Đồ Án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn Động cơ khí hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

+ Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được.. Trong công nghiệp thường sử dụng động cơ xoaychiều ba pha k

TÌM ĐỘNG CƠ CHO BỘ TRUYỀN

- Động cơ điện một chiều:

Động cơ điện một chiều và hệ thống động cơ – máy phát với dòng điện kích từ điều chỉnh mang lại nhiều ưu điểm, cho phép thay đổi momen và vận tốc góc trong phạm vi rộng Điều này đảm bảo quá trình khởi động êm ái, hãm và đảo chiều dễ dàng, khiến chúng trở thành lựa chọn phổ biến cho các thiết bị vận chuyển điện, thang máy, máy trục và các thiết bị thí nghiệm.

+ Nhược điểm: Đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.

- Động cơ điện xoay chiều:

+ Bao gồm hai loại: một pha và ba pha.

Động cơ một pha có công suất nhỏ, thích hợp để kết nối với mạng điện chiếu sáng, mang lại sự tiện lợi cho các thiết bị gia đình, tuy nhiên hiệu suất hoạt động 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, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được

Động cơ ba pha không đồng bộ bao gồm hai loại: rôto dây quấn và rôto ngắn mạch Trong ngành công nghiệp, động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch được ưa chuộng nhờ vào thiết kế đơn giản, chi phí thấp, dễ bảo trì và độ tin cậy cao Đặc biệt, loại động cơ này có thể kết nối trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.

 Thông qua phân tích và những yêu cầu của đề bài:

- Chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch

Với kết cấu đơn giản và giá thành hợp lý, thiết bị này dễ dàng bảo quản và làm việc hiệu quả Đặc biệt, nó đáng tin cậy và có khả năng kết nối trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.

BỘ TRUYỀN NGOÀI

 Bộ truyền lực có tính đàn hồi, có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành thấp.

 Bộ truyền đai có khả năng truyền chuyển động giữa hai trục khá xa nhau, mà kích thước của bộ truyền không lớn lắm.

 Bộ truyền làm việc êm, không gây tiếng ồn, chịu sốc, không cần bôi trơn, phí tốn bảo dưỡng ít.

 Đảm bảo an toàn cho động cơ khi có quả tải.

 Bộ truyền đai có trượt qua sự giãn nở của dây đai, nên tỉ số truyền và số vòng quay không ổn định, khả năng tải không cao.

 Kích thước của bộ truyền lớn hơn bộ truyền khác, khi làm việc với tải trọng lực kéo như nhau.

 Tuổi thọ của bộ truyền tương đối thấp, đặc biệt khi làm với vận tốc cao.

 Lực tác dụng lên trục và ổ lớn, có thể gấp 2-3 lần so với các bộ truyền khác.

 Thêm tải trọng lên ổ trục do lực căng cần thiết của dây đai Nhiệt độ ứng dụng bị giới hạn.

 Có thể làm việc khi quá tải đột ngột, hiệu suất cao hơn, không có hiện tượng trượt.

 Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn

 Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và số vòng quay.

Bộ truyền xích hoạt động dựa trên sự ăn khớp giữa xích và đĩa nhông, cho phép truyền công suất hiệu quả Khác với bộ truyền đai, góc ôm không đóng vai trò quan trọng trong hệ thống này, giúp truyền động cho nhiều đĩa xích đồng dẫn một cách linh hoạt.

Bộ truyền xích với hệ thống nhông đĩa xích và xích có nhược điểm do sự phân bổ không đồng đều của các điểm bố trí xích trên đĩa xích, đặc biệt là khi sử dụng từ ba nhông đĩa xích trở lên Điều này dẫn đến hiện tượng các mắt xích xoay tương đối khi vào và ra khớp, gây mòn bản lề xích, tạo ra tải trọng phụ thụ động và tiếng ồn trong quá trình hoạt động Hệ thống cũng gặp phải sự thay đổi tỉ số truyền tức thời, làm thay đổi vận tốc của xích và bánh xích, do đó yêu cầu bôi trơn thường xuyên và cần có bộ phận điều chỉnh xích.

 Do yêu cầu của hệ dẫn động cơ khí làm việc êm nên ta chọn bộ truyền đai làm bộ truyền ngoài (cụ thể là đai dẹt)

HỘP GIẢM TỐC

Phương án 1: Hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng

 Có cấu tạo đơn giản, dễ gia công và lắp đặt

 Hiệu suất truyền động cao, truyền tải lực lớn.

 Dễ dàng thay thế và bảo dưỡng

 Gây tiếng ồn và rung động khi vận hành ở tốc độ cao.

 Cần có khoảng cách giữa các bánh răng để tránh va chạm.

Phương án II: Hộp giảm tốc một cấp bánh răng trụ răng nghiêng

 Giảm thiểu tiếng ồn và rung động khi vận hành ở tốc độ cao

 Không cần có khoảng cách giữa các bánh răng

 Tăng khả năng truyền mô-men xoắn

 Giảm thiểu lực tác động lên trục bánh răng

 Có cấu tạo phức tạp hơn, khó gia công và lắp đặt

 Giá thành cao hơn bánh răng trụ răng thẳng

 Có thêm lực dọc trục

Phương án III: Hộp giảm tốc một cấp bánh răng côn răng xoắn

 Giảm thiểu tiếng ồn và rung động.

 Tăng khả năng truyền mô-men xoắn.

 Có cấu tạo phức tạp hơn, khó gia công và lắp đặt, giá thành cao.

Kết luận

Chúng tôi đã chọn bánh răng trụ răng nghiêng làm bộ truyền trong hộp giảm tốc vì những ưu điểm vượt trội như khả năng truyền mô-men xoắn hiệu quả, tiếng ồn và rung động ở mức tối ưu Ngoài ra, sản phẩm này có giá thành rẻ, dễ tháo lắp, chi phí sản xuất thấp và bảo trì cũng rất đơn giản.

KHỚP NỐI

- Ta cần thiết kế một khớp nối để nối trục của hộp giảm tốc với trục của băng tải Cần bố trí khớp vì:

 Khớp nối là các chi tiết cơ khí dùng để kết nối hai trục quay, nhằm mục đích truyền lực momen xoắn từ trục này xang trục khác

 Chúng ta sử dụng khớp nối thay vì làm liền một khối vì dễ dàng tháo rời thuận tiện cho việc bảo trì, bảo dưỡng máy.

Khớp nối trục không chỉ đóng vai trò như một bản lề giúp mở và đóng các cơ cấu mà còn có khả năng ngăn ngừa quá tải, giảm tải trọng động, bù đắp sai lệch tâm giữa các trục và giảm chấn động hiệu quả.

BĂNG TẢI

- Chọn băng tải có chất lượng tốt, bền, chịu tải tốt, phù hợp với nhu cầu để đảm bảo hệ thống hoạt động bình thường

- Một trong những loại băng tải phổ biến trong sản xuất hiện nay chính là băng tải PVC

- Loại băng tải này có rất nhiều ưu điểm sau:

 Năng suất hoạt động cao, không gây tiếng ồn, luôn hoạt động ổn định và đảm bảo được sự an toàn trong quá trình vận chuyển hàng hóa

 Băng tải PVC có trọng lượng nhẹ, dễ dàng lắp đặt và vệ sinh

 Hoạt động linh hoạt, có khả năng chống thấm, chống mùi ẩm mốc rất tốt và có độ co dãn thấp nên tuổi thọ cao.

SƠ ĐỒ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG

- Sơ đồ đường truyền: Động cơ (vòng/phút) => Bộ truyền ngoài (bộ truyền đai dẹt) =>

Bộ truyền trong (hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp) => Khớp nối

- Sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí:

- Các thông số tính toán:

Bảng 0.1 Thông số tính toán

Lực chịu tải vị trí

Vận tốc đầu Đườn g kính

Tỷ số truy ền việc

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1 Công suất cần thiết của động cơ

- Công suất trên trục công tác được xác định theo công thức (2.11) [1]:

Pct: Là công suất cần thiết trên trục của động cơ (kW)

Pt: Là công suất tính toán (kW)

: Là hiệu suất chuyển động

- Các số liệu ban đầu:

 Lực chịu tải vị trí làm việc: F = 12000 (N)

- Hiệu suất chuyển động: η=η d η br η k η o 3

Tra bảng (2.3) [1] : Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và các ổ ta được:

 Hiệu suất của bộ truyền đai: ❑ đ = 0,95

 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: ❑ br = 0,98

 Hiệu suất của một cặp ổ lăn: ❑ ol = 0,99

 Hiệu suất của khớp nối trục: ❑ k = 0,99

Do tải trọng thay đổi nên: P t ¿ P td

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

Trong đó: n sb : Số vòng quay tính toán của động cơ n lv : Số vòng quay của trục công tác

Tra bảng 2.2: u n :Tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt u t :Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng (3 ÷ 5) Thay số ta được:

- Tra bảng (P1.3) [1] sử dụng loại động cơ 4A (chế tạo trong nước, dễ kiếm, giá thành không cao) ta chọn được động cơ với các thông số sau:

Bảng 1.2 Thông số động cơ

Vận tốc n (v/ph) cosφ η % T T ΜΑΧ dn

Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ thõa mãn điều kiện sau:

{ T P n T mm đb đc ≈ n ≥ P ≤ T T sb ct dn K

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung: u t = n dc n lv = 986

- Phân phối tỉ số truyền:

1.2.2 Tính toán thông số trên các trục

- Công suất trên các trục:

Trục II: PII = η P lv k η ol = 0,99.0,99 5,52 = 5,632 (kw) Trục I: P I = η P II br η ol = 0,98.0,99 5,632 = 5,8 (kw)

Trục động cơ: P đc = η P I đ η ol = 0,95.0,99 5,8 = 6,167 (kw)

- Số vòng quay trên các trục:

Trục II: n II = u n I br = 307.3 5,7 = 53,91 (vòng/phút)

- Momen xoắn trên các trục:

+ Momen xoắn trên trục động cơ:

T dc = 9,55.10 6 P n đc đc =9,55.10 6 6.167 968 = 60841,79 (N.mm) + Momen xoắn trên trục I:

I =9,55.10 6 307.3 5,8 = 180247,32 (N.mm) + Momen xoắn trên trục II:

II =9,55.10 6 5,632 53,91 = 997692 (N.mm) + Momen xoắn trên trục làm việc:

 Từ các số liệu trên ta thu được kết quả:

Bảng 1.3 Tỷ số truyền và thống số trên các trục

Trục Động cơ I II Làm việc

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

CHỌN LOẠI ĐAI

Bộ truyền đai dẹt bằng vải cao su được lựa chọn nhờ vào những đặc tính nổi bật như độ bền cao, tính dẻo dai và khả năng chịu đựng tốt trước sự biến đổi của nhiệt độ và độ ẩm.

XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN

2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ, đường kính bánh đai lớn

- Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau: d 1 =( 5.2 ÷ 6.4) √ 3 T 1 (2.1)

Trong đó : T 1 =T dc là Momen xoắn trên trục bánh đai nhỏ ( Nmm ) d 1 =( 5,2 ÷ 6,4)√ 3 60841,79=(204,5 ÷ 251,7) (mm)

 Chọn d 1 theo tiêu chuẩn d 1 "4 mm

- Đường kính bánh đai lớn : d 2 =d 1 u (1 −ε )"4.3,56 ( 1−0.01 )x9,4656 ( mm)

 Chọn d 2theo tiêu chuẩn d 2 0 mm

- Sau khi lựa chọn được đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai lớn theo tiêu chuẩn, ta tính lại tỉ số truyền :

Tỷ số truyền thực tế : u t = d 2 d 1 (1− ε ) = 800

224 ( 1−0,01 ) =3,6 Sai lệch tỷ số truyền thực tế:

Sai lệch tỉ số truyền thỏa mãn điều kiện không vượt quá phạm vi cho phép so với tỉ số truyền đã chọn (khoảng 3-4%)

2.2.2 Xác đinh vận tốc đai

2.2.3 Xác định khoảng cách trục

- Khoảng cách trục a thỏa mãn yêu cầu: a ≥ ( 1,5 ÷ 2 ) ( d 1 +d 2 ) a ≥ ( 1,5 ÷ 2 ) (224+8 00) a ≥ 1538 ÷ 2050 ( mm )

2.2.4 Xác định chiều dài đai

- Từ khoảng cách trục a80 (mm) chiều dài đai xét theo công thức:

Khi mua đai sử dụng thực tế, ta cộng thêm từ 100 mm đến 400 mm tùy theo cách nối đai.

- Số vòng chạy của đai: i= v Lmin = 11,35

4,860 =2,33( vòng/ giây ) i ≤ 10 ÷ 20 ( thỏa mãn điều kiện về tuổi thọ của dây đai )

1600 0,52 o Thỏa mãn điều kiện α 1 ≥ 150 0 (đố i v ớ i đ ai v ải cao su )

2.2.6 Xác định tiết diện đai

- Tiết diện đai được xác định theo công thức :

 F t là lực vòng được xác định bởi công thức:

Hệ số tải trọng động K đ phản ánh ảnh hưởng của tải trọng động và chế độ làm việc của bộ truyền Trong trường hợp hệ dẫn động băng tải hoạt động nhẹ và theo chế độ 3 ca, chúng ta sẽ áp dụng giá trị tương ứng cho K đ.

 Tra bảng [4.8], đối với đai vải cao su tỷ số ( d δ 1 ) max nên dùng là 40 1 với δ là chiều dài đai

40 =5,6 (mm).Theo bảng 4.1 dùng loại đai БKHл-65-2 có lớp lót, trị số δ tiêu chuẩn là δ =6 ( mm )̣ ̣(với số lớp là 5)

 Xác định hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm:

 Xác định hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc

Góc nghiêng giữa đường tâm bộ truyền và đường nằm ngang là 45 độ Theo bảng 3.12, hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền được xác định là C0 = 1.

 Chọn σ 0 =1,8 MPa do góc nghiêng của đường tâm bộ truyền so với phương nằm ngang là 45 0

 Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm đối với các loại đai là :

[ σ F ] 0 =k 1 − k 2 δ d 1 Tra bảng 4.9 xác định dược hệ số: k 1 =2,5 ,k 2 =¿ [ σ F ] 0 =2,5 −10 6

 Xác định ứng suất có ích cho phép [ σ F ] = [ σ F ] 0 C α C v C 0

 Từ công thức tính diện tích tiết diện đai dẹt ta có:

Tra bảng 3.1 chọn trị số tiêu chuẩn của chiều rộng đai bc ( mm)

2.2.7 Xác định chiều rộng bánh đai

Chiều rộng bánh đai khi mắc thường:

Chọn chiều rộng bánh đai theo tiêu chuẩn B ( mm )

2.2.8 Xác định lực căng ban đầu

Xác định lực căng ban đầu bằng công thức:

Xác định lực tác dụng lên trụ bằng công thức:

BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT

Các thông số kỹ thuật bao gồm đường kính đai, chiều rộng bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài dây đai, góc ôm đai và lực tác dụng lên trục được trình bày chi tiết trong bảng dưới đây.

Bảng 2.1: Bảng thông số kỹ thuật của đai

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại đai БKHл-65-2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm 224 Đường kính bánh đai lớn d2, mm 800

Chiều dài đai L,mm 4860,34 Độ dày đai δ , mm 6

Chiều rộng bánh đai B,mm 80

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

CHỌN VẬT LIỆU

Với đặc điểm của động cơ và yêu cầu của nhiệm vụ, cùng với quan điểm thống nhất trong thiết kế, chúng tôi đã lựa chọn vật liệu phù hợp cho bánh răng.

- Vật liệu bánh răng 1 (bánh răng chủ động)

+ Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

+ Giới hạn chảy: 𝜎ch1 580 (MPa)

- Vật liệu bánh răng 2 (bánh răng bị động)

+ Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

+ Giới hạn chảy: 𝜎ch2 = 450 (MPa)

XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Trong đó: σ Hlim ° : là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra theo bảng 5.2 [1] có:

Bánh chủ động: σ Hlim1 ° = 2 HB1 + 70

= 2 245 +70 = 560 Mpa Bánh bị động: σ Hlim ° 2= 2 HB2 +70

SH: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 [1] (Với độ rắn HB 180 ÷ 350 được SH1 = SH2 = 1,1)

KHL: là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức mH

- MH là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn do HB ≤ 350

- NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Bánh chủ động: NHO1 = 30 H H B 1

- NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng nhiều bậc:

C: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Ti, ni, ti: lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xiết

Trong đó: ∑t1 = t t 1 ck Lh = 3.2 8 12000 = 4800 (giờ)

1,1 1=¿ 481,82 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Trong đó: σ Hlim ° : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 5.2 [1]

Bánh chủ động: σ Hlim1 ° = 1,8HB1 = 1,8 245 = 441 (MPa)

Bánh bị động: σ Hlim2 ° = 1,8HB2 = 1,8 230 = 414 (MPa)

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tải KFC = 1 (bộ truyền quay một chiều)

KFL: Hệ số tuổi thọ xác định theo công thức

- mF: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và nén, do HB ≤

- NFO = 4 10 6 – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uống

- NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 5.2 [1]: SF = 1,75

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Trong đó: c: số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti, ni, ti: Lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

= 1863594.5 > NFO do đó KFL2 = 1 Thay vào ta được:

1,75 = ¿ 236,57 (MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Bánh chủ động: [𝜎F1]max = 0,8 𝜎ch1 = 0,8 580 = 464 (MPa)Bánh bị động: [𝜎F2]max = 0,8 𝜎ch2 = 0,8 450= 360 (MPa)

TÍNH BỘ TRUYỀN ĐỘNG CỦA BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

3.2.1 Tính sơ bộ khoảng cách trục Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw aw = Ka(u + 1) √ 3 EQ ¿ (T 1 K HB , [σ H ]2 u.ѱ ba )

Ka: hệ số, tra bảng 5.3 [1]: Ka = 43 (Mpa 1/3 )

U: tỉ số truyền, dấu (+) dùng khi bánh răng ăn khớp ngoài, dấu (-) dùng khi ăn khớp trong

T1: momen xoắn trên trục bánh chủ động ; Nmm ѱba = : hệ số, tra bảng 5.4 [1]: ѱba = 0,3 ÷ 0,5 Chọn ѱba 0,4

Hệ số KHB phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành trắng, với công thức ѱbd = 0,53 ѱba (u ± 1) = 0,53 0,4 (4,01 + 1) = 1,06 Dựa vào bảng 5.5 và sơ đồ bố trí 6, ta có thể thu được các kết quả cần thiết.

Thay số liệu ta được: aw = 43.(5.04 + 1) √ 3 180247,32.1,05

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp a) Xác định mô đun m

Mô đun m được xác định theo công thức m = (0,01 ÷ 0,02) aw = 1,92 ÷ 3,85

Chọn mô đun theo tiêu chuẩn theo bảng 5.6 [1] chọn m= m n 3 b) Xác định số răng z, góc nghiêng β

Trong bộ truyền ăn khớp ngoài của bánh răng trụ, khoảng cách trụ aw, số răng của các bánh răng z1 và z2, góc nghiêng răng β, và mô đun m được liên hệ qua công thức: aw = m 2cos n (z1 + β z2) Công thức này giúp xác định các yếu tố quan trọng trong thiết kế và tính toán hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Ta tính được số bánh răng chủ động z1 = 2 m a w cos β n (u+1) = 2.190 3(5,04 cos12 +1) = 20,5 Chọn: z1 = 20 (răng)

Tính lại góc nghiêng răng β thưc tế: cos β= m ( z 1 + z 2 )

Tính lại tỷ số truyền thực tế um = = 100 20 = 5 c) Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng

- Khoảng cách trục chia a = aw = 190 mm

- Khoảng cách trục: aw = 190 mm

- Đường kính vòng chia: d1 = cos β = cos( ¿18,67 3.20 ) ¿ = 63,33 (mm) d2 = cos β = cos( 3.100 ¿18,67 ) ¿ 16.66 (mm)

- Đường kính vòng lăn: dw1 = = 2.190 5+1 = 63,33 (mm) dw2 = dw1 um = 63,33.5 = 316.66 (mm)

- Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m = 63,33 + 2 3 = 69,33 (mm) da2 = d2 + 2m = 316,66 + 2 3 = 322.66 (mm)

- Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5m = 63.33 – 2,5 3 = 55.83 (mm) df2 = d2 – 2,5m = 336 – 2,5 3 = 309,16 (mm)

- Đường kính cơ sở: db1 = d1 cos α ; db2 = d2 cos α

Theo TCVN 1065 – 71; góc profin gốc: α = 20° nên: db1 = 63,33 cos20 ° = 59,51 mm db2 = 316,66 cos20 ° = 297,56 mm

- Góc profin tăng: αt = tan −1 cos tan α α = 20°

- Góc profin khớp: αtw = cos −1 a cosα t a w = 20°

3.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng, tra bảng 5.3 [1]: ZM = 274 MPa 1/3

ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 5.11 [1]: ZH = 1,71

Z ε : hệ số kể đến sự trùng hợp của bánh răng: Z ε = √ ε 1 α với:

 ε β = b w sin β mπ trong đó: b w =ψ ba a w =0.4 190v; ε β v sin18 , 67

KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHB KHα KHV

Tra bảng 5.5 [1] ta được KHβ = 1,05

Vì là bánh răng trụ răng nghiêng nên tra bảng 5.13 : KHα 1,01

Tra bảng 5.12 [1]: Chọn cấp chính xác = 9

76.5.63,33 = 454 (MPa) Vậy 𝜎H = 454 MPa < [𝜎H] = 481,82 MPa (Thỏa mãn)

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo về độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép:

T1: momen xoắn trên bánh chủ động

T1 = 180247,32 N.mm m: modun pháp (mm) bw = 76 mm dw1 = 63,33 mm

YF1, YF2: Hệ số răng của bánh 1 và 2, tra bảng 5.16 [1]: YF1 4,08; YF2 = 3,6

KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFβ KFα KFv

Tra bảng 5.5 [1] ta được KFβ = 1,1

KFα = 1,05 vì là bánh răng nghiêng

Do đó KF = 1,1 1,05 1,032 = 1,192 Thay số vào (3.12) (3.13) ta được

4 , 08 f , 96 MPa < [𝜎F2] = 236,57 (TM) Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền tiếp uốn

3.2.5 Kiểm nghiệm rằng về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dãn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép

𝜎Hmax = 𝜎H √ K qt ≤ [𝜎 H ] max (3.17) với Kqt = = 1,65

= 66,96 √ 1 ,65 = 86,01 MPa ≤ [𝜎F2]max = 360 MPaVậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện quá tải

Bảng 3.4 Thông số và kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục aw = 190 mm

Mô đun pháp; mm m n = 3 mm

Chiều rộng vành răng; mm bw = 76 mm

Tỉ số truyền thực tế um = 5

Số răng bánh răng z1 = 20 ; z2 = 100 Đường kính vòng chia d1 = 63,33 mm ; d2 = 316,66 mm Đường kính đỉnh răng da1 = 69,33 mm ; da2 = 322,66 mm Đường kính đáy răng df1 = 55,83 mm ; df2 = 309,16 mm

THIẾT KẾ TRỤC

CHỌN VẬT LIỆU

4.1.1.Chọn vật liệu chế tạo các trục

Vật liệu thép 45 thường hóa : σ b ≥ 600 Mpa Ứng suất trục vào và trục ra: [ τ ]=(15 ÷ 30 ) MPa

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục

Theo 10-9 đường kính sơ bộ được tính theo công thức d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ]

T là mô men xoắn trên trục : T 10247,32 N.mm; T 2

7692 N.mm Ứng suất cho phép của trục bánh răng nhỏ là: [ τ 1 ] Mpa Ứng suất cho phép của trục bánh răng lớn là : [ τ 2 ]= 25 Mpa Thay vào ta có:

Chọn sơ bộ theo bảng 10.2 ta có: d 1 = 45 mm, b 01= 25 mm; d 2` mm, b 02= 31 mm

XÁC ĐỊNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

4.2.1 Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng nghiêng

Dựa vào lực vòng của băng tải, ta xác định chiều quay của các trục như trong hình vẽ Tiến hành phân tích lực cho cặp bánh răng trụ răng nghiêng, ta có sơ đồ phân tích lực tương ứng.

Hình 4.4.1 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng

Bỏ qua lực ma sát, các thành phần lực tác động lên mỗi bánh răng bao gồm lực tiếp tuyến, lực hướng tâm và lực dọc trục, được xác định cụ thể như sau.

F r 1 = F r 2 = F t 1 tgα tw cos β = 5177,35 ×tg ( 20° ) cos12 26,5 ( N )

Hình 4.4.2 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục của bộ truyền đai

4.2.2 Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai Đối với bộ truyền đai, lực tác dụng lên trục Fr do lực căng đai tạo thành Các lực Fr này đều là lực hướng kính, có điểm đặt nằm trên đường tâm trục, tại điểm giữa chiều rộng bánh đai và có chiều hướng từ tâm bánh đai này lắp trên trục đến tâm bánh đai kia. Tiến hành phân tích lực cho bánh đai, ta có sơ đồ như hình vẽ.

- Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục:

Do bộ truyền đai được lắp thẳng đứng với α = 45° ta tính được các lực thành phần:

- Lực song song với đường nối tâm 2 trục F xrd theo công thức

- Lực vuông góc với đường nối tâm 2 trục:

4.2.3 Lực tác dụng lên khớp nối

- Tra bảng 16.10 ta có D 0= D t 0 mm

- Lực tác dụng của khớp nối lên toàn bộ truyền

XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ TRỤC

Xác định chiều rộng ổ lăn b 0 theo bảng 10.2 [1] ta có d 1 E mm ⟹ b 01 % mm d 2 ` mm ⟹ b 02 = 31 mm

Tra bảng 10.3 chọn các khoảng cách K 1, K 2, K 3 , h n

- Chọn khoảng cách giữa các chi tiết quay K 1 mm

Hình 4.4.3 Khoảng cách giữa các gối đỡ và trục

- Chọn khoảng cách từ một mút ổ đến thành trong của hộp

- Chọn khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 mm

- Chọn chiều cao nắp ổ và dầu bulông : h n mm

- Chiều dài may ơ bánh đai theo công thức: l m12 =(1,2 ÷ 1,5) d 1=(1,2 ÷ 1,5 ¿.45T ÷ 67,5 mm

- Chiều dài công xôn bánh đai ngoài trục giảm tốc theo công thức: l c12 = 0,5 ( l m 12+ b 01 ¿+ K 3 + h n =0,5(55+25)+10+15 = 65 mm

- Chọn chiều cao nắp ổ và dầu bulông : h n mm

- Chiều dài may ơ bánh răng trục I theo công thức: l m13 =(1,2 ÷ 1,5) d 1=(1,2 ÷ 1,5 ¿.45 T ÷ 67,5 mm

Theo bảng 10.4 ta có công thức tính khoảng cách trục I của bộ truyền bánh răng trụ 1 cấp: l 12 =−l c12 = - 65 mm l 13 =0,5.( l m13 + b 01 ) + k 1 + k 2 =0,5 ×( 67 +25)+10+10 f mm l 11 =2l 13 =2 × 662 mm

- Chiều dài may ơ bánh răng trục II theo công thức 10.10 l m22 =(1,2 ÷ 1,5) d 2=(1,2 ÷ 1,5).60 =72 ÷ 90 mm

- Chiều dài may ơ nửa khớp nối trên trục II theo công thức 10.13 l m23 =(1,4 ÷ 1,5) d 2=(1,4 ÷ 2,5).60 =84 ÷ 150 mm

- Chiều dài công xôn khớp nối ngoài trục giảm tốc theo công thức 10.14 l c 23 =[ 0,5 ( l m23 + b 02 ) +k 3 + h n ] = [ 0,5 × (130+31)+10+ 15 ] = 105,5 mm

Theo bảng 10.4 ta có công thức tính khoảng cách trục II của bộ truyền bánh răng trụ cấp 1 l 21 =l 11 2 mm l 22 =l 13 =¿ 66 mm l 23 =2 l 22 + l c 23#7,5 mm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I

Dựa vào hệ tọa độ các lực tác dụng lên trục được kí hiệu như sau:

4.4.1 Xác định lực tác dụng lên trục

Tính lực tác dụng lên các gối đỡ:

Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ D và B theo phương x và y như hình vẽ:

4.4.2 Mô men tại các gối đỡ và bánh răng

Tính mô men tương đương theo công thức 10.16

M tdc =√ M xc 2 + M 2 yc(tr) + 0,75.T 1 2 ¿ √ 144327,48 2 + 82730,34 2 +0,75 180247,32 2 = 228126,18 N.mm

4.4.3 Tính đường kính các đoạn

- Từ bảng 10.5 ta có: chọn d sb 0 nội suy chọn [ σ ]= 63 Mpa

Ta được: d A = √ 3 0,1 M tdA [ σ ] = √ 3 156098,76 0,1 × 63 ),15 mm d B = √ 3 0,1 M tdB [ σ ] = √ 3 194767,29 0,1 × 63 = 31,39mm d C = √ 3 0,1 M tdC [ σ ] = √ 3 228126,18 0,1 ×63 3,08 mm

- Tại các vị trí A và C có lắp rãnh then nên đường kính trục tăng lên 4%. d A ),15+ 29,15 4% = 30,316 mm d C = 33,08+ 33,08 4% = 34,4 mm

- Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghep và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d A 2 mm d B = d D 5 mm d C 8 mm

- Sau khi xác định kết cấu trục xong, ta chọn then cho trục I.

Sử dụng mối ghép then bằng với các thông số của then được tra trong bảng 9.1a [1] như sau:

Bảng 4.5 Thông số trục I Đường kính trục d, mm

Kích thước tiết diện then

Bán kính góc lượn của rãnh r b h

4.4.4 Biểu đồ mô men trên trục I

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC II

Dựa vào hệ tọa độ các lực tác dụng lên trục được kí hiệu như sau:

4.6.1 Xác định lực tác dụng lên trục

Tính lực tác dụng lên các gối đỡ

Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ A và C theo phương x và y như hình vẽ:

- Xét mặt phẳng XOZ ta có:

- Xét mặt phẳng YOZ ta có :

4.6.2 Mô men tại các gối đỡ và bánh răng

Tính mô men tương đương theo công thức

M tdB =¿ √ M xB(P) 2 + M 2 yB +0,75 T 2 2 = 934966,15 N.mm¿¿= 997692 N.mm)

M tdC =√ M xC 2 + M 2 yC + 0,75.T 2 2 = 903385,88 N mm¿¿= 997692 N.mm)

4.6.3 Tính đường kính các đoạn trục

- Theo bảng 10.5 ta có [ σ ]= 50 d B = √ 3 0,1 M tdB [ σ ] = √ 3 934966,15 0,1 × 50 = 57,18 mm d C = √ 3 0,1 M tdC [ σ ] = √ 3 903385,88 0,1 × 50 = 56,53 mm d D = √ 3 0,1 M tdD [ σ ] = √ 3 864026,62 0,1 × 50 = 55,69 mm

- Tại các vị trí B và D có lắp rãnh then nên đường kính trục tăng lên 4% d B =¿ 57,18 + 57,18.4% = 59,47 mm d D =¿55,69 + 55,69.4% = 57,93 mm

- Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền ,lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau d B p mm d A = d C = 60 mm d D e mm

Sau khi xác định kết cấu cho trục, bước tiếp theo là chọn then cho trục II Việc sử dụng mối ghép then cần tuân theo các thông số được tra cứu trong bảng 9.1a [1].

Bảng 4.6 Thông số trục II Đường kính trục d, mm

Kích thước tiết diện then

Bán kính góc lượn của rãnh r b h

4.6.4 Biểu đồ mô men trên trục II

TÍNH VÀ KIỂM NGHIỆM TRỤC

4.6.1 Tính và kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Dựa vào các kết cấu và biểu đồ mô men ta có các tiết diện cần được kiểm tra

Tiết diện lắp bánh răng Trục II: Tiết diện lắp bánh răng

Chọn lắp ghép: các ổ lăn được lắp ghép trên trục theo k6, láp bánh răng, nối theo k6 kết hợp với lắp then

Khi xác định đường kính trục theo công thức d j = √ 3 0,1 M tdj [ σ ], cần lưu ý rằng chưa xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Do đó, sau khi thiết kế kết cấu trục, cần tiến hành kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục, tính đến các yếu tố này Kết cấu trục sẽ đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đáp ứng điều kiện nhất định.

- [S]: là hệ số an toàn cho phép, thông thường [S] = 1,5 2,5 Chọn [S] = 2

Hệ số an toàn S σj và S τj được xác định cho tiết diện j, lần lượt chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp Các hệ số này được tính toán dựa trên công thức cụ thể.

K σdj σ aj + ψ σ σ mj (với σ −1 giới hạn mỏi uốn)

K τdj τ aj +ψ τ τ mj (với τ −1 giới hạn mỏi xoắn)

- σ −1 ; τ −1 : Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theo công thức σ −1 =0,436 σ b =0,436.600&1,6 ( MPa) τ −1 =0,58 σ −1 =0,58.261,61,7 ( MPa)

- σ aj ;τ aj ;σ aj ;τ aj là biên độ và chị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

- Đối với trục quay đều ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động do đó σ mj =0 ;σ aj =σ max j = M j

- Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τ mj =τ aj = τ max

- Mômen cản uốn tại tiết diện j xác định theo công thức bảng 10.6 [1]:

- Mômen cản xoắn tại tiết diện j xác định theo công thức bảng 10.6 [1]:

- ψ σ ,ψ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Theo bảng 10.7[1] ứng với σ b `0( MPa) ta có { ¿ ψ ¿ ψ σ =0,05 τ =0

Xác định hệ số K σdj và K τdj tại các tiết diện nguy hiểm

Theo công thức 10.25 và 10.26 [1] ta có:

- K σ =1,76; K τ =1,54: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn tra bảng 10.12 [1], trục then có rãnh, sử dụng dao phay ngón gia công)

- ε σ ;ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi tra bảng 10.10 [1]

- K X =1,06; hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt tra bảng 10.8 [1]

- K Y =1; hệ số tăng bền bề mặt, không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt.

Ta có công thức và số liệu tính toán

Tiết diện Trục I Trục II

16 (m m 3 ) W oB 18,49 W oC 774,09 W oB g347,89 W oC B411,5 σ aj = M j

W j σ aB ,68 σ aC &,79 σ aB ,6 σ aC ,44 τ mj =τ aj = T j

2 W oj τ mB =τ aB ,7 τ mC =τ aC =8,36 τ mB =τ aB =7,4 τ mC =τ aC ,76

Từ bảng tính toán ta tính được:

Như vậy tại tất cả các tiết diện nguy hiểm đều đảm bảo độ bền mỏi

Khi cần tăng độ cứng vững với giá trị từ 2,5 đến 3, các hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã được tính toán đều đáp ứng yêu cầu Do đó, không cần thiết phải kiểm nghiệm độ cứng của các trục này.

4.6.2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng chi tiết khi quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

Công thức kiểm nghiệm 10.27 [1]: σ td = √ σ 2 +3 τ 2 ≤[ σ ]

Với M max và T max là mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

Ta có công thức và số liệu tính toán

Tiết diện Trục I Trục II

0,2 d 3 τ 5,73 τ ',92 τ $,72 τ 9,26 σ td = √ σ 2 +3 τ 2 σ tdB p,86 σ tdC e,86 σ tdB F,33 σ tdC q,1

4.6.3 Chọn then và kiểm nghiệm then

- Sử dụng then bằng cho mối ghép then

- Điều kiện bền dập theo công thức 9.1 [1] σ d = 2T ❑ d l t (h−t 1 ) ≤[ σ d ] l t là chiều dài then: l t =(0,8 ÷ 0,9 ).l mki

Theo bảng 9.5[1]: vật liệu làm bằng thép, mối ghép cố định, đặc tính làm việc va đập vừa thì σ d 0 ( MPa)

- Điều kiện bền cắt theo công thức 9.2 [1] τ c = 2T ❑ d.l t b ≤[ τ c ] Với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì τ c `( MPa)

Dựa vào bảng 9.1a[1] và sau khi tính toán ta có bảng thông số như sau:

Bảng số liệu về tiết diện các trục

D 65 110 16 ×10 6 997692 69,77 17,44Vậy điều kiện bền cắt và điều kiện bền dập đều thỏa mãn.

TÍNH CHỌN Ổ TRỤC

TÍNH CHỌN Ổ TRỤC 1

- Với va đập vừa, không có yêu cầu đặc biệt về độ cứng của ổ, tải trọng dọc trục F a / F r =0.628> 0,3, nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn và góc tiếp xúc α= 12° [2].

Tra bảng P2.6 – Phụ lục 2 [1]chọn ổ đỡ 1 dãy cỡ trung hẹp

Bảng 5.1: Thông số ổ lăn trên trục 1

B, mm r, mm Đường kính bi, mm

5.1.2 Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc chọn ổ lăn có cấp chính xác 0 với trị số lớn nhất về độ đảo hướng tâm và giá thành tương đối như sau:

Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tâm, μm 20

5.1.3 Chọn kích thước ổ lăn a) Chọn ổ lăn theo khả năng tải động

- Khả năng tải động xác định theo công thức:

C d =Q m √ L (5.1) Trong đó: Q là tải trọng quy ước (kN).

L = 60.n.Lh/10 6 , tuổi thọ ổ lăn (triệu vòng) m – hệ số (m =3 với ổ lăn)

- Ta có: Lh = 12000 giờ, n = nI = 307,3 vòng/phút.

- Tải trọng động quy ước Q được tính:

+ Fr và Fa – là tải trọng động hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN.

+ V – hệ số kể đến vòng quay, thường thì vòng trong quay V

+ kt – hệ số kể đên ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi θ5 o C

+ kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 8.3 [1] chọn kđ = 1,3 (va đập vừa)

- Phản lực Fr được xác định theo công thức:

Fr = √ F rx 2 + F ry 2 (5.3) + Xét ổ lăn tại B , với F x 10 53,49 N , F y 10 H44,58 N

+ Do F r 1 > F r 2 => Kiểm nghiệm theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Với ổ bi đỡ chặn: Fs = eFr (5.4)

Trong đó: e là hệ số, tra trong bảng 8.4 theo iFa/ C 0, với i là số dãy con lăn.

+ Thay các số liệu vào công thức 5.2 ta tính được:

+ Thay Q1 vừa tính được vào công thức 5.1 ta được:

 Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

- Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm nghiệm theo điều kiện:

Q t ≤ C 0 (5.5) + Tải trọng tĩnh quy ước Q t được xác định theo công thức:

+ X0, Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

- Thay số liệu vào công thức 5.5 tính được:

=> Q t 1 =4,99 kN < C 0 %,2 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.

TÍNH CHỌN Ổ TRỤC 2

- Với va đập vừa, không có yêu cầu đặc biệt về độ cứng của ổ, tải trọng dọc trục F a / F r =0.628>0,3, nên ta chọn ổ bi đỡ - chặn và góc tiếp xúc α= 12° [2].

Tra bảng P2.6 – Phụ lục 2 [1]chọn ổ đỡ 1 dãy cỡ trung hẹp

Bảng 5.7 Thông số ổ lăn trên trục 2

5.2.2 Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc chọn ổ lăn có cấp chính xác 0 với trị số lớn nhất về độ đảo hướng tâm và giá thành tương đối như sau:

Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tâm, μm 20

5.2.3 Chọn kích thước ổ lăn a) Chọn ổ lăn theo khả năng tải động

- Khả năng tải động xác định theo công thức:

C d =Q m √ L (5.1) Trong đó: Q là tải trọng quy ước (kN).

L = 60.n.Lh/10 6 , tuổi thọ ổ lăn (triệu vòng) m – hệ số (m =3 với ổ lăn)

- Ta có: Lh = 12000 giờ, n = nII = 53,91 vòng/phút.

- Tải trọng động quy ước Q được tính:

+ Fr và Fa – là tải trọng động hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN.

+ V – hệ số kể đến vòng quay, thường thì vòng trong quay V

+ kt – hệ số kể đên ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi θ5 o C

+ kđ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 8.3 [2] chọn kđ = 1,3 (va đập vừa).

- Phản lực Fr được xác định theo công thức:

Fr = √ F rx 2 + F ry 2 (5.3) + Xét ổ lăn tại A , với F x 20 H7,99 N , F Y 20 H44,27 N

+ Do F r 1 > F r 2 => Kiểm nghiệm theo ổ chịu tải trọng lớn hơn.

Với ổ bi đỡ chặn: Fs = eFr (5.4)

Trong đó: e là hệ số, tra trong bảng 8.4 theo iFa/ C 0, với i là số dãy con lăn.

+ Thay các số liệu vào công thức 5.2 ta tính được:

Q 2 = (0,45.1.4868,79+1,46.1209,9).1.1,3 = 5144,63 N. + Thay Q 2 vừa tính được vào công thức 5.1 ta được:

 Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo b) Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

- Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm nghiệm theo điều kiện:

Q t ≤ C 0 (5.5) + Tải trọng tĩnh quy ước Q t được xác định theo công thức:

+ X0, Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

- Thay số liệu vào công thức 5.5 tính được:

=> Q t 2 =4,99 kN