Đồ án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng nghiêng dẫn động băng tải

PHẦN I:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀNI. CHỌN ĐỘNG CƠ:1.1 Xác định công suất động cơ:công suất làm việc trên trục công tác là:1000P P.V lv =trong đó: P: lục kéo băng tải(N)V: vận tốc băng tải(ms)thay số: 4( )1000P 5000 0.8 kw lv =×=băng tải làm việc tải trọng thay đổi nhẹ nên có thể coi như không đổi.P P 4(kw) td lv = =công suất cần thiết của động cơ:ηtdctPP =với η là hiệu suất chung cho toàn hộp giảm tốc.k ol br d η =η ×η ×η × ⇒η =η ×η 3 ×η 2 ×η1 2 3 ...trong đó: kη hiệu suất của khớp nối; kη =0.99ol η hiệu suất của một cặp ổ lăn; ol η =0.995br η hiệu suất của một cặp bánh răng nghiêng; br η =0.97d η hiệu suất của một bộ truyền đai; d η =0.96suy ra: ⇒η = 0.99× 0.9953 × 0.972 × 0.96 = 0.881công suất cần thiết của động cơ: 4.540.881= 4 = ct P (kw)1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ điện:số vòng quay đồng bộ của động cơ điện được tính : sb lv t ct chung n = n .u = n utra bảng 2.4sách TK HDDCK ,ta chọn được các thông số sau:http:www.ebook.edu.vn+

PHẦN I:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1 Xác định công suất động cơ:

-công suất làm việc trên trục công tác là:

1000

.V P

P

P =

với η là hiệu suất chung cho toàn hộp giảm tốc

d br ol

ηηη

ηη

3 2

4 =

=

ct

1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ điện:

số vòng quay đồng bộ của động cơ điện được tính : n sb =n lv.u t =n ct u chung

tra bảng 2.4/sách TK HDDCK ,ta chọn được các thông số sau:

+ u t =u chung =u d ×u hgt tỷ số truyền của hệ dẫn động;

+ u d =3 5 tỷ số truyền của bộ truyền đai thang;

+ u hgt =8 40 tỷ số truyền của hộp giảm tốc;chọn bằng 20;

vậy: u t =u chung =u d ×u b =20×(3÷5)=(60÷100) + n ct: số vòng quay động cơ khi làm việc;

D

V n

phút vòng n

1.3 chọn động cơ:

động cơ cần chọn phải đáp ứng được những yêu cầu đặt ra ,

đó là: -công suất cần thiết P dc ≥P lv =4.54(kw)

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

2.1 phân phối tỷ số truyền:

n u

- chọn sơ bộ u d =3

3

4

u

u u

-tỷ số truyền hộp giảm tốc u hgt =u1×u2 (1)

trong đó: u1,u2 là số truyền cặp bánh răng nghiêng thứ I và thứ II

-để đảm bảo thỏa mãn cả 3 chỉ tiêu (khối lượng bánh nhỏ nhất,momen quán tính thu gọn nhỏ nhất,thể tích bánh lớn nhúng trong dầu nhỏ nhất) ta dựa vào bảng 3.1/43 /sách TKHDDCK để chọn tỷ số truyền tối ưu: u1=1.3u2

- từ đó suy ra : + u1=5.7;

+ u2=4.4;

1.25

4

u

u u

2.2 Tính toán công suất,mômen,số vòng quay trên trục:

-tính công suất trên các trục dựa vào công thức:

) 1 (

) 1 ( + +

+

=

I I

I I

P P

P P

η1

=

-công suất tác dụng trên trục III:

)(06.499.0995.0

4

kw

P P

ol k

06.4

kw

P P

br ol

79.4

d br

P P

η

-công suất của động cơ:

)(3.5298.596.0

14.5

kw

P P

42.168

)/(42.1687.5960

)/(9603

2880

)/(2880

2

1

phút vòng u

n n

phút vòng u

n n

phút vòng u

n n

phút vòng n

d dc dc

Ι ΙΙ Ι

-Tính mô men xoắn trên trục:

).(65.175742880

3.51055.910

55

n

P T

dc

dc

).(3.51132960

14.51055.910

55

).(6.27160942

.168

79.41055.910

55

).(4.101314327

.38

06.41055.910

55

PHẦN II : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI:

1.1 Chọn loại đai:

-đảm bảo bộ truyền đai đáp ứng được những chỉ tiêu cần thiết,

-vì công suất nhỏ và tải bình thường,va đập nhỏ nên ta chọn bộ truyền đai thang

-ta chọn đai thang thường

t

diện tích A(mm2)

1

d đk bánh nhỏ(mm)

-đường kính bánh đai càng lớn thì sẽ tăng tuổi thọ cho đai

-chọn d1 theo dãy đường kính ưu tiên.(tr 59)

1.3 tính sơ bộ đai:

60000

288012560000

d

n d

⇒d2= 355mm;

)02.01(125

355)

1(

×+

=

sb sb

sb

a

d d d d a

l

4

)(

2

)(

2

2 2 1 2 1π

1843.8mm -theo tiêu chuẩn tại bảng 4.13 chọn l= 2000mm

2

85

vậy: i=9.425< imax=10 thỏa mãn điều kiện

⇒ khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

6128

)(

8))(

2()(

1 2

2 2 1 2

α gócα > 120° thỏa mãn điều kiện

1.4 Xác định số đai Z:

-áp dụng công thức 4.16/60 tập 1, ta có:

Z u l

d cd

C C C C P

K P Z

α

)( 0

+K dhệ số tải trọng động ứng với trường ghợp tải trọng thay đổi nhẹ; chọn

d

K =1.1 +(P0) công suất cho phép,tra trong bảng 4.19 [P0]=2.75N

+Cα hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm ,tra bảng 4.15 Cα=0.92

+C lhệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài;

d cd

C C C C P

K P Z

xV q

F V = m d2 =0.105 18.852 =37.3

-với q m =0.105kg/m là khối lượng 1 met chiều dài đai;tra theo bảng 4.22 -xác định lực căng ban đầu:

1.13.5780780

x x

x x F

xZ xC V

xK xP

d

d dc

α

(N) -với công suất trên bánh đai chủ động =P dc

-lực tác dụng lên trục:(tính theo công thức 4.21)

)(735)2

5.152sin(

27.1242)2sin(

F F

HL xH v l H

H H

xK xK xK xY xY S

xK xK xZ xZ S

][

]

[

][

σσ

MPa xHB

MPa xHB

H

H

580702

560702

2 2

lim

1 1

lim

=+

=

=+

=

σσứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở:

MPa HB

MPa HB

F

F

4508

.1

4328

.1

2 2

lim

1 1

75.1

1.1

-K FC- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải;do tải trọng 1 phía, HB<350 nên ta chọn K FC=1 (trang 91/t1)

-N FOsố chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về uốn;

6 2

N FO = FO = MPa

-N HO-số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

kì c x x

xHB N

kì c x x

xHB N

br HO

br HO

/1006.172503030

/1047.152403030

6 4

2 4

2 2 2

6 4

2 4

2 1 1

n

phút vòng n

n

br

br

/42.168

/960

-vì đặc tính tải thay đổi nhỏ không đáng kể nên coi như tải trọng tĩnh,nên ta tính chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo công thức:

1 1

2 2

1 1

HO HE

HO HE

FO FE

FO FE

N N

N N

N N

N N

1

1 2

1

HO HE

HE

FO FE

FE

N N

N

N N

K - hệ số xét đến kích thước ảnh hưởng tới độ bền uốn

-trong bước tính sơ bộ nên ta lấy:

S

xH V

Z

-các ứng suất cho phép xác định như sau:

1.1

1432

75.1

+

=

2]

H

σσ

[

85.246]

Ka = 43 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)-hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng

KHβ = 1,12 (Bảng 6.7 trang 98 [1])-hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

+thay các giá trị vào công thức (2.2.1) ta được:

9.1433.07.518.518

12.13.51132)

17.5(43]

[)1

2 3

1 2 1

x x

x x

x xu

xK T u

x

K

a

ba H

H I a

)1(

bd H

H

u

u K T

ψσ

w

d n

v=π = 2.136m/s + với vận tốc vòng này ta chọn cấp chính xác 9

5.xác định các thông số ăn khớp:

+mô đun ăn khớp: m = (0,01÷0,02).aw1 = 1,45÷2.9

+theo tiêu chuẩn chọn m=2.5

6.tính số răng các bánh:

+ Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 8 ≤ β ≤ 20

+dựa vào công thức :

)1(

cos2

1

1

x xa

ta có :

16

)1(

cos2xa)

1(

cos2

1

1

min w1

1 1

max 1

=

⇒

Z

u m

x Z

u m

x xa

17)17.5(5.22

)1(

xa

xZ u

+ các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:

- Đường kính chia : d1 = mx Z1/ cosβ=2,5x 17/0.982=43.28mm,

7.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

+ Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH] ,

1

.2

w m w

m H

xd xu b

U x xK

cos2

=

)34.202sin(

)6.11cos(

.2

°

°

x = 1.733 ; Zε = (4−εα)/3 ; +hệ số trùng khớp:

εα = [1,88−3,2(1/Z1+1/Z2) ].cosβ =[1,88−3,2(1/17+1/97) ].0,982=1.694, -hệ số kể đến sự trùng khớp: Zε = (4−1,694)/3 = 0.76

- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

)17.5(24.13.511322

x x

x x

= 482.1 MPa vậy σH < [σ'

H]=492.3 MPa thỏa mãn điều kiện

8 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

+theo công thức 6.43/tr 107:

σF 1 =

m d b

Y Y Y K

T

w w

F F

2

1 1

1 ε β ; σF 2

1

2 2

F

F F

17cos =

97cos =

σF 1=97.17MPa

σF 2=82.11MPa

-Với m = 2.5 và Ys - hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:

YS =1.08 – 0.0695xln(2.5) = 1.016

YR = 1 - hệ số xét đến mặt lượn chân răng ;

F 1] bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn

9 Kiểm nghiệm răng về quá tải

+Ứng suất quá tải cho phép :

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 650 = 1820 MPa;

[σF1]max = 464 Mpa

[σF2]max = 520 MPa;

+hệ số quá tải :Kqt = Tmax/ T = 1,4

σH1max = σH K qt =518.18x 1,4=613MPa < [σH]max = 1820 MPa;

σF1max = σF1 Kqt =97.17 x1.4 = 136.04 Mpa

σF2max = σF2 Kqt = 82.11x1.4 = 114.95 MPa

+vì σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nên răng thoả mãn

Kết luận: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp nhanh thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật

10 Bảng thông số kĩ thuật của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

số răng của bánh răng Z1

dw2

43.28 246.94

da2

48.28 251.7

df2

38.28 240.45

2.2.2 cặp bánh răng cấp chậm:

1 Các thông số của bộ truyền cấp chậm:

+ tốc độ quay của các trục: chủ động n2 = 168.42v/ph

bị động n3=38.27v/ph +công suất trên các trục : chủ động PII=4.79KW

bị động PIII=4.06 KW +mômen xoắn trên các trục: chủ động T2=271609.6 N.mm

bị động T3=1013143.4 N.mm +tỷ số truyền : u2=ubr1=4.4

+chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: β=15°;

ba H

H

u

K T

ψσ

β

+chọn các hệ số : Ψba=0.4

=> Ψbd=0.5Ψba(u2+1)=1.08

Ka=43

KHβ=1.15 +khoảng cách trục sơ bộ:

aw2 = 43x(4.4+1) 3

2 4.4 0.3518

.518

15.16.271609

x x

x

=211.47mm

=> chọn aw2=212mm

3.đường kính sơ bộ vòng lăn bánh răng nhỏ:

-chọn Kd = 67.5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)-hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng;

)1(

bd H

H

u

u K T

ψσ

+ Điều kiện góc nghiêng răng: 8 ≤ β2 ≤ 20

+dựa vào công thức :

)1(

cos2

2

2 2

'

x xa

ta có :

1.315

29

)1(

cos2xa

)1(

cos2

' 1

' max 1 2

min 2 w2

' 1 2

max 2 2

≤

≤+

=

⇒

Z

Z u

m

x Z

u m

x xa

)1(

cos

2

' 1 2

β

x

x x

xa

xZ u

Z

Z u

+ các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:

- Đường kính chia : d1 = m x Z1'/ cosβ2=2,5x 30/0.955=78.5mm,

7.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

+ Yêu cầu cần phải đảm bảo σH ≤ [σH] ,

1

.2

w m w

m H

xd xu b

U x xK

;

=

)96.202sin(

)1.16cos(

.2

°

x = 1.69 ; Zε = (4−εα)/3 ; +hệ số trùng khớp:

)14.4(22.16.2716092

x x

x x

= 475.5 MPa vậy σH < [σ'

H]=492.3 MPa thỏa mãn điều kiện

8 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

+theo công thức 6.43/tr 107:

σ'

F 1 =

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

2

1 2

F 2

1

2 ' 1

F

F F

Y

Y

×

=σ-Yêu cầu σ'

F1 ≤ [σ'

F] ;

' 1

)955.0(

' 2

)955.0(

+ σF1 < [σ'

F 1] bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn

9 Kiểm nghiệm răng về quá tải

+Ứng suất quá tải cho phép :

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 650 = 1820 MPa;

[σF1]max = 464 Mpa

[σF2]max = 520 MPa;

+hệ số quá tải :Kqt = Tmax/ T = 1,4

σH1max = σH K qt =518.18x 1,4=613MPa < [σH]max = 1820 MPa;

σF1max = σF1 Kqt =126 x1.4 = 176.4 Mpa

σF2max = σF2 Kqt = 119.4x1.4 = 167.16 MPa

+vì σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nên răng thoả mãn

Kết luận: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp nhanh thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật

10 Bảng thông số kĩ thuật của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

dw2 345.5

da2

83.5 350.5

df2

72.25 339.25

σ-1=0.436σb MPa

τ-1=0.58σ-1 MPa

[σ]

MPa

[τ] MPa

63-50-48

20

1.2 tính đường kính sơ bộ,khoảng cách trục:

+việc tính toán sơ bộ đường kính trục dựa vào mô man xoắn trên trục và ứng suất tiếp cho phép;

+áp dụng công thức: d ≥ 3 1

].[

2,

T

+trong đó: d-đường kính trục

trục I: TI=51132.3MPa

d1≥3

202

0 x

TΙ

=3

202.0

3.51132

x = 23.38 mm chọn d1= 30 mm

trục II: TIII=271609.6MPa

d2≥3

202

0 x

TΙΙ

=3

202.0

6.271609

x = 40.79 mm chọn d2=45 mm trục III: TIII=1013143.4MPa

202.0

4.101314320

2

+Theo công thức (10.1) ta có:

i ti zi ai

i

i ti yi ri

wi

i xi ti

tg F F F

tg F F F

d

T F F

ββα

.cos.2

F

F

N

xtg F

F

N

x F

98.89189

.10cos

34.2086.2362

86.236228

,43

3.511322

.176920

)(1.25092

.17cos

86.206920

)(69205

.78

6.2716092

F

F

N

xtg F

F

N

x F

Fr= 726.8 N.m góc α cho bằng 0;(đường tâm đai nằm ngang)

1.4 Xácđịnh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

hrki-hướng răng hrki =1 răng phải; hrki=-1 răng trái

cbki-vai trò của bánh răng; cbki=1 chủ động;=-1 bị động

cqk-chiều quay; =1 theo chiều kim đồng hồ,=-1 ngược lại;

k- số thứ tự trục cần tính

i-số thứ tự chi tiết quay lắp trên trục có tham gia truyền tải trọng; qui ước i=0 đối với ổ đỡ bên trái, i=1 đối với ổ trục còn lại;

lki: chiều dài tính từ gối đỡ O đến chi tiết thứ i gắn trên trục k;

lmki: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i lắp trên trục k

k1: khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1= 8 15 ta lấy k1= 12 mm

k2:khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp;k2= 5…15,chọn k2= 10 mm

k3:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ k3=10…20 lấy k3= 15

hn: chiều cao lắp ổ và đẩu bu lông hn= 15…20 lấy hn= 15;

a, Trục 1: có phần công xôn gắn bánh đai

+Theo bảng 10.2;với d1=30mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b01= 19 mm;

+ Chiều dài Mayơ theo công thức (10.10) là:

8.548198

2

28.4358.4545.608.7265.6198.891

−

=

++

;đảo chiều Fy11

∑F Y = 0 ⇒ -Fy10 -Fy13 + Fy11+Fr0= 0 ⇒ Fy10= 891.98−450−726.8 =383.6N

*Tính đường kính trục

Ta có : dj= 3 [ ]

.1,

[δ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục tra trong bảng 10.5 ta được [δ]=63Mpa Ta có

momen tại các tiết diện nguy hiểm 0-0 và 3-3:

d0=d1=25mm ; d3=30mm ;d1=22mm

Do đó chiều đặt lực lên trục 1 và biểu đồ mômen như sau:

1.5.2 tính toán cho trục II:

x x

8.2013198

2

5.781.21422

94.24658.4545.6198.8911321.2509

−

=+

+

−

→đảo chiều Fy21

∑F Y = 0 ⇒ -Fy20- Fy23+ Fy21+Fy22= 0 ⇒ Fy20= -2509.1+891.98+2013.8= 396.7N

* tính đường kính trục :

-với TII=271609.6N.mm ,[σ] tra theo bảng 10.5 bằng 50MPa

momen tại các tiết diện nguy hiểm 2-2 và 3-3:

D0 - đường kính của vòng tròn khớp nối trục đi qua tâm các chốt; tra bảng 16.10a ta chọn D0= 160mm

.2833

2.196198

1321.25092

5.3451.2142

−

=

−

→ đảo chiều Fy31

∑F Y = 0 ⇒ Fy30 -Fy31 - Fy32= 0 ⇒ Fy30=2509.1+196.2= 2705.3N

*Tính đường kính trục: tính tương tự các trục trên;

chọn [δ]=50Mpa

-momen tại các tiết diện 2-2 và 1-1

tại 2-2: Mux=Fx30xl32=521043.6N.mm

Muy= Fy30xl32= 357100N.mm

= 57.2mm trên trục có rãnh then nên đường kính lấy lớn hơn so với tính toán chọn d2=65mm ; d1=d0= 60mm ;d3=55mm

chiều của các lực và biểu đồ mômen vẽ như sau: (hình 3)

II KIỂM NGHIỆM TRỤC:

2.1 kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

τ

3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được

kiểm tra về độ bền mỏi:

- Trục 1: tiết diện 10 ( tiết diện lắp ổ lăn); tiết diện 13 (lắp bánh răng),tiết

diện lắp bánh đai 12

- Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng 22;23

- Trục 3: tiết diện lắp bánh răng 32; lắp ổ lăn 31,tiết diện lắp khớp nối

j

j j

j

xd

t d x bxt xd w

2

)(

32

2 1 1

j

xd

t d x bxt xd w

2

)(

16

2 1 1

−

=πKích thước then bằng, trị số moment cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục

như sau:(chọn theo bảng 9.1a,b[1])

Tiết diện Đường kính

e) Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm:

K

σ σ σ

K

τ τ τ

-Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

-Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199 [1] ta có: Kσ = 2.01

-Từ bảng 10.11 trang 198 [1] với σb = 750 (MPa) ta tra được Kσ

Hệ số an toàn s tại các tiết diện nguy hiểm:

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm tren cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

2.2 kiểm nghiệm độ bền của then:

- Với các tiết diện trục dùng mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép

về độ bền dập σd và độ bền cắt τc

( 1)

2

[ ]2

- Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng

=>Ta có bảng kiệm nghiệm then như sau:

™ Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ

ổ phù hợp.Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm cho tất cả các ổ

™ Thời gian làm việc của ổ 2.5 năm thay 1 lần:

h = 2.5x300x2x8 = 12000 (giờ)

-dự kiến chọn ổ đũa côn đỡ chặn một dãy cỡ trung kiểu 46305 với : d = 25 mm;D

= 62 mm; b = 17; Cbảng = 31000daN; β= 26°;chọn trong các bảng 17P(tr 346-thiết

kế chi tiết máy) ;

-sơ đồ lực:

-phản lực tại các ổ:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 :

=+

=+

10

2 10

.548

2 11

2 11

- hệ số khả năng làm việc tính theo công thức : C=Q(n x h)0.3≤ Cbảng

-Tải trọng tương đương tính theo công thức:

Q=(KvxFR+mxFa)ktxkn

với : Kv- hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay; chọn kv=1

m-hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm(bảng 8-2/sách thiết kế CTM) ; chọn m=1.5

kt-hệ số tải trọng động ;chọn bằng 1.1

kn-hệ số nhiệt độ ;chọn bằng 1(làm việc dưới 100°C)

Fa=Fa0+(S0-S1)- tổng lực dọc trục; với S0,S1 là các lực dọc trục thành phần do lực hướng tâm gây ra tại các ổ lăn 0 và 1;