Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục ...21 V... -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27... Kiểm nghiệm răn

Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

MỤC LỤC

Đầu đề 4

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

I Chọn động cơ 6

II Phân phối tỷ số truyền 6

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 7

I Chọn loại xích 7

II Xác định các thông số của xích và bộ truyền 7

III Kiểm nghiệm xích về độ bền 8

IV Đường kính đĩa xích 9

V Xác định các lực tác dụng lên trục 10

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10

I.Chọn vật liệu 10

II Xác định ứng suất cho phép 10

III Tính toán bộ truyền cấp nhanh 12

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm 16

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 20

I.Chọn vật liệu 20

II Xác định sơ bộ đường kính trục 20

III Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 20

IV Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục 21

V Tính các momen tổng và momen tương đương 31

PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN 35

I Then 35

II Ổ lăn 36

III Chọn dung sai lắp ghép ổ lăn 39

PHẦN VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 39

I.Vỏ hộp 39

II Khớp nối 41

III.Phương pháp bôi trơn 41

Trường ĐHSPKT TP.HCM

Khoa XD & CHUD

Bộ môn: Thiết kế công nghiệp

ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYTHIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

2 Số liệu ban đầu:

a Công suất truyền trên trục công tác (P): 2,8 (kW)

b Số vóng quay của trục công tác (n): 50 (vòng/phút)

3 Đặc diểm của tải trọng:

Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

1 Ghi chú:

Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ

Sai số cho phép về tỉ truyền i = 2 3%

II YÊU CẦU

1 Một bản thuyết minh về tính toán

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

I CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1 Chọn hiêu suất của hệ thống:

 Hiệu suất truyền động:

r 1.0,97 0.93.0,99 0,84

nt b x ol

 Với:

ηnt= 1 : hiệu suất nối trục đàn hồi

ηbr = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.

ηx= 0,93 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

0,99

ηol = : hiệu suất ổ lăn.

1.2 Tính công suất cần thiết:

 Công suất tính toán:

t ct

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

 Số vòng quay trên trục công tác: n lv =50 (vòng/phút)

 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:

= = 14.3 42 =

ch h x

u u u

14 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp 8 40

3 : tỉ số truyền của bộ truyền xích 2 5

đc đc

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

= =1420=28,4

50

đc ch

lv

n u

u u

m

ol x

P

1420 316,264,48

316,26 101,363,12

• Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3:

P 3 =3,04(Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n 3 =101,36 (vòng/phút)

• Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

Trong đó: với z 1 =27, k z =25/27=0,926; với n 01 = 200 (vg/ph), k n =n 01 /n 3 =200/101,36=1,793

Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):

k c =1,25: làm việc 2 ca 1 ngày.

k bt =1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu).

• Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n 01 =200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p c =31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

k F F F

Với :

- Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lượng 1m xích q=3,8kg

- k đ =1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc).

- = Z p.n 1 1 = 27.31,75.101,36 =

- Lực vòng: F t =1000.P/v=1000.3,04/1,448=2099,4N

- Lực căng do lực li tâm: F V =q.v 2 =3,8.1,448 2 =7,967N;

- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F 0 =9,81.k f q.a=9,81.4.3,8.1,277=47,6N (Với k f =1 khi bộ truyền thẳng đứng)

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):

F t =2099,4 : lực vòng.

k r =0,41: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z 1 =27).

K đ =1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

F vđ1 =13.10 -7 n 1 p 3 m=13.10 -7 101,36.31,75 3 1=4,217N: lực va đập trên m dãy xích E=2E 1 E 2 /(E 1 +E 2 )= 2,1.10 5 Mpa

A=262mm 2 : diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

F t =2099,4N : lực vòng.

k r =0,23: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z 2 =55).

K đ =1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

F vđ2 =13.10 -7 n 2 p 3 m=13.10 -7 42.31,75 3 1=1,75 N: lực va đập trên m dãy xích.

E=2E 1 E 2 /(E 1 +E 2 )= 2,1.10 5 Mpa

A=262mm 2 : diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

- Thời gian phục vụ: L=5 năm.

- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :

Tỷ số truyền : u br1 =4,49

Số vòng quay trục dẫn: n 1 =1420 (vòng/phút) Momen xoắn T trên trục dẫn: T 1 =22126,4Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :

Tỷ số truyền: u br2 =3,12

Số vòng quay trục dẫn: n 2 =316,26 (vòng/phút).

