đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘIVIỆN CƠ KHÍBỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐTĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁYHỌC KÌ MÃ ĐỀ:Thông tin sinh viênSinh viên 1Sinh viên 2... Tính toán thiết kế hệ dẫn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘIVIỆN CƠ KHÍ

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT

ĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁY

HỌC KÌ

MÃ ĐỀ:

Thông tin sinh viênSinh viên 1Sinh viên 2

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chươngtrình đào tạo kỹ sư cơ khí Đồ án môn học Chi tiết máy giúp cho sinh viên có thểhệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu,Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kĩ thuật Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơsở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụngchung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạtđộng và phương pháp tính toán các chi tiết máy, làm cơ sở vận dụng vào thiết kếmáy, vì vậy thiết kế đồ án môn Chi tiết máy là một công việc quan trọng và rất cầnthiết.

Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp có tỷ số truyền khôngđổi, và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng mômen xoắn Với chức năng như vậy,ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rộng rãi trong các ngành cơ khí, hóachất, luyện kim, công nghiệp đóng tàu…Trong giới hạn môn học chúng em đượcgiao nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động băng tải sử dụng hộp giảm tốc một cấp bánhrănh trụ răng thẳng.

Trong quá trình làm đồ án, được sự giúp đỡ nhiệt tình của PGS.Đỗ Văn Trường,chúng em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình Do đây là đồ án đầu tiêncủa khóa học, với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế khôngtránh khỏi những sai sót xảy ra nên chúng em rất mong được sự góp ý của các thầycô trong bộ môn để chúng em hiểu biết hơn về hộp giảm tốc một cấp bánh răngtrụ-răng thẳng cũng như các kiến thức về thiết kế các hộp giảm tốc khác.

Em xin chân thành cảm ơn!

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ 6

1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác 6

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai 8

2.1.2 Chọn đường kính hai bánh đai: 9

2.1.3 Xác định khoảng cách trục a 9

2.1.4 Tính số đai Z 10

2.1.5 Các thông số cơ bản của bánh đai 10

2.1.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 11

BẢNG 2 TỔNG KẾT CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI : 12

2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN TRONG HỘP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG () 13

2.2.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 18

2.2.6.1 Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc 18

2.2.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn: 19

2.2.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 19

Bảng 3 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng: 21

PHẦN 3 TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN 22

3.1 CHỌN KHỚP NỐI KHÔNG YÊU CẦU (KIỂM NGHIỆM) 22

3.2 TÍNH SƠ BỘ TRỤC : 23

3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: 23

3.2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: 23

3.2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ đặt lực chung) 23

3.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực 25

3.3 TÍNH CHỌN ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC , 28

3.3.1 Tính chi tiết trục I 28

3.3.1.1 Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men trục 1 28

3.3.1.2 Xác định đường kính tại các tiết diện trên trục 1 31

3.3.1.3 Chọn then và tính mối ghép then trục 1 32

a Chọn then trục 1 32

b Kiểm nghiệm then trục 1 32

3.3.1.4 Kiểm nghiệm trục 1 về độ bền mỏi 33

3.3.1.5 Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục 1 37

a Chọn ổ lăn trục 1 37

b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 1 38

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục 1 39

3.3.2 Tính chi tiết trục II 40

3.3.2.1 Tính phản lực và vẽ biểu đồ mômen trục 2 40

3.3.2.2 Xác định đường kính tại các tiết diện trên trục 2 41

3.3.2.3 Chọn và kiểm nghiệm then trục 2 43

3.3.2.4 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi trục 2 45

3.3.2.5 Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục 2 49

a Chọn ổ lăn trục 2 50

b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 2 51

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục 2 53

4.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc 54

4.2 TÍNH LỰA CHỌN BÔI TRƠN, 56

4.3 DUNG SAI LẮP GHÉP 61

TÀI LIỆU THAM KHẢO 64

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải F = 2275 (N) 2 Vận tốc băng tải v = 0,85 (m/s) 3 Đường kính tang D = 180 (mm) 4 Thời gian phục vụ l = 14500 (giờ)h

5 Số ca làm việc soca = 3 (ca)

7 Đặc tính làm việc: Êm

PH N 1 TÍNH TOÁN Đ NG H CẦỘỌ

1.1 Chọn động cơ điện.

1.1.1 Xác định công suất của động cơ điện

- Công suất trục công tác:

Pct=F v1000- Trong đó : F là lực kéo băng tải v là vận tốc băng tải

Hiệu suất bộ truyền khớp nối trục: ηk=0,99Hiệu suất cặp ổ lăn: ηol=0,99

Hiệu suất bộ truyền bánh răng: ηbr=0,97Hiệu suất bộ truyền đai: ηđ=0,95

1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác

Với hệ dẫn động băng tải:nct=60000.v

nsb với n = 1000 (vg/ph)sb

Công suất động cơ: Pđc=2,2(kW)Số vòng quay thực tế: nđc=950(vg/ ph)

1.2 Phân ph i t s truy n.ố ỉ ố ề

- Xác định tỉ số truyền toàn bộ (u ) của hệ dẫn động :

Vận tốc trên trục động cơ: n = 950 (vg/ph)đc

Vận tốc trên trục 1: n1=nđc

=9502,63=361,22 (vg/ph)Vận tốc trên trục 2 :n2=n1

- Công suất trên trục II: P2= Pct

1.3.3 Mô men xoắn :

Momen xoắn trên trục động cơ:Tđc=9,55.106

∙2,18950=21914,74 (N.mm)Momen xoắn trên trục I:

∙361,222,05 =54198,27 (N.mm)Momen xoắn trên trục II:

=9,55.106∙90,301,97=208344,41 (N.mm)Momen xoắn trên trục công tác:

Các thông số yêu cầu:

- Công suất trên trục chủ động: P P1=đc=2,20(kW)

- Số vòng quay trên trục chủ động: n1=nđc=950(vg/ ph)- Tỉ số truyền bộ truyền đai:u=uđ=2,63

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.

Chọn đai thang thường.

Tra đồ thị 4.1[1]( trang 59) với các thông số:P = 2,20 (kW) và n1= 950 (vg/ ph) ta chọn tiết diện đai: A

2.1.2 Chọn đường kính hai bánh đai:

Kiểm tra về vận tốc đai:v=π d1.n

π 140.950

Xác định : d2=u.d 1( 1ưε )=2,63.140 (1ư0,02 )=360,84 (mm): Hệ số trượt, với ε=0,01÷ 0,02 Chọn ε=0,02

Tỷ số truyền thực:ut= d2

d1 (1ưε )=355

140 (1ư0,02 )=¿ 2,59Sai lệch tỷ số truyền :Δu=|utưu

=1Vậy : asb=d2=355( mm)

Chiều dài đai : L=2.asb+π.d1+d2

(d d2ư1)2

4.asbL=2.355+ π.140 355+

Thỏa mãn.

Tính chính xác khoảng cách trục:Trong đó :λ=L−π.d1+d2

P1: Công suất trên bánh đai chủ động P = 2,20 (kW)1

:Công suất cho phép.Tra bảng 4.19[1](trang 62) theo tiết diện đai ,A

d1=140 (mm) và v=¿ 6,96 (m/s) Ta có: {¿P0=1,72 ( kW)

: Hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7[1](trang 55) ta được kd=1

Tra bảng 4.15[1](trang 61)với α1=149,1° ta được:Cα=0,92: Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.

=0,94 ta được: CL=1,0: Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Tra bảng 4.17[1](trang 61) với ut=2,59 ta được :Cu=1,135

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai.Tra bảng 4.18[1](trang 61) theoZ'=P1

2.1.5 Các thông số cơ bản của bánh đai.

Tra bảng 4.21[1](trang 63) ta được :{¿0=3,3 (mm)

Đường kính ngoài của bánh đai:

da 1=d1+2.h0=140+2.3,3 146,6=(mm)da 2=d2+2.h0=355+2.3,3=361,6(mm)

Đường kính đáy bánh đai:

df 1=da 1−H =146,6−12,5 134,1=(mm)

2.1.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

Lực căng ban đầu: F0=780.P1.kd

v.Cα.Z +Fv=780.2,2.1

6,96.0,92.2+5,1 139,1= ( N)Lực tác dụng lên trục bánh đai:

Fr=2.F0.Z sin (α1

2)=2.139,1.2 sin(149,1°

B ng 2 T ng k t các thông s c a b truy n đai:

2.2 Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ răng nghiêng)

Thông số yêu cầu:P = P = 2,05 I (kW)T1 = T = 54198,27 I (N.mm)n1 = n = 361,22 I (vg/ph)u = u = 4br

