Thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình vẽ 1. Động cơ 2. Bộ truyền đai dẹt 3. Hộp giảm tốc 4. Khớp nối 5. Tang SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3 Trang 2 Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh Số liệu cho trước: 1. Lực kéo cáp: P= 2500 N 2. Vận tốc kéo cáp: v= 1.15 m/s 3. Đường kính tang: D= 320 mm 4. Đặc tính tải trọng: tải trọng thay đổi, rung động nhẹ 5. Thời gian phục vụ: T=7năm 6. Mỗi năm làm việc 245 ngày, mỗi ngày làm việc 16h 7. Làm việc hai chiều. Nội dung đồ án:  Tính chọn công suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền  Thiết kế các bộ truyền  Thiết kế trục và tính then  Thiết kế gối đỡ trục  Tính chọn nối trục  Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác  Bôi trơn, che kín hộp giảm tốc  Lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép Khối lượng đồ án:  01 thuyết minh  01 bản vẽ A0 vẽ lắp hộp giảm tốc

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

Họ và tên sinh viên: Nguyễn Ngọc Tân

Tên đề tài:

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình vẽ

Số liệu cho trước:

1 Lực kéo cáp: P= 2500 N

2 Vận tốc kéo cáp: v= 1.15 m/s

3 Đường kính tang: D= 320 mm

4 Đặc tính tải trọng: tải trọng thay đổi, rung động nhẹ

5 Thời gian phục vụ: T=7năm

6 Mỗi năm làm việc 245 ngày, mỗi ngày làm việc 16h

7 Làm việc hai chiều

 Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác

 Bôi trơn, che kín hộp giảm tốc

 Lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép

Khối lượng đồ án:

 01 thuyết minh

 01 bản vẽ A0 vẽ lắp hộp giảm tốc

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp chúng ta kết hợp lại các kiến thức đã họctrong các môn Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí, Truyền động cơ khí, Chế tạo máy, …

và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bộ truyền bánh răng, bộ truyền đai, trục, ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ với phần mềm AutoCad

Đề tài được giao là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó sai sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn thầy Hoàng Văn Thạnh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rấtnhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Sinh viên thực hiện

Dương Anh Đức

Mục lục

Trang Phần 1: Tính toán động cơ và phân phối tỉ số truyền 6

3.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện 13 3.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất mỏi cho phép 13

3.6 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác 15 3.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L 15

3.10 Kiểm tra sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột 16

3.11 Tính lực tác dụng 17

3.12 Các thông số 17 Phần4: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ 19 4.1 Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt 19

4.2 Định ứng suất cho phép 19

4.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K=1,3 20

4.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 18 4.5 Tính khoảng cách trục A 20

4.6 Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng 20

4.7 Tính chính xác hệ số tải trọng K 20

4.8 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng 21

4.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 214.10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi bị quá tải đột ngột trong thời gian

5.3.Xác định khoảng cách giữa các gố đỡ và điểm đặt lực 25

5.4.Xác định lực tác dụng lên trục và tại các gối đỡ 27

5.5 Tính chính xác đường kính các đoạn trục 31

Phần 6: Thiết kế gối đỡ trục dùng ổ lăn 38

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1.5 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Tỉ số truyền chung của hệ: i t=i hgt i btđ

Tra bảng 2.2 :

Chọn i hgt=(10÷ 25) : Tỷ số truyền hộp giảm tốc(chọn theo tiêu chuẩn);

i btđ=(2 ÷ 4) : Tỷ số truyền bộ truyền đai dẹt

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT

Công suất trục động cơ: N đc=2,73(KW )

- N1 là công suất trên trục động cơ

- n1 số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn Theo bảng 5-1 chọn D1 = 160mm

Kiểm nghiện vận tốc đai theo điều kiện :

- i đ:tỉ số truyền bộ truyền đai dẹt

- D1:đường kính bánh đai nhỏ

Vậy đường kính bánh đai lớn :

D2=1,74.160.(1-0,01)=275,616(mm)Chọn D2= 280theo bảng 5-1[1]

Số vòng quay thật 1 phút của bánh bị dẫn :

n '

2=(1-ξ) D1

D2 n1 =(1-0,01).160280.1430=809 (v/ph)Sai số về số vòng quay so với yêu cầu:

∆n=822−809822 = 1,6%

2.2.3 Xácđịnh khoảng cách trục và chiều dài đai

Chiều dài tối thiểu của đai

2.2.5 Xác định tiết diện đai:

Để hạn chế ứng suất uống và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai

δ được chọn theo tỉ số D1❑ sao cho

Theo bảng 5-3 chọn đai vải có độ dày 3,75mm.

Lấy ứng suất căng ban đầu σ0=1,8N/mm2 theo trị số D1

❑=3,75160=42,667 tra bảng 5-5 [1]

Ta được [σ p]0 = 2,25 N/mm2

Các hệ số:

- c t=0,8 hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng , tra theo bảng 5-6[1]

- c α=1−0,003(180−α1)=1−0,003 (180−174 )=0,98hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

- c v=1−kv(0,01 v2−1)=0,98 hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc, trong đó k v

=0,04 đối với đai vải cao su,v=12(m/s )

- c b=1 hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền , tra theo bảng 5-9[1]

Chiều rộng b của đai;

b≥ v[σ P

p]0c t c α c v c b ≥

1000.2,568

12 4 2,25.0,8 0,98 0,98 1=30,95mm Chọn theo bảng 5-4[1] : b=40mm

2.2.6 Xác định chiều rộng B của bánh đai:

Tra bảng 5-10 [1]ta có B= 50 mm

2.2.7 Tính lực căng và lực tác dụng lên trục

Lực căng S0 tính theo công thức

S0=σ0 δ b=1,8.3,75 40=270(N)Lực tác dụng của trục

R=3 S0 sin α1

2 =2.270 sin

1740

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNGNÓN

Bánh nhỏ : Thép 50 thường hóatra bảng 3-8 có :

HB = 210 ,σ bk= 620 N/mm2, σ ch = 320 N/mm2Bánh lớn: Thép đúc thường hóa 45πtra bảng 3-8 có :

HB = 170 ,σ bk = 550 N/mm2, σ ch = 320N/mm2

3.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ ] tx= [σ ] N 0 tx k ' N ( công thức 3-1[1])Trong đó:

- [σ]N 0 tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm) khi bánh răng làm việc lâu dài, theo bảng (3-9 tr.43)chọn [σ ] N 0 tx=2,6HB

- N0 :số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, theo bảng 3-9 chọn N0

=107;

- k ' N : Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,k ' N = √6 N0

N td(3-2 [1])

- N td :số chu kì tương đương

Trường hợp trọng tải thay đổi : N tđ=60 u.∑ ( M i

M max)2 n i T i (3-4[1])Trong đó :

- u : số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 lần quay

- M i ,n i,T i: mômen xoắn , số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

- M max:mômenxoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

Số chu kì tương đương của bánh lớn

=>hệ số chu kì ứng suất k ' N của hai bánh răng đều bằng 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc của bánh 1:

[σ ] tx 1 = [σ ] N 0 tx k ' N =2,6 (HB)= 2,6.210=546(N /mm2

)

- Ứng suất tiếp xúc của bánh 2:

- k N ”:hệ số chu kỳ ứng suất uốn , tính theo công thức :k N ”= m√ N0

N td

Trong đó :

- m:bằng 6 đối với thép thường hóa

- N0:số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

- N tđ=60 u.∑ ( M i

M max)6.n i T i (3-8 [1])là số chu kì tương đương

Số chu kì tương đương bánh lớn N tđ 2=

=>hệ số chu kì ứng suất uốn k N ” của hai bánh răng đều bằng 1

Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [σ]u1 =266,6.11,5.1,8 = 98,7 (N/mm2)

Ứng suất uốn của bánh lớn: [σ]u2 = 236,5.11,8.1,8 = 73 (N/mm2)

- L : Chiều dài côn

- ψ L: hệ số chiều dài bánh răng ψ L=0,3

- i : tỉ số truyền i = in = 4

- n2: số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn n2 = 205 v/ph

- N : công suất của bộ truyền N = 2,568 (kW)

Vận tốc vòng của bánh răng nón theo công thức 3-18:

v = 2 π L (1−0,5ψ L).n1

60.1000.√i2+1 =2 π 122(1−0,5.0,3).822

60.1000 √42+1 =¿2,165(m/s)Với vận tốc này chọn cấp chính xác 7( bảng 3-11)

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức 3-19[1]:

K = Ktt.KđTrong đó:

- Ktt :hệ số tập trung tải trọng đối với bộ truyền chịu tải trọng thay đổi ta

L=0,5.m s.√z21+z22=0,5.3.√202+802=123,7mmChiều rộng bánh răng:

b = ψ L.L = 0,3.123,7 = 37,11(mm) Lấy b = 37 (mm)Môđun trung bình:

mtb = m s.( L−0,5 b) L =3.(123,7−0,5.37 )

Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng 3-5[1]:

- Bánh nhỏ: y1 = 0,392

- Bánh lớn: y2 = 0,517

Theo công thức 3-35 bảng 3-16[1] ta có ứng suất sinh ra trong chân răng bánh nhỏ:

σu1= 19,1.10

6 K N 0,85 y m tb❑2 Z n b= 19,1.10

(123,7−0,5.37 ).4 2

√( 4+1)❑3 /2.1,3875 2,586

0,85.37 205

= 196,14(N/mm2) <[σ]txqt2 = 1105 N/mm2

3.10.2.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Theo công thức 3-46 (HB≤350), ta có: [σ]uqt = 0,8.σch

Trong đó σch – giới hạn chảy

- Đối với bánh 1: [σ]uqt1 = 0,8.320 = 256 (N/mm2)

- Đối với bánh 2: [σuqt2 = 0,8.320 = 256 (N/mm2)

Kiểm nghiệm sức bền uốn công thức 3-42: σuqt = σu.Kqt

- Đối với bánh 1: σuqt1 = σu1.Kqt = 52.1,3 = 67,6(N/mm2) < [σ]uqt1 = 256

Đường kính vòng lăn (vòng chia) d

Góc đầu răng∆(khi chiều cao đầu

PHẦN 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ 4.1.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

Bánh nhỏ : Thép 45 thường hóa tra bảng 3-8[1] có:

HB = 200 ,σbk = 600N/mm2, σch = 300N/mm2(phôi rèn,giả thuyết đường kính phôi dưới 100mm)Bánh lớn: Thép 35 thường hóa tra bảng 3-8[1] có :

HB = 170 ,σbk = 500 N/mm2, σch = 260N/mm2(phôi rèn,giả thuyết đường kính phôi 100mm÷ 300 mm)

4.2.Xác định ứng suất cho phép và ứng suất mỏi uống cho phép

4.2.1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ ] tx= [σ ] N 0 tx k ' N (3-1 [1])Trong đó:

- [σ]N 0 tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm) khi bánh răng làm việc lâu dài, theo bảng (3-9 tr.43) chọn [σ ] N 0 tx=2,6HB

- N0 :số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, theo bảng (3-9 [1]) chọn N0 =107;

- k ' N : Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,k ' N = 6

√N0

N td(3-2 [1])Trường hợp trọng tải thay đổi : N tđ=60 u.∑ ( M i

=>hệ số chu kì ứng suất k ' N của hai bánh răng đều bằng 1

- Ứng suất tiếp xúc của bánh 1

- k N ” hệ số chu kỳ ứng suất uốn , tính theo công thức :k N ”= m

√ N0

N tdTrong đó:

- m:bằng 6 đối với thép thường hóa

- N0:số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

mà N tđ 1=i N tđ 2 cũng lớn hơn số chu kì cơ sở N0 =107

=>hệ số chu kì ứng suất uốn k N ” của hai bánh răng đều bằng 1

Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [σ]u1 =1,5.1,8258.1 = 95,556(N/mm2)

Ứng suất uốn của bánh lớn: [σ]u2 = 1,5.1,8215.1 = 79,63 (N/mm2)

v= π d1 n

2 π A n 60.1000 (i+1)(m/s) v= 2 π 182 205

- Ktt:hệ số tập trung tải trọng đối với bộ truyền chịu tải trọng thay đổi ta

Chiều rộng bánh răng lớn b’=b-5=48 (mm)

4.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Số răng tương đương của bánh nhỏ

Z tđ 1=Z1=30=¿y1=0,451

Số răng tương đương của bánh lớn

Z tđ 2=Z2=90=¿y2=0,511

=95,56(N/mm2)Ứng suất sinh ra trong chân răng bánh lớn:

= 217,78(N/mm2) <[σ]txqt2 = 1105 N/mm2

4.10.2.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Theo công thức 3-46 (HB≤350), ta có:

[σ]uqt = 0,8.σ chTrong đó: σ ch :giới hạn chảy

Đối với bánh 1: [σ]uqt1 = 0,8.300 = 240 (N/mm2)

Đối với bánh 2: [σ]uqt2 = 0,8.260 = 208 (N/mm2)

Kiểm nghiệm sức bền uốn công thức 3-42[1]:

σ uqt = σ u.KqtĐối với bánh 1: σ uqt1 = σ u1.Kqt = 41,9535.1,3 =54,54(N/mm2) < [σ]uqt1 =

240(N/mm2)

Đối với bánh 2: σ uqt2 = σ u2.Kqt = 37,03.1,3 = 48,14 (N/mm2) < [σ]uqt2 = 208

(N/mm2)

Hình 4, Điều kiện bôi trơn của bánh răng

Với D e 2, D e 4lần lượt là đường kính vòng đỉnh của bánh bị dẫn cấp nhanh và cấp chậm

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)

15mm

- Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng thứ4

Tổng hợp các điều kiện trên để dảm bảo điều kiện bôi trơn phải thoả mãn bất đẳng

PHẦN 5: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 5.1.Chọn vật liệu

Vật liệu dùng để chế tạo trục có bộ bền cao, có khả năng chịu được sự tập trung ứng suất lớn Sử dụng thép C45 tôi cải thiện có độ cứng HB= 192 … 240 ,

σ b=600 N /mm2,σ ch=340 N /mm2

5.2.Tính sơ bộ trục

Theo công thức 7-2[1], đường kính trục :

d ≥C√3 N n ; mmChọn C =120

d1=30 mm , ta được chiều rộng ổ lăn b0=19 mm

d2=35 mm , ta được chiều rộng ổ lăn b0=21 mm

d3=40 mm , ta được chiều rộng ổ lăn b0=23 mm

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

Chiều dài mayo bánh đai:

- k1=10 mm là khoảng cách từ khoảng cách giữa các chi tiết quay

- h n=15 mm là chiều cao nắp ổ và đầu bulông

- Góc nón chia trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn :φ1=14°,φ2=76°

Trục I:

l11=(2,5÷3)d1=(75÷90), chọnl11=80mm

l12 = lc12 = 0,5(lm12 + b0) + k3 + hn = 0,5.(45+¿19)+15+15=62 mm

l13=l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b0 – b13cos φ1)

= 80+10+10+42+0,5(19-37.cos14°

¿=133,5mmTrục II

l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 53+45+21+3.10+2.10=169mm

l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2= 0,5.(53+21)+10+10=57mm

l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cosφ2) + k1 = 57+0,5.(53+37.cos76°)+10=98mmTrục III:

Hình 5.2 Sơ đồ đặt lực và các biểu đồ mô men của trục II

Hình 5.1 Sơ đồ đặt lực và các biểu đồ mô men của trục III

M tdj : Momen tương đương M tdj=√M2j+0,75 T2j

T j mômen xoắn ở tiết diên j

Từ biều đồ momen ta thấy tiết diện 2-2 lắp bánh trụ, tiết diện 2-3lắp bánh răng cônTại tiết diện 2-2:

Lấy theo tiêu chuẩn :d22= 38mm,d23=35mm

Chọn đồng bộ đường kính trục với ổ lăn 2-0 và 2-1

Tại vị trí lắp bánh đai với d = 20 (mm)

Theo bảng 9-1a[2], ta chọn then có các thông số:

=>Then đủ độ bền

Tại vị trí lắp bánh côn với d = 20 (mm)

Theo bảng 9-1a[2], ta chọn then có các thông số:

Tại vị trí lắp bánh răng côn với d = 35 (mm)

Tra bảng 9.1a[2], ta chọn then có các thông số:

b = 10 mm ,h = 8 mm , t1 = 5 mm, t2 = 3,3 mm, 0,25 ≤ r ≤ 0,4

l t=(0,8 ÷ 0,9)lm=(0,8 ÷ 0,9).45=36 ÷ 40,5(mm)

=>Then đủ độ bền

Tại vị trí lắp bánh răng trụ với d = 38 (mm)

Tra bảng 9.1a[2], ta chọn then có các thông số:

=>Then đủ độ bền

Trục III:

Xét tại vị trí bánh răng trụ với d = 44 (mm)

Tra bảng 9.1a[2], ta chọn then có các thông số:

Xét tại vị trí khớp nối với d = 40 (mm)

Tra bảng 9.1a[2], ta chọn then có các thông số:

τ c= 2T

d l t b=

2.32582440.63 12=21,55¿

=>Then đủ độ bền

5.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

s j= s σj s τj

√s2σj+s2τj ≥[s]

Trong đó:

- [s]: Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5 ÷ 2,5

- s σj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

σ aj , σ mj: Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

τ aj , τ mj: Biên độ và trị số trung bình của ứng xuất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

3,53,5555,5

642,467642,4673913,083240,2810413,28

1427,8651427,8658493,527098,9422685,13

02,432,7633,7619,85

20,920,913,381614,36

- ε σ , ε τ:hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến

giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[2]

- K σ , K τ−¿hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng

10.12[2], ta có K σ=1,76và K τ=1,54

Bảng 5.2Kết quả tính hệ số an toàn

Vậy tiết diện trên các trục đều đảm bảo độ bền mỏi.

Tiết

diện

d(mm)

then

Lắpcăng1-2 20 1,91 2,06 1,73 1.64 2,12 1,79 - 4,21 4,211-3 20 1,91 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 51,4 7 6,942-2 38 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 3,75 9,63 3,5

3-3 48 2,17 2,52 2,03 2,03 2,52 2,09 5,23 8,72 4,5

PHẦN 6: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC DÙNG Ổ LĂN 6.1 Chọn ổ lăn cho trục I.

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Dự kiến chọn trước góc β = 120 (kí hiệu 36000)

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức 8-1[1]

C¿Q¿

Trong đó :

- n =822 vòng/phút

- h = 27440 giờ – thời gian phục vụ của máy

- Q : tải trọng tương đương

Q=(K v R+m A t)K n K t

Tra bảng 8-2[1], với ổ biđỡ chặn chọn m = 1,5

Tra bảng 8-3[1], chọn Kt = 1,1

Tra bảng 8-4[1], với nhiệt độ làm việc dưới 1000C chọn Kn = 1

Tra bảng 8-5[1], đối với ổ bi đỡ chặn chọn Kv = 1

QA = (1.1417+ 1,5.323,27).1.1,1= 2092N = 209daN

=>C = 209.(822.27440)0,3=33583,3

Tra bảng 17P[1] ứng với d = 30 mm chọn ổ có kí hiệu 36306 có các thông số:

Cbảng = 41000 Đường kính ngoài của ổ: D = 72 mm Chiều rộng ổ: B = 19 mm

6.2 Chọn ổ lăn cho trục II

Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Dự kiến chọn trước góc β = 120 (kiểu 36000)

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức 8.1[1]

C¿Q¿

Trong đó :

- n = 205 vòng/phút

- h = 27440 giờ – thời gian phục vụ của máy

- Q : tải trọng tương đương

Q=(K v R+m A t)K n K t

Tra bảng 8-2[1], với ổ bi đỡ chặn chọn m = 1,5

Tra bảng 8-3[1], chọn Kt = 1,1

Tra bảng 8-4[1], với nhiệt độ làm việc dưới 1000C chọn Kn = 1

Tra bảng 8-5[1], đối với ổ bi đỡ chặn chọn Kv = 1

QD = (1.1544,5 + 1,5.605,2).1.1,1= 2697,53N = 269,753 daN

=>C = 269,753.(205.27440)0,3 = 28576,41

Tra bảng 17P[1] ứng với d = 30 mm chọn ổ có kí hiệu 36306 có các thông số:

C bảng = 41000 Đường kính ngoài của ổ: D = 72 mm Chiều rộng ổ: B = 19 mm

6.3 Chọn ổ lăn cho trục III

Do không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức 8.1[1]

C¿Q¿

Trong đó :

- n = 205 vòng/phút

- h = 27440 giờ – thời gian phục vụ của máy

- Q : tải trọng tương đương