Đồ án nguyên lý chi tiết máy bản thuyết minh đề 3

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.Chính vì thế, việc hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp chúng ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó giúp sinh viên củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Vẽ kỹ thuật cơ khí, Nguyên lý Chi tiết máy, Dung sai, Sức bền vật liệu. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Kỳ và quý thầy trong khoa CƠ KHÍ MÁY đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ quý thầy và các bạn.

MỤC LỤC

M ỤC LỤC 1

LỜI NÓI ĐẦU: 3

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4 1.1 Chọn động cơ điện: 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền: 5

PHẦN II: TÍNH T OÁN B Ộ TRUYỀ N XÍCH 8

2.1 Chọn loại xích: 8

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền: 8

2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền: 9

2.4 Đường kính đĩa xích: 10

2.5 Xác định các lực tác dụng lên trục: 11

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀ N BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 13

3.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: 13

3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng) 15

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng): 20

PHẦN IV: T HIẾT KẾ TRỤC 27

4.1 Chọn vật liệu: 27

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục: 27

4.3 Tính Thiết Kế Trục: 27

4.4 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi: 38

4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then: 42

PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ 44

5.1 Trục I: 44

5.2 Trục II: 45

5.3 Trục III: 47

PHẦN VI: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 48

PHẦN VII: T HIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC V À CÁC BỘ PHẬN KHÁC 49

7.1 Tính kết cấu của vỏ hộp: 49

7.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: 49

7.3 Một số kết cấu khác: 51

PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉ P 54

TÀI LIỆU THAM KHẢO : 56

LỜI NÓI ĐẦ U:

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi,

có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.Chính vì thế, việc hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp chúng ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó giúp sinh viên củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Vẽ kỹ thuật cơ khí, Nguyên lý- Chi tiết máy, Dung sai, Sức bền vật liệu Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Kỳ và quý thầy trong khoa

CƠ KHÍ MÁY đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ quý thầy và các bạn

Sinh viên thực hiện: Hoàng Nguyên Trường Phúc

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện:

1.1.1 Xác định công suất trên trục động cơ điện:

- Công suất truyền trên các trục công tác: P t = 4,1kw

- Công suất trên trục động cơ điện:



t ct

P

P  (1)

-Hiệu suất truyền động:

x br

  1. 2. 3  4. 2. (công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])

-Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

Hiệu suất bộ truyền xích: x = 0,95

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ol= 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng:  br=0,96

=>   0,994

.0,962.0,95 = 0,841

841,0

1,4

n 

U h : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp U h = 10

U n : tỷ số truyền bộ truyền xích U n = Ux = 2,5 (chọn theo bảng 2.4 trang

5 , 28

1.2.3 Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:

Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:

-Đối với trục I:

5 , 28 50

n

n

u

) ( 8 , 4 99 , 0 875 , 4

-Đối với trục III:

-Đối với trục máy công tác:

ph) (v/

1425

1  nđc 

n

(Nmm)10

.344,321425

8,4.10.55,910

.55

,

1

1 6

n

p T

(Kw) 6 , 4 99 , 0 96 , 0 82625 ,

4

.1

) / (

356,25 4

14251

10.96,12225

,356

6,4.10.55,910

.55

,

2

2 6

, 2

35 , 356

10 058 , 333 125

4 , 4 10 55 , 9 10

55 ,

3

3 6

, 2

125

u

n n

n

) (

10 1 , 783 50

1 , 4 10 55 , 9 10

55 ,

n

p T

mct mct

PHẦN II: TÍNH T OÁN B Ộ TRUYỀ N XÍCH 2.1 Chọn loại xích:

Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn một dãy

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Với ux = 2,5 (đã chọn)

-Chọn số răng đĩa xích dẫn theo công thức

z1 = 29 - 2.u = 29 - 2.2,5 = 24 răng

-Số răng của đĩa xích bị dẫn:

z2 = ux.z1 = 2,5.24 =60 răng < zmax = 120 răng

-Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:

Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)

Kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)

đ F F F k

Q s







0.

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN)

a

p z z z

z p

a

x

4

) (

2

2

2

2 1 2 2

.14,3.4

75,31.)2460(2

)6024(75,31

1270

, 1 122 15

125 24

i

Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg

Kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)

) / ( 5875 , 1 60000

125 75 , 31 24 60000

. 1

z

)(2746

1000

N v

2 , 1

75 , 31 1

75 , 31 2

)

( 47 ,

d

vđ đ

t r H

k A

E F k

F k



E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

  H ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1]

-Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1

1.262

10.1,2)2,52,1.2746(432,047.0

10.1,2)2,52,1.2746(22,047.0

-Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] = 600 (Mpa)

Thấy:   H [ H] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.5 Xác định các lực tác dụng lên trục:

Fr = Kx Ft

Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm ngang)

=> Fr = 1,15.2746 = 3157,9 N

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

TRONG HỘP GIẢM TỐC 3.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

1 lim

245 2 70

8 , 1

230 2 70

8 , 1

, 2

1  30 245  1 , 6 10

HO

N

N HO2 = 30.2302,4 = 1,4.107

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]

[ H ]1 = Him0 1

H

HL S

K 1

=

1,1

1.560

= 509 Mpa

[H]2 =  Him0 2

H

HL S

K 2

= 1,1

1.530 = 481,8 Mpa

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng: [ ] H ’=min([ H]1;[ H]2)=481,8Mpa Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng

[H]” =

2

][][ H 1   H 2

=

2

8,481

F

 .KFC.KKL / SF

75,1

1.1.441

= 252 Mpa

[F2] = 0

2 lim

F

 KFC KFL / SF

=

75,1

1.1.441

= 236,6 Mpa

-Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]

[H]max = 2,8  ch2 = 2.8.450 = 1260 Mpa

ba H

H u

K T

02 , 1 32344

= 121,5 (mm) Lấy aw1 = 125 mm

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:

Môđun: m = (0,010,02).aw1 = (0,01 0,02).125 = 1,25 2,5

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5

-Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1]

Z1 =

)1(

a w

=

)14(5,1

125.2

 = 33,33 lấy Z1 = 33 -Số răng bánh lớn :

Z2 = u1.Z1 = 4 33 = 132 lấy Z2 = 132

Do đó : aw1 =

2

)(Z1 Z2

m 

=

2

)13233(5,

= 123,75 mm Lấy aw1 = 123,75 mm

33.5,1cos

1



z m

1981

132.5,1cos

2



z m

3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

-Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

 H

w w

H H

M H

d u b

u K T Z

Z

1 1

1

.

) 1 ( 2

1.22

sin

cos.2

8,143



H

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng thẳng: K H  = 1

-Vận tốc vòng của bánh răng:

s m n

d

60000

1425.5,49.14,360000

1 1

Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]

9,64

75,123.7,3.56.006,0



m

w H

H

u

a v g

Do đó:

2,11.02,1.32344

2

5,49.125,37.9,61

2

1

w w H Hv

K K T

d b v K

224 , 1 2 , 1 02 , 1 1

u b

u K T Z Z

Z

w w

H H

M

5,49.4.125,37

5.224,1.32344.2.86,0.764,1.274

)1( 2

1 1

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

-Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

 1

1 1

1 1

1

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

11

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: 1

1401

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn: KF = 1

44,184

75,123.7,3.56.016,0

F

u

a v g

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

51,11.03,1.32344

2

5,49.125,37.44,181

2

1

w w F Fv

K K T

d b v K

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

56,151,1.1.03,1

,1.5,49.125,37

8,3.1.55,0.56,1.32344

2

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F







F F

8,3

6,3.51,76

2 1

2 1



3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:  max  1

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):

Vì phân đôi cấp chậm nên T T II N mm

"

'

2

.)

1(

ba H

H II a

w

u

K T u

K a

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH = 1,07; KF = 1,17 (ứng với sơ

đồ 3)

mm

3,0.85,2.4,495

07,1.61480)

185,2(

,3.5,1

819,0.115.2)1(

cos.2

a

lấy Z1 = 33 -Số răng bánh lớn:

,34cos

08,342

)(

cos    

w a

Z Z m

08,34cos

335

,1

08,34cos

985

,1

a d

m

w

85,3

115.21

2 1

-Hệ số trùng khớp dọc:

76 , 4

sin

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tài liệu [1] có Zm = 274 MPa1/3

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 tài liệu[1]

58 , 1 72 , 23 2 sin

45 , 32 cos 2 2

sin

cos 2

11

d

60000

25,356.7,59.14,360000

1 2







-Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác là 9

-Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s

=> K H  = 1,13; K =1,37

-Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73;  H 0,002;  F 0,006

s

m u

a v g v

m

w H

85,2

11511,1.73.002,0



-Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]

02,113,1.07,1.61480

2

7,59.40.03,11

2





 H H II

w w H Hv

K K T

d b v K

-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:

23 , 1 02 , 1 13 , 1 07 , 1

u b

u K T Z Z

Z

w w

H II H

M

7,59.85,2.40

85,3.23,1.61480

2.75,0.58,1.274

)1( 2

1 2 2 '

Như vậy: H  H bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 0 , 69

45 , 1

1 1

-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 0,72

140

89,3811401

-Số răng tương đương:

1,58cos3

2

Z

Z v

-Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

-Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6

-Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

)/(09,385,2

115.11,1.73.006,0

m

w F

-Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:

04,137,1.17,1.61480

2

7,59.40.09,31

2





 F F II

w w F Fv

K K T

d b v K

-Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:

67,104,1.37,1.17,1

d b

Y Y Y K T

w w

F F

II

5,1.7,59.40

62,3.72,0.69,0.67,1.61480

2

2

1

1 '

F F

62,3

6,3.1,103

2 1

2 1



3.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

-Hệ số quá tải:  max  1

-Ứng suất uốn cực đại:

PHẦN IV: T HIẾT KẾ TRỤC 4.1 Chọn vật liệu:

-Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền b 600Mpa và giới hạn chảy ch 340Mpa

-Ứng suất xoắn cho phép     12 20 Mpa

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:

-Lực tác dụng:

Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 3157,9 (N) = Fy34

Do cặp bánh răng trụ răng thẳng: xác dịnh theo công thức 10.1 tài liệu[1]

23 13

1

5 , 49

32344

2

2

x x

1

0cos

51,21.83,1306cos

y y

tw t

24 22

1

2

7,59

61480

2'.2

x x

x x

24 22

2

08,34cos

72,23.63,2059cos

y y

y y

tw t

24 22

 

3

2 ,

k k

32344 2

, 0

61480 2

, 0

333058 2

, 0

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

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp:

K1=10

-Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15

-Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I Xác định theo công thức 10.10 tài liệu [1]

Lm13 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).25 = 30 37,5 mm; Chọn lm13 = 35 mm -Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:

Lm22 = lm23 = lm24 = (1,2…1,5)d2 = 36…45 mm; chọn lm22 = lm24 = 40mm; lm23 = 45mm

-Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:

Fx 205 , 4 308

63

32344

2 ) 3 , 0

2 , 0 (

l F

204

102.04,515

11

13 13

l F l F

204

102.83,13065

,58.300

11

13 13 12 12

F F

F x10   x11 x12  x13 739,443001306,83 267,39



Mtđ12 = 28010,7 Nmm

tdj j

-Trong mặt phẳng yoz

Xét phương trình mômen tại O:

 MO( Fyk)  0  Fy22 l22  Fy23 l23  Fy24 l24  Fy21 l21  0

N l

l F l F l F

1,835204

5,154.62,1092102

.04,5155,49.62,1092

21

24 24 23

23 22

22 21

F F

l F l F l F

x

045,2713204

5,154.63,2059102

.83,13065

,49.63,2059

21

24 24 23

23 22

22 21

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II:

134308,97 Nmm 168613,13 Nmm

257,26 Nmm

134308,97 Nmm

-Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

2 2

xj yj

-Mômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

d22 = d24 = 35 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng)

d23 = 40 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)

l F l F l F

Fy y . y . y . 5326 , 37

31

34 34 33

33 32

l F l F

x . . 2059,63

31

33 33 32

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III:

b 0 , 436 600 261 , 6

436 , 0

, 261 58 , 0

58 ,

-Theo bảng 10.7 tài liệu [1]:   0 , 05 ;   0

4.4.2: Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

-Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

  S S

S

S

S S

j j

j j





2 2

aj mj

-Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

Do đó theo công thức 10.23 tài liệu [1]:

j j

aj mj

W

T

2 2

4.4.3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

-Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng

Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng

Trục III: tiết diện lắp bánh răng và tiết diện 31 lắp ổ trượt

j

j j

j

d

t d t b d

W

2

) (

32

2 1 1

oj

d

t d t b d

W

2

) (

16

2 1 1

23 40 12 x 8 5 5364,4 11647,6

4.4.5 Xác định hệ số K aj và K aj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:

y

x dj

K

K K

K

K K

-Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,5…0,63  m Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do

trạng thái bề mặt kx = 1,06

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

-Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1] ta có:

76 , 1

; 92 , 0 25

d

81 , 0

; 88 , 0 30

d

81 , 0

; 88 , 0 35

d

78 , 0

; 85 , 0 40

d

d31  45 mm    0 , 85 ;   0 , 78

76 , 0

; 81 , 0 50

-Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:

then

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

-Với các tiết diện dung mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập d và độ bền cắt c

-Theo công thức 9.1 và 9.2 tài liệu [1]:

 d

t

d

t h l d

T



2

-Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 tài liệu [1]

-Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

  d  100 ( Mpa )

  c  ( 60 / 3 90 / 3 )  20 30 ( Mpa )

Vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

vì Fa = 0, nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1

Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 25 mm Tra bảng P2.7 tài liệu [1] chọn ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 305; đường kính trong d = 25 mm; Đường kính ngoài D = 62 mm; Khả năng tải trọng động C = 17,6 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 11,6 kN; B = 17 mm; r = 2 mm; đường kính bi = 11,51 mm

5.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

-Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0:

)(16,36952

,25439

,

2 10

2 10

-Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1:

)(78352

,25744

,

2 11

2 11

Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 783 (N)

-Theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 tài liệu [1]: Kd = 1,2 X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = 1 vì chỉ chịu lực hướng tâm Y: Hệ số tải trọng dọc trục y = 0 vì Fa = 0