ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

=2,8ch2=2,8.450=1260 MPa [ F1]max=0,8ch1=0,8.580=464 MPa [ F2]max=0,8ch2=0,8.450=360 MPa a.Xác định các thông số bộ truyền. ·Khoảng cách trục. Theo CT 6.15a[1] Trong đó: Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối với các ổ trong hộp giảm tốc, chọn ba=0,3 Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5[1], chọn Ka=49,5 T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=36243 Nmm [H] _ ứng suất cho phép, [H]=482 MPa u _ tỉ số truyền, u= 3,47 KH _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, Theo CT 6.16[1], bd=0,5ba(u+1) = 0,5.0,3(3,47+1)=0,67 do đó theo bảng 6.7[1], KH=1,09 mm Chọn aw1=125 mm ·Modun Theo CT 6.17[1], m=(0,010,02)aw1=(0,010,02)125=1,252,5 mm Theo bảng 6.8[1] chọn modun pháp m=2 mm ·Số răng Số răng bánh nhỏ lấy z1=28 số răng bánh lớn z2=uz1=3,47.28=97,16 Lấy z2=97 Do đó aw1=m(z1+z2)/2=2(28+97)/2=125 mm

Mục lục

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1

1 Chọn động cơ 1

2 Phân phối tỉ số truyền 3

3 Tính toán các thông số động học 3

II Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc 4

1 Tính toán cấp nhanh – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 4

2 Tính toán cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 8

III Tính toán bộ truyền xích 13

1 Chọn loại xích 13

4 Tính đờng kính xích 15

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 15

6 Xác định lực tác dụng lên trục 16

7 Kết luận 16

IV Tính toán thiết kế trục 16

1 Xác định sơ đồ đặt lực 16

2 Chọn vật liệu chế tạo: 17

3 Xác định sơ bộ đờng kính trục 17

4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 17

5 Xác định phản lực tại các gối đỡ 18

6 Tính chính xác đờng kính các đoạn trục 19

7 Kiểm nghiêm về độ bền mỏi 21

8 Tính và kiểm nghiệm độ bền của then 24

V Tính toán thiết kế ổ lăn 24

1 Chọn ổ lăn đối với trục I ( trục vào ) 24

2 Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc 26

3 Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc: 27

4 Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc khai triển th-ờng 29

VI Xác định các thông số của vỏ hộp 29

1 Các kính thớc cơ bản của vỏ hộp 29

2 Các chi tiết khác 31

Tài liệu tham khảo 33

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.

1 Chọn động cơ

a) Xác định công suất đặt lên trục động cơ.

pyc= ptd =

η

β

5500 = 4,675 (kw)

η = ηot ηχ ηol3 ηbr2 ηk

Với: ηot_hiệu suất 1 cặp ổ trợt

ηχ_hiệu suất bộ truyền xích

ηol_hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηbr_hiệu suất 1 cặp bánh răng

ηk_hiệu suất khớp nối

Theo bảng 2.3[1] chọn ηot=0,98; ηχ=0,96; ηol=0,99; ηbr= 0,97; ηk=0,99

(

2

1

2 1

t

t p

p

β

850 , 0

863 , 0 675 ,

v

n ct

.

60000

= Với v_vận tốc xích tải

Z_số răng đĩa xích tải

p_Bớc xích tải

⇒ 56 , 67

100 9

85 , 0

2 Phân phối tỉ số truyền.

a) Xác định tỉ số truyền chung

25 , 15

67 , 56

n

n u

15 , 25 2

u

u ch x

3 Tính toán các thông số động học.

• Xác định các công suất trên trục

4 , 969

98 , 0 96 , 0

675 , 4

ot x ct

p p

η

5 , 175

97 , 0 99 , 0

969 , 4

3

br ol

p p

η

5 , 389

97 , 0 99 , 0

175 , 5

2

br ol

p p

η

5 , 280

99 , 0 99 , 0

175 , 5

=

k ol dc

p p

1

1 6 2

2

2 6 2

3

3 6 2

10 55 ,

675 , 4 10 55 , 9 10 55 ,

Tỉ số truyền 1 3,47 2,90 2,50

Số vòng quay n

II Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

1 Tính toán cấp nhanh – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Từ phần trên ta có các thông số ban đầu: P1=5,389 kw;n1=1425 vg/ph;u=u1=3,47; thời hạn sử dụng 1800h; bộ truyền làm việc 2 ca

a Chọn vật liệu.

Do không có yều cầu đặc biệt ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng nh sau: Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 250HB có850

NH02=30HHB22,4=30.2302,4=1,40.107

Theo ct6.7[1] NHE=60cΣ(Ti/Tmax)3niti

⇒ NHE1=60.1.1425.1800(13.0,4+0,73.0,4)=8,27.107 >NH01 ⇒ KHL1=1

⇒ NHE2=60.1.411.1800(13.0,4+0,73.0,4)=2,38.107 >NH02 ⇒KHL2=1

⇒ Xác định sơ bộ [σH] theo công thức 6.1a[1]

[σH]= σ0

Hlim.KHL/SH [σH]1 = 570.1/1,1 =518 MPa

Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc

[σF1]= 450.1.1/1,75=257 MPa

1 1

1

] [

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

β

+

= Trong đó:

Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối vớicác ổ trong hộp giảm tốc, chọn Ψba=0,3

Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theobảng 6.5[1], chọn Ka=49,5

T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=36243 Nmm [σH] _ ứng suất cho phép, [σH]=482 MPa

u _ tỉ số truyền, u= 3,47

KH β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,

Theo CT 6.16[1], ψbd=0,5ψba(u+1) =0,5.0,3(3,47+1)=0,67 do đó theo bảng 6.7[1], KH β=1,09

3 , 0 47 , 3 482

09 , 1 36243 )

1 47 , 3 ( 5 ,

125 2 ) 1 (

2 1

+

= +

=

u m

2

1

) 1 ( 2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

σ Trong đó:

ZM _ hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ănkhớp, theo bảng 6.5[1], ZM=274

ZH _ hệ số kể đến bề mặt tiếp xúc, theo 6.34[1]

) 20 2 sin(

1 2 )

2 sin(

cos 2

Z

α β

Zε _ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răngthẳng dùng CT 6.36a,

3

73 , 1

KH α _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

g w H

H δ 0

ν = v=∏dw1n1/60000=∏.56.1425/60000=4,18 m/s

tra bảng 6.15[1], δH=0,006

tra bảng 6.16[1], g0=56

⇒ 8 , 4

464 , 3

125 18 , 4 56 006 ,

⇒ KHv=1+8,4.43.56/(2.36243.1,09.1)=1,26

⇒ KH=1,09.1.1,26=1,37

56 464 , 3 43

) 1 464 , 3 ( 37 , 1 36243 2 87 , 0 764 , 1

⇒ ZR=0,9

Khi da<700 ⇒ KxH=1

⇒ [σH]’=[σH].ZvZRZxH=482.0,98.0,9.1=425,1 MPa

⇒σH < [ σH]’

Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc

1 , 425

6 , 409 1 , 425 ]'

[

] [ ]'

H

H H

Yβ _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng ⇒ Yβ=1

YF1, YF2 _ hệ số dạn răng của bánh 1 và 2, vì răngthẳng tra bảng 6.18[1] ta đợc YF1=3,84; YF2=3,60

KF=KF βKF αKFv _ hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KF β=1,13

KF α _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1],với răng thẳng ⇒ KF α=1

KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp, KFv=1+νFbwdw1/(2T1 KF βKF α)

Trong đó

u

a v

g w F

F δ 0

ν = Tra bảng 6.15[1], δF=0,016

Tra bảng 6.16[1], g0=56, với cấp chính xác 8

464 , 3

125 18 , 4 56 016 ,

⇒ [σF1]’=257.1.1,03.1=265 MPa ⇒σF1< [σF1]’

⇒ [σF2]’=237.1.1,03.1=244 MPa ⇒σF2<[σF2]’

Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn

• Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo 6.48[1], Kqt=1,4

⇒ σH1max = σH k qt = 482 1 , 4 = 570 MPa

Theo 6.49[1]

σF1max=σF1.Kqt=70,2.1,4=98,28 MPa < [σF1]max

σF2max=σF2.Kqt=65,8.1,4=92,12 MPa < [σF2]max

Vậy đảm bảo khả năng quá tải

σ0

Flim2=1,8.255=459 MPaTheo CT6.5[1] NH01=30HHB12,4= 30.2702,4=2,05.107

NH02=30HHB22,4=30.2552,4=1,79.107

Theo ct6.7[1] NHE=60cΣ(Ti/Tmax)3niti

⇒ NHE1=60.1.411.1800(13.0,4+0,73.0,4)=2,38.107 >NH01 ⇒ KHL1=1

⇒ NHE2=60.1.142.1800(13.0,4+0,73.0,4)=8,238.106 <NH02

10 238 , 8

10 79 , 1

6

6

7 6

N

N K

⇒ Xác định sơ bộ [σH] theo công thức 6.1a[1]

[σH]= σ0

Hlim.KHL/SH [σH]1 = 610.1/1,1 =555 MPa

Do đó theo CT 6.2b với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta đợc

1 2

2

] [

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

β

+

= Trong đó:

Theo bảng 6.6[1], vị trí bánh răng không đối xứng đối vớicác ổ trong hộp giảm tốc, chọn Ψba=0,3

Ka _ hệ số phụ phuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theobảng 6.5[1], chọn Ka=43

T1 _ momen xoắn trên trục chủ động, T1=120540 Nmm [σH] _ ứng suất cho phép, [σH]=577,5 MPa

u _ tỉ số truyền, u= 2,90

KH β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trênchiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,

029 , 1 120540 )

1 90 , 2 (

9659 , 0 130 2 ) 1 (

=

u m

a

1=32 ⇒ số răng bánh lớn z2=uz1=2,9.32=92,8

Lấy z2=93

⇒ Tỉ số truyền thực: u=z2/z1=93/32=2,91

cosβ=m(z1+z2)/(2aw2)=2(32+93)/(2.130)=0,9615

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

σ Trong đó:

ZM _ hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ănkhớp, theo bảng 6.5[1], ZM=274

07 , 14 cos 2 )

2 sin(

cos 2

Z

α β

⇒ zε = 1 / 1 , 746 = 0 , 756

dw1 _ đờng kính vòng chia

dw1=2aw2/(um+1)=2.130/(2,91+1)=66,50 mm

KH _ hệ số tải trọng KH=KH βKH αKHv

KH β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bềrộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KH β=1,029

v=∏dw1n1/60000=∏.66,5.411/60000=1,43 m/s

KH α _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các

đôi răng đồng thời ăn khớp, với v=1,43 tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9,theo bảng 6.14[1], với v<2,5 và cấp chính xác 9 ⇒ KH α=1,13

KHv _ hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,theo CT 6.41[1] KHv=1+νHbwdw1/(2T1 KH βKH α)

Trong đó

u

a v

g w H

H δ 0

ν = tra bảng 6.15[1], δH=0,002

tra bảng 6.16[1], g0=73

⇒ 1 , 40

91 , 2

130 43 , 1 73 002 ,

=

H

ν

⇒ KHv=1+1,40.39.66,50/(2.120540.1,029.1,13)=1,013

⇒ KH=1,029.1,13.1,013=1,188

50 , 66 91 , 2 39

) 1 91 , 2 ( 188 , 1 120540

2 756 , 0 712 , 1

Khi da<700 ⇒ KxH=1

⇒ [σH]’=[σH].ZvZRZxH=577,5.1.0,95.1=548 MPa ⇒σH < [ σH]’

Vậy bảo đảm độ bền tiếp xúc

548

530 548 ]'

[

] [ ]'

H

H H

Yβ _ hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với β=15,94 ⇒ Yβ=1-15,94/140=0,886

YF1, YF2 _ hệ số dạn răng của bánh 1 và 2,

Zv1=Z1/cos3β=32/cos315,94=36

Zv2=Z2/cos3β=93/cos315,94=105

tra bảng 6.18[1] ta đợc YF1=3,74; YF2=3,60

KF=KF βKF αKFv _ hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF β _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngtrên bề rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], KF β=1,078

KF α _ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1],với răng thẳng ⇒ KF α=1,37

KFv _ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng

ăn khớp, KFv=1+νFbwdw1/(2T1 KF βKF α)

Trong đó

u

a v

g w F

F δ 0

ν = Tra bảng 6.15[1], δF=0,006

Tra bảng 6.16[1], g0=73

⇒ 4 , 19

91 , 2

130 43 , 1 73 006 ,

⇒ [σF1]’=278.1.1,03.1=286 MPa ⇒σF1< [σF1]’

⇒ [σF2]’=262.1.1,03.1=270 MPa ⇒σF2<[σF2]’

Vậy đảm bảo điều kiện bền uốn

• Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Theo 6.48[1], Kqt=Tmax/T= 1,4

⇒ σH1max = σH k qt = 577 , 5 1 , 4 = 683 MPa < [σH]max=1260 MPaTheo 6.49[1]

σF1max=σF1.Kqt=134.1,4=188 MPa < [σF1]max=464 MPa

σF2max=σF2.Kqt=129.1,4=181 MPa < [σF2]max=360 MPa

Vậy đảm bảo khả năng quá tải

• Theo CT 12.22[4], công suất tính toán:

d

n z t

k

P k k k

P = . . . Trong đó:

 Với z1=25⇒ kz= 25/z1=25/25= 1 _hệ số số răng

 kn= n01/n1=200/142= 1,41 _hệ số số vòng quay

 kd _ hệ số xét đến số dãy xích, số dãy xích là 2 ⇒ kx= 1,7

Theo công thức 5.4[1] và bảng 5.6[1]

k= ko.ka.kđc.kđ.kc.kbt

ko _hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, vì đờng

tâm của bộ truyền làm với phơng ngang góc 45o<60

⇒ ko=1

ka _hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích chọn a= 40.p ⇒ ka=1

kđc _hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lựccăng xích, vì vị trí trục đợc điều chỉnh băng 1 trong các đĩa xích ⇒kđc=1

, 1

969 , 4 41 , 1 1 113 ,

 Khoảng cách trục: a= 40p= 40.25,4= 1016 mm

Theo công thức 5.12[1] số mắt xích:

1016 4

4 , 25 ) 25 63 ( 2

63 25 40 2 4

) (

2

2

2

2 2

2 1 2 2

a x

Lấy chẵn x= 126, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13[1]

2 2 1 1

2 2

25 ,

z x z

z x p

2

63 25 126 2

25 63 126 4 , 25

142 25 15

d F F F k

Q s

+ +

=

0 Trong đó:

Q _ tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2[1], Q=56,7 kN , khối ợng 1 mét xích 2,6 kg

Kđ _ hệ số tải trọng động, vì tải trọng mở máy =1,4 tải trọngdanh nghĩa ⇒ kđ= 1,2

1 , 50

60000

142 4 , 25 25 60000

969 , 4 1000

=

v P

+ +

4 , 25 sin

1

1 = π = π =

z

p d

mm

509,57

63 sin

4 , 25 sin

2

2 = π = π =

z

p d

k A

E F k F k

.

)

( 47 ,

= σ Trong đó:

E _ modun dàn hồi, E = 2,1 105 Mpa

A _ diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12[1] ⇒ A = 262 mm2

Kd _ hệ số phân bố không đều cho các dãy xích, vì xích 2 dãy ⇒ kd=1

1 262

10 1 , 2 ) 05 , 6 3 , 1 3313 ( 42 , 0 47 , 0

IV Tính toán thiết kế trục.

Từ tính toán trên ta có số liệu ban đầu:

Công suất trục vào (trục I ) là PI = 5,389 kw , nI = 1425 vòng/phút,

T1=36243 Nmm ở đầu vào nối với động cơ có lắp nối trục vòng đàn hồi Công suất trên trục II là PII = 6,57 Kw , nII = 563 vòng/phút,

Fk=0,25.2.T1/Dt Với Dt=120 mm _ đờng kính vòng tron qua tâm các chốt củanối trục đàn hồi

2 ,

0 τ

T

d = Với T1=36243 Nmm , chọn [σ]=15 MPa

⇒ 22 , 9

15 2 , 0

k3=10 mm _ khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắpổ

⇒ Fy10=53Fr1/161=53.471/161=155 N

∑F x =F x10−F t1+F x11+F k = 0

⇒ Fx11= Ft1- Fx10 -Fk=1294-486-151=657 N ∑F y =F y10−F r1+F y11= 0

=(58.2460+53.3767-93.1075)/161=1505 Nmm

∑m y = − 58F xt+ 53F t4 − 161F x31= 0 ⇒Fx31=(-58Fxt+53Ft4)/161 =(-58.2460+53.3767)/161=354 N

∑F y =F xr −F y30−F r4 +F y31= 0 ⇒ Fy30=Fy31-Fr4+Fxr=1505-1482+2460=2483 N

6 Tính chính xác đ ờng kính các đoạn trục.

a Mômen tại các tiết diện nguy hiểm.

Theo CT10.15 và 10.16[1] mô men tơng đơng tác dụng lên trục:

2 2

y

x M M

2 2

2 2

22 = M x +M y = + =

155735 123031

75 , 0 113582 75

,

2

2 22

23 = M x +M y = + =

201015 123031

75 , 0 170454 75

,

2

2 23

2 142680 2 142680 2 201780

30

2 30

1 ,

1 ,

1 ,

1 ,

1 ,

1 ,

1 ,

Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ đờng kính các

đoạn trục nh sau:

7 Kiểm nghiêm về độ bền mỏi.

• Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục III

Trục III, ta thấy có 2 tiết diện nguy hiểm đó là tiết diện 0 và tiết diện 5,vì vậy cần kiêm nghiệm về độ bền mỏi của chi tiết tại hai tiết diện này.Theo CT 10.19[1], hệ số an toàn

2 . 2

τ σ

σ

s s

s s

K

s

σ ψ σ

σ

σ σ

K

s

τ ψ τ

τ

τ τ

2

) 5 , 5 48 ( 5 , 5 14 32

48 2

) ( 32

5

2 32

3 32

d

t d t b d

Mômen cản xoắn

20266 48

2

) 5 , 5 48 ( 5 , 5 14 16

48 2

) ( 16

2

2 2

3 2

d

t d t b d

45 16

6 , 370

K

s

σ ψ σ

σ

σ σ

8 , 9 05 , 0 8 , 9 17 , 1

215

.

+

= +

m a

K

s

τ ψ τ

τ

τ τ

⇒ 2 . 2 99,1,12.18182 =8,1

+

= +

=

τ σ

σ

s s

s s

s t

>[s]=1,5ữ2,5

⇒ đảm bảo đủ bền

Tại tiết diện 2:

37 49 , 1

6 , 370

K

s

σ ψ σ

σ

σ σ

σ

6 , 8 05 , 0 6 , 8 17 , 1

215

.

+

= +

m a

K

s

τ ψ τ

τ

τ τ

τ

5 , 20 7 , 6

5 , 20 7 , 6

2 2

2

+

= +

=

τ σ

σ

s s

s s

s t

>[s]

⇒ đảm bảo đủ bền

Vậy trục III đảm bảo bền mỏi

• Kiểm nghiệm trục I và trục II ta đợc kết quả nh sau:

kích thớc của then tra bảng 9.1 , trị số mô men cản uốn

và cản xoắn tra bảng 10.6 ứng với tiết diện trục nh sau :

Tỉ sốσ

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng2

Vậy tất cả các tiết diện đều đảm bảo độ bền

8 Tính và kiểm nghiệm độ bền của then.

Với các tiết diện dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mốighép về độ bền đập và độ bền cắt theo 9.1 và 9.2 Kết quả tính toán nhsau, với lt=1,2d

Theo bảng P2.7, vì thời gian sử dụng lâu và tốc độ cao ⇒ chọn ổ bi một dãy

cỡ trung kí hiệu 304 có đờng kính trong d=20 mm, đờng kính ngoài D=52

mm, chiều rộng ổ lăn B=15 mm, khả năng tải động C=12,5 kN, khả năng tải tĩnh C0=7,94 kN

So S3

0 3

Fr0 Fr1

b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

• Vì trên trục có nắp nối trục đàn hồi nên cần chọn lại Fk cùng chiều với

Ft1 khi đó:

∑m y = 161F x10− 53F t1+ 64 , 5F k = 0

⇒ Fx10=(53Ft1-64,5Fk)/161=(53.1294-64,5.151)/161=365 N ∑F x =F x10−F t1+F x11−F k = 0

Lh _ thơi hạn sử dụng, Lh=18000 giờ,

Vì thời gian dài ⇒ giảm Lh=0,5Lh=9000 giờ

nI _ số vòng quay trên trục I

⇒ L=9000.1425.60.10-6=769 (triệu vòng)

⇒Cd=1,350 3 769 =12,3 kN < C=12,5 kN

Vậy điều kiện tải động thỏa mãn

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Theo 11.9[1] với Fa=0, Q0=X0Fr

X0 _ hệ số tải trọng hớng tâm, bảng 11.6[1], với ổ đỡ X0=0,6

Khả năng tải tĩnh : Qt = Xo.Fr =0,6.1125=675 N < C0=7,94 kN

Vậy thoả mãn khả năng tải tĩnh của ổ

2 Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc

tra bảng 11.4 ta đợc e =0,39 tính các lực dọc trục phụ So = e.Fro = 0,39.3018 = 1177 (N)

S1 = e.Fr1 = 0,39.2143 =836 (N)

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ “o” và ổ “1” là :

∑F ao = S1−F a =836−1075= −239( )N

∑F a1=S o +F a = 1177 + 1075 = 2252( )N