thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong ch-ơng trình đào tạo kỹ s cơ khí.. Đồ án Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống ho

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong

ch-ơng trình đào tạo kỹ s cơ khí Đồ án Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên

có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học cũng nh việc vận dụng cáckiến thức đã học vào quá trình tính toán nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật Đồ án giúp cho sinh viên hiểu đợc những kiến thức cơ bản vềcấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, nhằm bồi dỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế máy, đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc và tăng mô men xoắn Với chức năng nh vậy ,ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện kim, hoá chất, trong công nghiệp đóng tàu v.v Trong giới hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc bánh răng - trục vít Trongquá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô trong bộ môn, đặc biệt là cô Nguyễn Thị Thu Hờng, em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình

Do đây là lần đầu em làm đồ án, với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra , em rất mong đợc sựchỉ bảo của các thầy cô

Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên Nguyễn Văn Chính

Phần I Tính toán động học và động lực học

a.Tính công suất

Yêu cầu: + Lực kéo băng tải: F = 13500 N

+ Vận tốc băng tải: v = 0,25 m/s

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct=Pt/η (kW)

Trong đó: Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ

Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác

η: hiệu suất truyền động

Theo yêu cầu ta có:

η.

1000

.v

F

(1)Trong đó:

ηkn=0,99: Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi;

ηbr = 0,97: Bộ truyền bánh răng trụ đợc che kín;

ηtv = 0,8: Bộ truyền trục vít không tự hãm đợc che kín; (chọn

t

t P

25 , 0 13500

25 , 0 1000 60

ct dc

n n

P P

Do đó chọn động cơ DK52-6 : ( theo bảng P1.2/tr.235[Tính toán thiết kế hệ dẫn

⇒ Động cơ đáp ứng đợc yêu cầu công suất, tốc độ và điều kiện mở máy

Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

67,6392,14

67,63

Tính lại tỉ số truyền bánh răng: ubr=uhộp/utv=63,67/29=2,20: Lấy ubr=2,20 ;III Tính toán các thông số động học và động lực học

Ta có: -Số vòng quay trên các trục

n1 = nđc = 950 (v/ph);

82 , 431 2

, 2

950 1

82 , 431 2

25,0.13500

375,3)

ol ct

P P

287,4)8,0.992,0(

402,3)

3

tv ol

P P

η

455,4)97,0.992,0(

287,4)

2

br ol

P P

η

5,4)99,0(

455,4)

=

kn đc

P P

η

Từ đó ta tính đợc mô men tơng ứng trên các trục

i

i i

n

P

T = 9,55.106

44784950

455,4.10.55,910

.55,

1

1 6

,431

287,4.10.55,910

.55,

2

2 6

,14

402,3.10.55,910

.55,

3

3 6

,14

375,3.10.55,910

.55,

=

ct

ct ct

n P

I, TÝnh to¸n thiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng

ThiÕt kÕ bé truyÒn b¸nh r¨ng th¼ng cÊp nhanh trong hép gi¶m tèc

1 Chän vËt liÖu

Dïng vËt liÖu nhãm I:

Hlim : øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp øng víi chu kú c¬ së;

SH :hÖ sè an toµn khi tÝnh vÒ tiÕp xóc;

NH0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHE :chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

1

7 3

3 3

1

10.5,198

6,485,08

2,3110000.82,431.1.6060

10.9,428

6,485,08

2,3110000

950.1.6060

i HE

i i

i HE

t n T

T c N

t n T

T c N

K

0σ

=σ

[ ] (MPa)

MPa S

K

MPa S

K

H

H

HL H

H

H

HL H

H

7,372

7,3721

,1410

3,4271

,1470

2

2 2 2

1

1 1 1

0 lim

0 lim

σσ

σσ

b, ứng suất uốn cho phép

[σF] =(σ0

Flim/SF)YRYSKxFKFCKFL

Trong đó:

Flim :øng suÊt uèn cho phÐp øng víi chu kú c¬ së ;

SF : hÖ sè an toµn khi tÝnh vÒ uèn;

1

6 6

6 6

1

10.8,1598

6,485,08

2,3110000.82,431.1.6060

10.6,3518

6,485,08

2,3110000

950.1.6060

i FE

i i

i FE

t n T

T c N

t n T

T c N

⇒ NFE1>NF01⇒ kFL1 =1

⇒ NFE2>NF02⇒ kFL2 =1Theo b¶ng 6.2[1] ta cã:

F F F

306170

.8,1

360200

.8,1

8,1

0 lim

0 lim

F

S

K

0 lim

] [ σ = σ

MPa S

K

F

FL F

F

F

FL F

F

9,17475

,1

1.306]

[

7,20575

,1

1.360]

[

2

2 2 2

1

1 1 1

0 lim

0 lim

σσ

σσ

c, øng suÊt cho phÐp khi qu¸ t¶i

1

.

.

ba H

H u

K T

Ψ σ

β

Ka= 49,5 :hÖ sè phô thuéc vµo vËt liÖu cña cÆp b¸nh r¨ng vµ lo¹i r¨ng

(theob¶ng6.5)

u=2,2 : tû sè truyÒn cña cÆp b¸nh r¨ng;

, 372

04 , 1

( ) 2(2 , 2 1) 39,4

126 2 1

2

+

= +

=

u m

130 ) (

1 1000 1000

= +

427 , 0 1000

Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + ∆y = 1+0,055 = 1,055

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 :

34 , 0 ) 40 88

1 ) 40 88 ( 055 , 1 (

5 , 0 ) ) (

Z

y Z Z x

x

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 2 : x2 = xt - x1 = 1,055 - 0,34 = 0,715

130 2

) 20 cos(

2 ).

88 40 ( 2

) cos(

)

w

t tw

a

m Z

⇒ αtw = 22,300

Bề rộng bánh răng: bw =ψba.aw =0,3.130 =39(mm) Lấy bw=40mm

Đờng kính vòng lăn: dw1 =2.aw/(u+1) =2.130/(2,2+1) =81,25 mm;

c,Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:

σH =ZM ZH Zε 2+ ≤

1

1

.

) 1 (

2

W W

H d u b

u K T

[σH];

ZM = 274(MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (theo

KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

) 1 2 , 2 (

13 , 1 44784

Nh vậy σ <H [ ]σH Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

d/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không đợc vợt quá giá trị cho phép:

m d

b

Y Y Y K

T

W W

F F

.

.

2

5 , 3 1 57 , 0 19 , 1 44784

.

2

= 32,7 <[σF1] =205,7(MPa);

σF2= σF1.YF2/YF1= 32,5 < 174,9(MPa);

Vậy điều kiện bền uốn đợc thoả mãn;

e/ Kiểm nghiệm độ quá tải

Ta có: Kqt=Tmax/T=1,48

⇒σHmax= σH K qt = 316,33 1 , 48 =384,8<[σH]max =952(MPa);

σF1max=σF1.Kqt = 32,7.1,48 =48,4< [σF1]max = 360(MPa);

σF2max= σF2.Kqt = 32,5.1,48 =48,1< [σF2]max = 272(MPa);

Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền

df2=d2 -(2,5-2x2)m=176-(2,5-2.0,715).2=173,86mm

II/ Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít-bánh vít

a/Chọn vật liệu

+/Tính sơ bộ vận tốc trợt

vs= 4,5.10-5.n1.3

2

T = 4,5.10-5.431,82 3 2181941=2,52 m/s <5 m/s(do n1=431,82 v/ph; T2=2181941 (Nmm) theo mục I)

-Trục vít làm bằng thép C chất lợng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC >45).-Theo b7.1 tr.146[TTTK-T1]),chọn đồng thanh nhôm sắt БpА Ж9-4 để chế tạo bánh vít

Theo B7.1, với bánh vít bằng БpА Ж9-4 đợc đúc trong khuôn cát có:

σb=400(MPa ), σch =200 (MPa) ;

+/ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ]σH = 194(MPa) Tra bảng 7.2 tr148[TTTK-T1]

+/ứng suất uốn cho phép:

[ σF] = [σFO].KFL;

[σFO] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ, do bộ truyền quay

một chiều nên: [σFO] =0,25.σb+0,08.σch= 0,25.400+0,08.200 = 116(MPa);

T

. 2

9 2

8

2 ,

3 +0,859

8

6 ,

4 ) =4,8.106

10 8 , 4

] [

170

q

K T Z

H

H 



 σ

Theo phần trên ta chọn: Z1=2; =>Z2= utv.Z1=29.2 = 58;

KH: hệ số tải trọng; Chọn sơ bộ KH= 1,3 ;

q =d1/m: hệ số đờng kính trục vít;

Chọn sơ bộ q =0,25.Z2=0,25.58=14,5 Theo (bảng 7.3 tr 150) chọn q = 12,5;

aW=(58+12,5)3

2

5 , 12

3 , 1 2181941

194 58

Chọn m = 8 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TTTK-T1]);

- Tính lại khoảng cách trục :

+/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:

σH=

q

K T a

q Z Z

H W

.

60000.cos

.n d

.96.431,82

14

,

⇒Vậy chọn vật liêu thoả mãn;

- Hiệu suất của bộ truyền:

η = 0,95 (γ ϕ)

γ +

W

W tg

tg

= 0,95 (9 , 46 3 , 04)

46 , 9

2 , 3 1

(theo bảng (7.5 ) =>hệ số biến dạng của trục vít:θ =125)

Dựa vào bảng 7.6 tr153[TTTK-T1] với vs=2,2 ta chọn cấp chính xác 8;

KHV=1,2 theo (b7.7 tr153[TTTK-T1]) với vs= 2,2 (m/s);

=>KH = 1,011.1,2 =1,213;

Vậy σH=

5 , 12

213 , 1 2181941 280

5 , 12 58 58

Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít ;

+/ Kiểm nghiệm răng bánh vít về bền uốn:

ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện:

n

F F m d

b

K Y

T

.

.

2 2

80 arcsin

5 , 0

b a

δ

+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:

σHmax= σH K qt = 170,4 1 , 48 =207,3 <[σH]max =400(MPa);

σFmax= σF.Kqt = 17,7.1,48 =26,2 < [σF]max = 160(MPa);

c/ Tính nhiệt truyền động trục vít:

Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc trục vít phải thoả mãn

td =to +

β

η

)1

.(

)

1.(

Ψ+

−

A K

P

t

≤[td];

Trong đó:

to :nhiệt độ môi trờng xung quanh;

η=0,75 (hiệu suất bộ truyền );

7 , 1 15

287 , 4 ).

75 , 0 1 (

B¶ng th«ng sè vÒ c¸c kÝch thíc bé truyÒn trong hép gi¶m tèc:

Bé truyÒn b¸nhr¨ng

vÝt(mm)

b1>(8+0,06Z2)m=91,84lÊy b1 = 120(b¶ng 7.10tr156 TTTK-T1)

PhÇn III TÝnh to¸n thiÕt kÕ trôc vµ chän æ l¨n

I TÝnh to¸n thiÕt kÕ trôc:

a/ Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb= 600 MPa

ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20 Mpa

T

≥ d3 3

30 2 , 0

2181941

Ta lấy: d3 = 75 mm

c/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Từ đờng kính sơ bộ theo bảng 10.2 tr189 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:

bO1 = 19 mm bO2 =21mm bO3= 37 mm;

Theo bảng 10.3 chọn các khoảng cách:

k1 =10 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay

k2=10: Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp

k3=12: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

hn =15 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

+/Trục 1:

l12=-lc12

l13

lm13 b0 b13

lm12

k 1 k1

k2 k3 h n

lại có lm33 = (1,2 1,5).d3 = (1,2 1,5).75 = 90 … 112,5 (mm)

⇒chọn lm33 = 100 (mm) (là chiều dài mayơ lắp puly trên trục 3 )

d/ Xác định lực tác dụng lên các trục

Lực từ các bộ truyền tác dụng lên trục:

+/Đối với bánh răng trụ răng thẳng

Ft4 =Fa3=2T4/d2=2.2181941/464=9404,9 N

Fr3=Fr4= (γ ϕ) α γ

ϕ

cos cos

cos

4 tg

F t

0 0

0 0

0

46 , 9 cos 20 ) 04 , 3 46 , 9 cos(

04 , 3 cos 9 , 9404

38784

1 ,

2 0

-T¬ng tù t¹i mÆt c¾t 2:

) ( 1 , 38784 44784

75 ,

1 ,

75 , 0 27560 11305

75 ,

13

2 3

2 3

1 ,

Mô men xoắn trên trục 2 T2=94810 Nmm

-Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T2=94810 Nmm

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục :

1 ,

2 0

-Tơng tự tại mặt cắt 2:

) ( 9 , 82107 94810

75

d22=

[ ] 0 , 1 60 23,9

9 , 82107

1 ,

75 , 0 288792 624345

75 ,

13

2 3

2 3

1 ,

+/Trên trục 3:

Với số liệu: d4= 464 (mm) là đờng kính vòng chia của bánh vít

Mô men xoắn trên trục 3 T3=2181941 Nmm

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

1 ,

2 1

-Tơng tự tại mặt cắt 2:

Nmm T

M M

32

2 2

2 2

d32=

[ ] 0 , 1 49 76,9

2231128

1 ,

75 , 0

75 ,

33

2 3

2 3

1 ,

[ ]s

s s

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5,

Mj : Mômen uốn tổng tại tiết diện j

+/Do trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

Phơng pháp gia công là tiện Ra = 2,5 -0,63 àm ⇒ Kx =1,06

Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 (không tăng bền bề mặt)

Kσ : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kτ: hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Tra bảng 10-12: dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then:

3 13

2

t d bt

34 2

5 34 5 10 32

34 14 ,

3 13

2

t d bt

34 2

5 34 5 10 16

34 14 ,

τa13=T13/(2W013)= 44784/(2.7098,9) = 3,2

Vậy

2 , 9 12 , 2

6 , 261

13

Ψ +

−

m a

d

σ

σ σ

2 , 3 01 , 2

7 , 151

13

Ψ +

−

m a

d

τ

τ τ

s s

s s

+

= +

6 , 23 4 , 13

6 , 23 4 , 13

2 2

2 13

2 13

13 13 13

τ σ

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

+/Xác định các hệ số Kσdj , Kτdj với các tiết diện nguy hiểm theo:

Kσ : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kτ: hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Tra bảng 10-12: dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then:

Kσ =1,76; Kτ =1,54

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

32

50 14 ,

d

16

50 14 ,

6 , 261

23

Ψ +

−

m a

d

σ

σ σ

9 , 1 09 , 2

7 , 151

23

Ψ +

−

m a

d

τ

τ τ

s s

s s

+

= +

2 , 38 1 , 2

2 , 38 1 , 2

2 2

2 23

2 23

23 23 23

τ σ

τ σ

= (1,5 2,5) +/Xét tại ổ trục 0: d20=35 mm

Khi đó có

W20 =

32

3 20

d

32

35 14 ,

d

16

35 14 ,

6 , 261

20

Ψ +

−

m a

d

σ

σ σ

6 , 5 06 , 2

7 , 151

20

Ψ +

−

m a

d

τ

τ τ

s s

s s

+

= +

2 , 13 2 , 6

2 , 13 2 , 6

2 2

2 20

2 20

20 20 20

τ σ

τ σ

s s

+

=

2 2

τ σ

τ σ

+/Xác định các hệ số Kσdj , Kτdj với các tiết diện nguy hiểm theo:

Kσdj = ( Kσj/εσ + Kx - 1)/Ky

Kτdj = (Kτj/ετ + Kx -1)/Ky

Tra bảng 10.8 (trang 197/TTTK-T1)

Phơng pháp gia công là tiện Ra = 2,5 -0,63 àm ⇒ Kx =1,06

Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 (không tăng bền bề mặt)

Kσ : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kτ: hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Tra bảng 10-12: dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất đối với rãnh then:

3 32

2

t d bt

85 2

12 85 12 22 32

85 14 ,

3 32

2

t d bt

85 2

12 85 12 22 16

85 14 ,

6 , 261

32

Ψ +

−

m a

d

σ

σ σ

7 , 9 23 , 2

7 , 151

32

Ψ +

−

m a

d

τ

τ τ

s s

s s

+

= +

0 , 7 4 , 4

0 , 7 4 , 4

2 2 2

32

2 32

32 32 32

τ σ

d

32

80 14 ,

d

16

80 14 ,

6 , 261

31

Ψ +

−

m a

d

σ

σ σ

9 , 10 23 , 2

7 , 151

31

Ψ +

−

m a

d

τ

τ τ

=> [ ]s

s s

s s

+

= +

24 , 6 0 , 4

24 , 6 0 , 4

2 2

2 31

2 31

31 31 31

τ σ

τ

Với kết quả tính toán nh trên thì trục 3 thoả mãn độ bền

g/ Kiểm nghiệm độ bền của then :

Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

σd = 2T / [d.lt ( h - t1)] ≤ [σd] τc = 2T / (d.lt b) ≤ [τc]

Với σd:là ứng suất dập τc : là ứng suất cắt

T : mô men xoắn trên các trục d : đờng kính trục

h : chiều cao của then b : chiều rộng của then

t1 : chiều sâu rãnh then trên trục lt : chiều dài rãnh then

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy độ bền tất cả các then thoả mãn.

8 Bảng số liệu đờng kính các trục:

-Tải trọng tơng đối nhỏ, đờng kính ngõng trục d10 = d11 = 30 (mm)

Tra bảng P2.7[TTTK-T1], ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa kí hiệu : 106

c Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

-Do gối đỡ 0 chịu tải lớn hơn nên ta tính kiểm nghiệm cho ổ tại gối đỡ 0

h h m

L

L Q

Q L

L Q

0

02 1

2 , 3

= 931,5(N) =0,93 kNTải trọng động tính theo công thức : Cd = QE.3 L

Với L = 60.10-6.n1.Lh = 60.10-6.950.10000 = 570 (triệu vòng)

⇒ Cd = 0,93.3 570 = 7,7(kN) < C = 10,4 (kN) ⇒ ổ làm việc đảm bảo khả năng tải động

d Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

Ta có: đờng kính ngõng trục : d20 = 35 (mm)

Tra bảng P2.7[TTTK-T1] ,ta chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung kí hiệu:307 với các thông số: d = 35(mm); D = 80(mm); B = 21(mm); r = 2,5(mm);

h h m

L

L Q

Q L

L Q

0

02 1

⇒ QE0 =3512,3 3 ( )3 ( )3

8

6 , 4 85 , 0 8

2 , 3

= 3403,4(N) =3,40 kNTải trọng động Cd0 = QE0.3 L

Với L = 60.10-6.n2.Lh = 60.10-6.431,82.10000 = 259 (triệu vòng)

⇒ Cđ0 = 3,40.3 259 = 21,7 (kN) < C = 26,2 (kN)

⇒ ổ làm việc đảm bảo khả năng tải động

+Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

Đờng kính ngõng trục : d21 = 35 (mm), tra bảng P2.11[TTTK-T1] ,ta chọn loại

ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu : 7307 có các thông số :

9 , 9404 1

Y = 0,4cotgα = 0,4cotg12o = 1,88

Vậy Q1 = ( 0,4.1.0,5.1402,5 + 1,88.9404,9 ).1.1,1 = 19757,9 (N)

-Tải trọng tơng đơng :

QE1 = m ( )

i i

h h m

L

L Q

Q L

L Q

1

02 1

10

8

6 , 4 85 , 0 8

2 , 3

= 19216,8(N) =19,22 kN Tải trọng động: Cđ1 = QE1 3

⇒ ổ làm việc không đảm bảo khả năng tải động

⇒Do đó ta chọn lại đờng kính ngõng trục: d21=50 (mm) khi đó theo bảng

9 , 9404 1

h h m

L

L Q

Q L

L Q

1

02 1

10

8

6 , 4 85 , 0 8

2 , 3

= 20685,8(N) =20,69 kN Tải trọng động: Cđ1 = QE1 103 L

⇒ Cđ1 = 20,69 3

10

259 = 109,6 (kN) < C = 122 (kN)

⇒ ổ làm việc đảm bảo khả năng tải động

+Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :