Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3. Thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Thiết kế hộp giảm tốc côn trụ. Bao gồm bản vẽ lắp A0 và bản vẽ chi tiết A3.

3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……… 11

4-kiểm nghiệm độ bền uốn……….13

5-kiểm nghiệm về quá tải……… 14

6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 15

IV- Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng……… 16

1-chọn vật liệu………16

2-Xác định thông số của bộ truyền……….16

3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……… 17

4-kiểm nghiệm độ bền uốn……… 19

5-kiểm nghiệm về quá tải………20

6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……… 20

7-điều kiện bôi trơn……….20

Phần 3-tính toán thiết kế bộ truyền xích………21

I-chọn loại xích……… 21

II- Xác định các thông số của xích trong bộ truyền……… 21

1-Xác định số răng đĩa xích………21

2-Xác định bước răng p ……….21

3-tính sơ bộ khoảng cách trục:………22

4-Xác định số mắt xích x………22

III- Kiểm nghiệm xích về độ bền……… 23

IV -Tính đường kính đĩa

xích……… 23

1-Đường kính vòng chia đĩa xích………23

2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích……….24

3-Xác định đường kính vòng đáy………24

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc……… 24

VI - Các lực tác dụng lên trục………25

Phần IV: Tính toán thiết kế trục……….25

I - Chỉ tiêu tính toán………25

II- Trình tự thiết kế……… 25

1-Xác định sơ đồ đặt lực……….26

2-Tính sơ bộ đường kính trục……….28

3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực……… 28

4-Tính toán cụ thể……… 30

Phần V: Tính chọn ổ lăn………50

I-Tính ổ theo trục 1………50

1-chọn loại ổ lăn……… 50

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ lăn theo khả năng tải động 50

b-chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh….53 II-Tính ổ theo trục 2………53

1-chọn loại ổ lăn………54

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động…….54

II-Tính ổ theo trục 3………56

1-chọn loại ổ lăn………56

2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động……56

b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh…… 58

Phần VI:Kết cấu vỏ hộp……… 58

I-Vỏ hộp……… 58

1-Tính kết cấu vỏ hộp………58

2-Kết cấu bánh răng ……….58

3-Kết cấu nắp ổ……….58

II-Một số chi tiết khác ………60

1-Cửa thăm……… 60

2-Nút thông hơi………61

3-Nút tháo dầu……… 61

4-Kiểm tra tra mức dầu ……… 61

5-Chốt định vị……… 61

6-Ống lót và nắp ổ………62

7-bulông vòng……… 62

Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc……….63

Phần VIII:Xác định và chọn các kiểu lắp……… 64

Phần IX: Tài liệu tham khảo……… 67

Phần1: Tính toán động học

1* Chọn động cơ điện một chiều

Công suất trên trục công tác P= 6,4 kW

*Hiệu suất truyền động là Ƞ= Ƞkn Ƞbrc Ƞbrt Ƞx Ƞol4

hiệu suất ổ trượt

ol hiệu suất ổ lăn

x hiệu suất bộ truyền xích

kn hiệu suất khớp nối

brt hiệu suất bánh răng trụ

brc hiệu suất bánh răng côn

t P

Pi

* 1

2

1 <1

t T

Ti

* 1

2 1

Trong đó v: vận tốc của tải v=0.45 m/s

D: đường kính tang tải D=350 mm

nct=600003.14**3500.45=24.58 v/ph

*Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb

usbhệ=usbh*usbng

usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ta chọn usbng=3

Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” tập 1 (TK1)

Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc=4.68 kw

bảng 2

Công suất động cơ (kw) 5.5 kw

Số vòng quay của động cơ

(v/ph)

1425 v/ph

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.5

Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu

với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

u là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)

* 1

*

* 25 2

K K K

K

be be

7 4

2

1

U U

* 7 4

97 57

Công suất trên trục công tác Pct=4.14 kw

Công suất trên trục III là :P3= 

x ot ct

P



14 4

=4.52 kw

Công suất trên trục II là :P2=  

993 0

* 97 0

52 4

*

3

ol brt

* 97 0

69 4

*

2

brc brt

* 993 0

04 5

2 303

* 10

* 55

* 10

* 55

69 4

* 10

* 55

52 4

* 10

* 55

Tct=9.55*106* 1608502 8

58 24

14 4

* 10

* 55

trục trục

đc

TrụcI

TrụcII

TrụcIII

TrụcCông tác

*Số liệu đầu vào

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285

t T

T

*

3 max

t

t T

T

*

3 max

=60*1*1425/4.7*18000*(13*4/8+0.73*4/8)

=21.99*107 >NHO2

Do đó hệ số tuổi thọ KKL2=1

Do NHE2 < NHE1(u2<u1)

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1

[ H]’=min([H1]; [ H2])= [H2]=481.8 Mpa

*với cấp chậm sử dụng răng nghiêng

Theo 6.12 ta có

[ H]=1/2*([ H1]; [ H2])=(509+481.8)/2=495.4 <1.25[H2]

Tính ứng suất uốn cho phép

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

mf i

t

t T

T

*

maxTrong đó mf=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa )

NFE2=60*1*1425/4.7*18000(164/8+0.764/8)

=18.3*107

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

 NFE2 > NFO => KFL2=1

 Do u2<u1 => NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1

 ứng uốn cho phép :

-S Flà hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2[1]/92: S F=1,75

-Y Rlà hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-Y Slà hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

-K XFlà hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn



chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1

[ F]=  o

Flim*KFC*KFL/SF

với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

do tải quay 1 chiều nên K =1

[ F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa

[ F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa

*ứng suất quá tải cho phép

[ H]max =2.8min ( ch1;ch2)=2.8 ch2=2.8*450=1260 Mpa

[ F1]max=0.8 ch1=0.8*580=464 Mpa

[ F1]max=0.8 ch2=0.8*450=360 Mpa

III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng

1/ Xác định chiều dài côn ngoài

Công thức thiết kế

3 1

+ K R là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với

truyền động bánh răng côn răng thẳng có: K R  0,5K d

7 4

* 25 0 2

+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có: K H

=1,14

Re=50 4 7 2  1*3  

2

8 481

* 7 4

* 25 0

* 25 0 1

14 1 8 33776

2 / Xác định các thông số ăn khớp:

-Số răng bánh nhỏ: de1=2*Re/ 2

1

7 4 1

69 137

* 2



tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=15 Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.15=24 răng

-Đường kính trung bình và mô đun trung bình

Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn m te  2,5(mm), do đó:

-Ta tính lại dm1 & mtm

Theo CT6.58[1]/113:

   

2

2 1

2 1

+K H=1,14(theo tính toán phần trên)

+K H=1(bánh răng côn răng thẳng)

* 14 3 60000

1 1 0

1 7 4

* 37 50

* 76 3

* 56

* 006

m H

K K T

d b

* 37 50

* 51 34

* 85 0

1 7 4 39

1

* 8 33776

* 2

* 87 0

* 76

4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động

-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo CT6.67[1]/115:

F F

V bd K

Theo trên ta có   1,71�Y  1/1,71 0,585 

-Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng Y=1

-Y Y F1 , F2là hệ số dạng răng

Với Zv1 =Z1/cos 1=23/0.978 = 23.5 răng

F   MPa  F  Mpa

Ta thấy F1  F1 và F2  F2

Như vậy độ bền uốn được đảm bảo

5/ kiêm nghiệm về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng

Z1=23;Z2=108

00

x1,20,4(mm)57,5&270(mm)

=0,4;-12o1’20’’

77o58’40’’

5,5mm

3,5mm1,5mm

2 mm

4 mm

64,35mm

Môđun vòng ngoài

Tỉ số truyền

2,5mm4,7

IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng

1.Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.

2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

+ K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5[TK1]/94 được K a = 43(MPa)1/3 do răng nghiêng

+ T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 147722,6 Nmm

+Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn  ba 0,4 (bộ truyền không đối xứng)

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

b H

c





F   MPa  F  MPa

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn

5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.

6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN

7-Điều kiện bôi trơn

2

2

273

1,15 236,5

m

d

vậy đã thỏa mãn điều kiện bôi trơn

PhầnIII: Thiết kế bộ truyền xích

Số liệu đầu vào :

tỷ số truyền: Ux=3.01

công suất :P3’=P3/2=4.52/2=2.26 kw

số vòng quay: n3=73.95 v/ph

I - Chọn loại xích

II - Xác định các thông số của xích trong bộ truyền

*ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p)

*kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích

Do xích có dịch chỉnh nên kđc =1

*kb hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi kb=1.3

*kđ hệ số tải trọng động

Do có va đập nhẹ nên kđ=1.2

*kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) bộ truyền làm 2 ca

*kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích

ph v n

27

.

3

/ 50

ta thấy Pt<[P] nên thoả mãn

theo bảng 5.8(tr83 TK1) ta thấy bước xích p<pmax

=2*40+23 269 +

1270

* 14 3

* 4

75 31

* ) 23 69 (

2

2



=127.34Lấy số mắt xích chẵn : x=128

Tính lại khoảng cách trục theo công thức

2

5

14 3

23 69 2 69 23 5 0 128

vậy i<[i] nên số liệu đã thoả mãn

III - Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc

Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S

S=Kd*Ft QFoFv [S]

*Q :tải trọng phá huỷ

*Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q*v2

q khối lượng 1 met xích(tra bảng 5.2) q=3.8 kg

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:

 H=0.47* k r Ft A Kd Kd Fvd E

*

* )

* (

<[H][ H] ứng suất tiếp xúc cho phép

Ft =2511.11 N

Fvd lực va đập trên m dãy xích: m=1

 Fvđ=13*10-7n3*p3*m=13*10-7*73.95*31.953*1=2.37 N

Kr hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

Kr1=0.44(do Z1=23 tra theo trang 59 TK1)

Kr2=0.20(do Z1=69 tra theo trang 59 TK1)

Kđ =1.2

E modun đàn hồi E=2.1*105 (Mpa)

A diện chiếu của bản lề

Tra bảng 5.12 TK1 => A=262 mm2

=>

 H1=0.47

2 1 262

10

* 1 2

* ) 37 2 2 1 11 2511 ( 44

 H2=0.47

2 1 262

10

* 1 2

* ) 37 2 2 1 11 2511 ( 20

với  H1=442.5 Mpa tra bảng 5.11 ta thấy

thép tôi cải thiện đạt HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

[ H1]=600 Mpa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa 1

với  H2 =298.3Mpa dung thép tôi cải thiện đạt HB170

 đạt [ H2]=500 Mpa để chế tạo đĩa xích lớn

Trong đó Fv lực căng do lực li tâm gây ra

Fx

Fr

2-TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC

Theo công thức 10.9[1]/186 ta có 3  

0, 2.

T d



Trong đó:

T là momen xoắn, Nmm

[τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa Chọn [τ] = 15 Mpa

Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 32(mm)Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8 1,2)dđc

-Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:

0 a1 t1 sin 1 1341,15 20 0,208 106,70( ) r2

�

d.LỨC TÁC DỤNG TỪ BỘ TRUYỀN XÍCH

1-Tính lực

1

2 0

2597 80

Mtd= 2 2

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2_2

Nờn ta tớnh đường kớnh trục theo tiết diện đú

vậy chọn theo tiờu chuẩn d1=25 mm

3- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Ta kiểm nghiệm theo công thức  2 1

195

19 10

:

 s s

S, S _ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và

ứng suất tiếp, đợc xác định theo công thức  2 1

195

21 10 20

:

m a

trục quay =>  min = -  max

max

59,33 2

0 2

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

để tính toán

 _ Hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề mặt, do bềmặt không đợc tăng bền =>  = 1

Từ đó ta có:

216,6

1,77 2,06

.59,33 0,1.0

1

 150

- Chiều dài then: lt = 0,8.lm13 = 0,8.50 = 40(mm)

- Kiểm tra điều khiện bền dập và cắt theo công thức

tra b¶ng  2 1

178

5 9

=> [ d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu khiÖn bÒn dËp

2.33776,8

14,07 20.40.6

Ft1 2687,24

27104 Mx

Ft2 Fa2

Fr2 X3

Y3

Fr3

Y4 Ft3

1/ TÍNH CÁC PHẢN LỰC VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MÔ MEN

3714 1089

**Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm

-mặt cắt 1_1: mặt cắt bánh răng côn do X3 &Y3 gây nên

=> Mặt cắt nguy hiểm nhất là mát cắt 2-2(chỗ lắp

BR trụ), đờng kính trục tại đó là:

 s s

.

:

m a

0 2

a m

; 7 , 1

; 79 , 0

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

để tính toán

_ Hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề mặt, do bề mặt không đợc tăng bền =>  = 1

4/ Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng

Với đờng kính trục d = 35mm, ta chon then bằng có:

=> [ d] = 150(MPa) => Thoả mãn điều

tra b¶ng  2 1

178

5 9

=> [ d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu

Fa2

Ft3

Fr3 Fa3

X4 Y4 X3 Y3

43998,3 72418,5100454,4

109440,35

147722,6

246981 191450,73

Ø30 H7

k6

Ø30 H7 k6

Ø35 H7

k6

Fa4 Ft4

Theo tiªu chuÈn ta chän: d 1 = 50(mm)

3 KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc  2 1

195

19 10

:  s

s s

s s





2 2

.

:

m a

.

1



0 2

, với kiểu lắp k6 ta đợc:

64 , 1

để tính toán

 _ Hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề mặt, do bềmặt không đợc tăng bền =>  = 1

.19,18 0,1.0

1

 150

6, 42 1,95

b = 14; h = 9; t1 = 5,5; t2 = 3,8

- ChiÒu dµi then: lt = 0,8.lm32 = 0,8.70= 56(mm)

- KiÓm tra ®iÒu khiÖn bÒn dËp vµ c¾t theo c«ng thøc

=> [ d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu

- ChiÒu dµi then: lt = 0,8.lm33 = 0,8.70 = 56(mm)

- KiÓm tra ®iÒu khiÖn bÒn dËp vµ c¾t theo c«ng thøc

tra b¶ng  2 1

178

5 9

Ft4 Fr4

Fr Fr

Y1

373324,65 221727,75

Mx

My

Mz

291859,35 291859,35

Vì ổ lăn có nhiều ưu điểm như: mô men ma sát nhỏ, mô men mở máy nhỏ, chăm sóc và bôi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa và thay thế(ổ lăn là chi tiết được tiêu chuẩn) nên ổ lăn được dùng khá phổ biến.I.TÍNH Ổ THEO TRỤC 1

1.CHỌN LOẠI Ổ LĂN

-Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20m, giá thành tương đối 1

2.CHỌN KÍCH THƯỚC Ổ LĂN

Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu:

-Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

-Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

a.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI ĐỘNG

**ta tính khi đảo chiều Fk

Ta thấy so với trường hợp trên thì Fr1 Fr2 nhỏ hơn

Nên ta chọn Fk chiều như cũ

Trong đó : Q là tải trọng quy ước,kN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ đũa: m=10/3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

F V

X

Q (  )

Trong đó:

-F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

-V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

-Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

-Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc êm : Kd =1

-X là hệ số tải trọng hướng tâm

r1 F

s1 F

1 a

F

0

920,11

0,59 0,36 a  1.1553,25   

h m m

i i

m

i

L

L Q

Q L

L Q

Q Q L

L

01

02 1

Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH

Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh.Theo CT11.18[1]/219 : Q t �C0

-Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1.

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính

xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20 m , giá thành tương đối 1

Tải trọng động quy ước :Q (X.V.F r Y.F a)K t.K d

a

F

e

21

1156,46

0,30 0,36 1.3870,36

h m m

i i

m

i

L

L Q

Q L

L Q

Q Q L

L

01

02 1

d t a

F V

a r

31

2482,02

0,40 0,37 6203,93

h m m

i i

m

i

L

L Q

Q L

L Q

Q Q L

L

01

02 1

4 4 4854,57 0,7 4251,08( )

Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH

Tên gọi Biểu thức tính toán

8mmGân: Chiều dày gân e

Chiều cao gân h

04 , 0

1  a w 

16,8>12Chọn d1 =16mm, chọn bulông M16

d2=0,8d1 = 0,8.16= 12,8(mm), chọn

d2=12mm và chọn bulông M12

d3 = (0,8 0,9).d2 =9,6-10,8(mm)

 chọn d3 = 10 và chọn bulông M10

d4 = (0,6  0,7)d2=(0,6  0,7)12 = 8,4(mm)

7,2-Chọn d4 = 8mm và chọn vít M8

d5 =( 0,5  0,6)d2=( 0,5  0,6)12=