Momen xoắn T trên trục dẫn: T 2 =95421,49 Nmm

* Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

1 lim

=

H

S : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

75 , 1

245.270

.8,1

1 lim

53070

230.270

- Theo công thức (6.5) N HO =30.H2 , 4HB, do đó

.10.6,1245

+ NHE = 60c∑( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

+ Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ NHE2 = 60c.n2/u2 ∑ti ∑ (Ti /Tmax)3 ti /∑ti

= 60.1.316,26.24000(13.0,7+0,83.0,3) = 38,87.107

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1

- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1 Với KHL : hệ số tuổi thọ

- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:

[σH] = σHim0

H HL

S K

[σH ]1 = σHim0 1

H HL

S

=

1,11.560

= 509 (MPa)

[σH]2 = σHim0 2

H HL

S

=

1,11.530

= 481,8 (MPa)

- Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12)

[σH] =

2 ] [ ] [σH 1+ σH 2 =

28,481

Ta thấy NFE2 =35,46.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số chu

kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1

Tương tự KFL1 = 1

- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

[σF1] = 0

1 lim

F

σ KFC.KKL1 / SF = 560.1.1/1,75 = 320(MPa)

[σF2] = 0

2 lim

] [

ba H

H

u K T

ψσ

+

u m

a w

= 2.1131,5.(4, 49 1)+ = 27,4 Lấy Z1 = 27

- Số răng bánh lớn :

Z2 = U1.Z1 = 4,49 = 121,23 Lấy Z2 = 121

- Do đó : aW1 =

2)(Z1 Z2

- Tỷ số truyền thực sẽ là: um =

1 2

Z Z

= 121

27 = 4,48

Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng

3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

α

α = = ⇒α =

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

[ ]H w

m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

Z

1 1

.

) 1 (

2

Z

αβ2sincos.2

K K T d b v K

2

1

1

1 +

=

VH = δH.go.v a / w u m

δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:

Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25µ m.

+ Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của

kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

1

1 1

2

F w

w

F F

Y Y Y K T

σ

-Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02.

-Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8 KHα = 1 (bánh răng thẳng)

-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27

-Theo (6.47) :

m w F

F

u a v g

Fv

K K T

d b v

K

.

.

2

1

1

1 +

β

= =

- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6

- Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);

KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :

σ

σ = = = < σ =

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo (6.48): Hệ số quá tải: = max = 1

T T

Kqt

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:σHmax =σH K qt =386, 4(MPa)<[ ]σH max =1260(MPa)

- Ứng suất uốn cực đại:

[ ]2max 2 62, 6 ( ) 2 max 360 ( ).

- Đường kính đáy răng: df1 = 36,75 df2 = 177,75

IV Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

[ ]

3

3 2 '

3 2

)

1(

ba H

H II a

w

u K T u

K a

ψσ

w

a Z

1001,5 172cos 0,87

2 2.114

55

1 3,12 1

w w

Hệ số trùng khớp dọc:

0

.sin 57.sin 28,96

6,16 1,5.3,14

w

b m

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

b H

Cấp chính xác 8 do đó cần gia công đạt Ra = 2,5 1,25 µm => ZR = 0,95.

Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 0,96 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1

Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:

[ ] [ ]σH = σH ".Z v.Z R.K xH =495,4.1.0,95.1=470,63 Mpa

Như vậy: σH ≤[ ]σH bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 1 1

0,571,77

β

= = =

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

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

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

2 0

Thấy: σF1 <[ ]σF1 => thỏa mãn điều kiện uốn.

Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài liêu [1]:

σ = = = ≤ σ =

=> thỏa mãn điều kiện uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo (6.48): Hệ số quá tải: = max = 1

T T

Kqt

- Ứng suất tiếp xúc cực đại: σHmax =σH K qt =495, 4(MPa)<[σHmax] =1260 (MPa)

- Ứng suất uốn cực đại: σF1max =σF1 K qt = 76,3(MPa) <[σF1max] = 464 (MPa).

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC

I Chọn vật liệu:

- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền

)(

600 Mpa

b =

σ ; và giới hạn chảy σch =340 Mpa( )

- Ứng suất xoắn cho phép [ ]τ =12 20(Mpa)

II Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :

[ ]3

2 ,

III Xác định 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

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 (mm)

- Khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i

- Khoảng cách giữa các khớp nối: l11 = l21 = l31 = 2l23 = 2.102 = 204 (mm)

IV Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

- Chọn hệ trục tọa độ như hình10.3

1.Trục I:

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:

t I t

x

D T F

F 12 =(0,2 0,3) =(0,2 0,3)2

- Theo phương ox TI = 37073 (N.mm) tra bảng 16.10 (tập hai) ta có Dt = 63 (mm)

)

(353

23563

37073

2)3,0

2,0(

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

∑M O(F y)=0⇔ F y13.l13 −F y11.l11 =0

)

(241204

102.482

11 13 13

l l F

482

11 13

F y = y − y = − =

⇒

- Trong mặt phẳng Oxz ta có:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

∑M O(F x)=0⇔ F x12.l12 +F x13.l13 −F x11.l11 =0

)

(748204

102.13245

,58.300

11

13 13 12 12

l

l F l F

7481324

12 11

- Sơ đồ lực không gian của trục II:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại điểm O:

∑ MO( Fy) = 0 ⇔ Fy22 l22 − M22 − Fy23 l23 + Fy24 l24 + M24 + Fy21 l21 = 0

).(732204

5,154.972102.4825,49.975

21

24 24 23

23 22

22

l

l F l F l F

⇒

Phương trình tổng lực theo phương Y:

∑F y =0⇔−F y20 +F y22 −F y23 +F y24 −F y21 =0

)

(732732

482972

.2

5,154.1730102

.13245

,49.1730

21

24 24 23

23 22

22

l

l F l F l F

13241730

.2

199

5157051570

T M Q M

662662

23927424861595

- Trong mặt phẳng Oyz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

∑M O(F y)=0⇔ −F y32.l32 −M32 −F y33.l33 +M33 +F y31.l31−F y34.l34 =0

)(4006204

5,265.23315

,154.9725

,49.972

31

34 34 33

33 32

32

l

l F l F l

4006972

972

34 31

33 32

⇒F y F y F y F y F y

Trong mặt phẳng Oxz:

- Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

0

0)( = ⇔ − 32 32 − 33 33 + 31 31 =

∑M O F x F x l F x l F x l

)

(1730204

5,154.17305

,49.1730

31

33 33 32

32

l

l F l F

1730.2

1730

M Q M

Fy34

1675 703

269

1730 13315 70834

144649

60499 143412

T

V Tính các momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục:

1 Momen uốn tổng tại các tiết diện j: M j = Mxj2 + Myj2 (N.mm)

0 σ

tdj j

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 32 và 33, tiết diện 31 lắp ổ lăn

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

−

= π

- Kích thước của then (theo bảng 9.1), trị số momen cản uốn và mômen cản xoắn

(theo bảng 10.6) ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính

dj

K K K

K =   σ + − 1  

σ σ

y x

dj

K K K

K =   τ + − 1  

τ τ

ε

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

Ra = 2,5…0,63 µ m , theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

kx = 1,06

- Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên do đó hệ số tăng bên ky = 1

- Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là:

76,1

=

σ

K

;92,0)

(20

d

89,0

;92,0)

(24

d

81,0

;88,0)

(30

d

81,0

;88,0)

(32

d

81,0

;88,0)

(35

d

78,0

;85,0)

(36

d

- Theo bảng 10.11 ta tra được

σ σ

ε

K

và

τ τ

ε

K

do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm

- Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:

ε

K

do

τ τ

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

S S S S

j j

j j

+

=

2 2

.

τ σ

τ σ

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sσj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

- Theo công thức (10.20):

mj aj

dj j

K S

σ ψ σ

σ

σ σ

dj j

K S

τ ψ τ

τ

τ τ

với Mj theo công thức (10.15)

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

thức 10.23:

oj j j

aj mj

W T

2 2

* Kết luận:Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi trừ tiếtdiện 22 và 23

PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN

[ ]d t

d

t h l d T

2

1

[ ]c t

c

b l d T

τ

2

Với lt (0,8…0,9)lm hoặc lt=1,35d

- Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1

- Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

- Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 20 (mm) Tra bảng P2.7 chọn ổ bi đỡ cỡ trung có

ký hiệu 304, có đường kính trong d = 20 (mm), đường kính ngoài D = 52 (mm), khả năng tải trọng động C = 14,0 (kN),khả năng tải trọng tĩnh Co = 9,17 (kN)

a Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0:

)

(39,624241

2 10 2

7482 2 2

11 2

11

- Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 786 (N).

- Khả năng tải trọng động theo công thức (11.1) : Cd = Qm L

Với m : bậc của dường cong khi thử về ổ lăn.m = 3 ( dùng cho ổ bi)

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Q : tải trọng đông qui ước Q = 943,044 (N)

Lh : tuổi thọ của ổ tính bằng giờ Lh = mà Lh = KHE.tΣ

Theo bảng 6.4 : KHE = 0,5 (thép tôi cải thiện)

tΣ = 18000

LH = 0,5.18000 = 9000 (giờ)

109000.1440.60.94310

60

6 3

D = 62 (mm), khả năng tải động C = 21,1 (kN), khả năng tải tĩnh C0 = 14,9 (kN).

a Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:

)

(501,2)(2501732

23922 2 2

20 2

20 1

60.2,

6 3

n II H

=

=

=> Cd = 19,398 (kN) < C = 21,1 (kN) Vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo

b Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

- Với đường kính ngõng trục d30 = 35 mm Theo bảng P2.7 ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy có

kí hiệu 407 có d = 35 (mm), D = 80 (mm), khả năng tải động C = 33,4 (kN), khả năng tải tĩnh C0 = 31,925,2 (kN)

a Kiểm nghiệm khả năng tải động:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:

)

(364,4)(43644006

2 31 2

31 1

- Lực dọc trục Fa = 0 (N), theo công thức (11.3) : X = 1, Y = 0, vì vòng trong quay nên V =

1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1, chịu tải trọng nhẹ nên Kd = 1,2

60

6 3

n III H

=

=

=> Cd = 25,946 (kN) < C = 33,4 (kN) Vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo

b Kiểm tra khả năng tải tĩnh:

- Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr