  biến dạng vòng ngoài ổ .

14- ống lót và nắp ổ.

• ống lót. ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp trục vít , ống lót làm bằng gang GX15-32 , trong ngành chế tạo máy, kích thước ống lót được chọn như sau:

•        Chiều dầy d = 6..8 mm, ta chọn d = 6 mm,

•        Chiều dầy vai d₁ và chiều dầy bích d₂.

d₁= d₂ = d.

•        Đường kính lỗ lắp ống lót : D’ = D +2. d = 67 +12 = 79 [mm].

•        Đường kính tâm lỗ vít :

D₂ = D’ + (1,6..2).d₄ = 79 + ( 1,6..2).8 = 91,8…95 [mm].

Chọn D₂ = 95 [mm].

•        Theo bảng 18-2 chọn vít M8 số lượng 6 chiếc.

•        Đường kính ngoài của bích:

D₃ = D’ + 4,4.d₄ = 79 + 4,4.8 = 114,2 [mm], lấy D₃ = 115mm.

H- TÍNH CHỌN  DẦU VÀ MỠ BÔI TRƠN.

1-Chọn dầu và phương pháp bôi trơn trong hộp và ngoai hộp.

a­- Bôi trơn trong hộp.

Vận tốc vòng của trục vít là:

V₁ = = 3,07 [m/s].

............................................................................................................

- PHƯƠNG PHÁP LẮP RÁP HỘP GIẢM TỐC.

1-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục.

Ổ lăn được lắp trên trục hoặc nên vỏ hộp bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng, để tránh biến dạng đường lăn và không cho các lực khi lắp tác dụng trực tiếp qua các con lăn, cần tác dụng  lực đồng đều trên vòng trong khi lắp ổ trên trục hoặc vòng ngoài trên vỏ , mặt khác để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ , trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nên trục hoặc lố hộp.

Lắp bánh răng, bánh vít , khớp nối , đĩa xích ta dùng phương pháp ép trực tiếp hoặc nung nóng với phần dẫn hướng như trên ta đã nêu, bánh răng bánh vít cần được lắp đúng vị trí đã định , nếu chiều dài mayơ lớn hơn nhiều so với đường kính trục tại chỗ lắp ghép thì cần có biện  pháp đơn giảm đẻ khống chế theo phương dọc trục.

ở đây dùng bạc chặn và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng, bánh vít trên trục , khi sử dụng cần đảm bảo sự  tiếp xúc chính xác giữa các mặt mút bánh răng, bánh vít, bạc chặn và vòng ổ , vì vậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc.

2- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền .

Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

Khi đó chiều rộng bánh răng nhỏ là: b_w = 53.55.110% = 58,9 [mm],

lấy b_w= 60 mm.

Đối với bộ truyền trục vít – bánh vít , để đảm bảo sự ăn khớp chính xác giữa ren trục vít và răng bánh vít cần đảm bảo khoảng cách trục, góc giữa bánh vít và trục vít, và đảm bảo mặt trung bình của bánh vít đi qua trục vít độ chính xác về vị trí trung bình của bánh vít so với trục vít được xác định bằng tổng sai số của một số chi tiết nằm trong chuỗi kích thước của nó .

Để đảm bảo sự ăn khớp của bộ truyền trục vít có hai phương pháp sau:  

+ Dịch chỉnh trục vít nhờ bộ đệm điều chỉnh có chiều dầy khác nhau lắp giữa lắp và vỏ hộp .

• Dịch chỉnh các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị từng bánh

3-Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn.

Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục .Theo bảng 15-12 đối với ổ đũa côn lắp trên trục I và II ta tra được khe hở dọc trục cho phép la: Min = 20 mm, max =40 mm.

Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau:

• Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa lắp và vỏ hộp.

• Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục.

• Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khác nhau.

 J - TÍNH NHIỆT TRUYỀN ĐỘNG TRỤC VÍT.

Bộ truyền trục vít đã được thiết kế có thể làm việc không ổ định, thậm chí hư hỏng nếu trong quá trình làm việc nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt lương không toả kịp thời , vì vậy cần kiểm nghiệm về nhiệt, xuât pháp từ điều kiện nhiệt độ sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt dộ thoát đi.

t_d = t₀  + .

Trong đó : t₀-Nhiệt độ môi trường xung quanh, lấy t₀ = 20⁰c.

h - Hiệu xuất bộ truyền, h = 0,79

P- Công xuất trên trục vít, P= 0,945 Kw.

K_t –Hệ số toả nhiệt, K_t = 17 w/m².⁰c.

• Diện tích thoát nhiệt.

A = A₁ + A_2.

A₁- Diện tích bề mặt không có ngân ,

                                     A₁ = 20.0,085² =0.1445  m².

A₂ – Diện tích tính toán bề mặt của bề mặt ngân.

A₂ = 0,1.A₁ = 0,1.0,1445 = 0,01445 m².

y - Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuông bệ máy,  

                       y =0,3

     b - Hệ số giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian, b = 1.

• A= A₁ + A_2.= 0,1445+ 0,01445 = 0,15895 m².
• t_d = t₀  + = 76,5 < [t_d] = 100 ⁰c.

Vậy hộp giảm tốc được làm mát bằng cách để nhiệt toả qua vách hộp.

Bảng thông kê các chi tiết tiêu chuẩn.

TT	Ký hiệu	Tên gọi	Số lượng	Ghi chú
1	M8	Bulông	18	bulông nắp trục vít ,trục II
2	M10	Bulông	12	Bulông nắp ổ trục III
3	M14	Bulông	6	Ghép nắp bích và thân
4	M16	Bulông	8	bulông cạnh ổ
5	M20	Bulông	4	Bulông nền
6	206	ổ bi đỡ	1	ổ tuỳ động trục I
7	207	ổ bi đỡ	2	Lắp trên trục III
8	7206	ổ đũa côn	2	Lắp trên trục vít
9	7204	ổ đũa côn	2	Lắp trên trục II

  Tài liệu tham khảo

1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II, nhà xuất bản Giáo dục-1999.
2. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II,     nhà xuất bản Giáo dục.
3. Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dẫn làm bài tập dung sai, Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000.