Lh = 14500 (giờ)

2.2.1 Chọn vật liệu bánh răng :

Tra bảng 6.1[1](trang 92) ta chọn:Vật liêu bánh lớn

=16, 26.10NH 02=30HHB22,4

=13,97.10NF01=NF 02=4.106

NHE, NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: do bộ truyền chịu tải trọng tĩnhNHE1 = NFE1 = 60c.n 1tΣ = 60.1.361,22.14500 = 31,43.107

NHE1>NH01 lấy N =HE1 NH01 KHL1=1NFE1>NF01 lấy NFE1=NF01 KFL1=1Bánh bị động:

NHE2>NH02 lấy N =HE2 NH02 KHL2=1NFE2>NF02 lấy NFE2=NF02 KFL2=1Thay số vào công thức được:

{¿[σH 1]sb=H lim10

SH ZRZvKxHKHL1=5601,1.1.1 509,09=(MPa)

¿[σH 2]sb=H lim20

ZRZSK KxF FL2=4141,75.1.1=236,57(MPa)Do là bánh răng trụ răng nghiêng nên

⇒[σH]sb=509,09 481,82+

Ứng suất cho phép khi quá tải:

{¿[σH]max=2,8.max(σch1,σch2)=2,8.580=1624(MPa)

Tra bảng 6.5[1](trang 96) được:

Ka= 43 Mpa - hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng1/3

[σH]= 495,45 (Mpa) - ứng suất tiếp xúc cho phép u= 4 – tỷ số truyền

ψba,ψbd – hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6[1]( trang 97)

ψbd=0,53.ψba (u+1)=0,53.0,4.(4+1)=1,06

¿KFβ=1,11aw≥Ka( u±1)3√ T1KHβ

=43.(4+1 )√354198,27.1,05495,452

=8822=4Sai lệch tỷ số truyền :∆u=|ut−u

PHẦN 3 TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN

3.1 Chọn khớp nối (không yêu cầu kiểm nghiệm).

Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

Đường kính trục cần nối: dt=dsb=3√ TII

Mô men xoắn tính toán:

k: hệ số làm việc phụ thuộc loại máy Tra bảng 16.1[2](trang 58), lấy k = 1,2

Ta chọn khớp theo điều kiện:

Dựa vào trị số của Tt và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a[2](trang 68) được kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi, (mm):

T(Nm) dc d1 D2 L l1 l2 l3 h

3.2 Tính sơ bộ trục:

3.2.1 Ch n v t li u ch t o tr c:ọ ậ ệ ế ạ ụ

Trục II : d2 =3√ TII0,2[τ2]=

2.208344,41

Fk =0,2.Ft= 0,2 3968,46 = 793,69 (N)

Trục 2

Trục 1

3.2.4 Xác đ nh kho ng cách gi a các đi m đ t l cị ả ữ ể ặ ự

Theo bảng 10.3[1](trang189) chọn :

Trục II:

chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:

lm 2=(1,2÷ 1,5)d2=(1,2÷1,5).35 42÷ 52,5=()chọn lm 2=47mm

Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (nối trục đàn hồi): lmc2=(1,4 2,5÷)d2=( 1,4 2,5÷).35=(49÷ 87,5)

chọn lmc2=55mm

l2 c=0,5(lmc2+bo 2)+k3+hn=0,5.(55+21)+15+20=73mml22=0,5(lm 2+bo 2)+k1+k2=0,5.(47+21)+10+10=57mml21=2 l22=2.54=114mm

Trục I:

chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn:lmc1=(1,2÷ 1,5)d1=(1,2 1,5÷).30 36÷ 45=() chọn lmc1=37(mm)

chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:lm 1=(1,2÷ 1,5)d1=(1,2÷1,5).30 36÷ 45=()

chọn lm 1=45(mm)

l1 c=0,5.(lmc1+ bo 1)+ k3+hn=0,5 37 19( +)+5+ =58(mm)25l11=l21=114mm

l12=0,5.l11=57mm

Giải hệ ta được:Fx0 =595,37 (N)Fx1 = 1381,87(N)Fy0 = 287,57(N)

Mx3(trái) = Fy1.(l11 - l ) =805,03.(108-54) = 43471,62 (N.mm)12

My3 = Fx1.(l11 - l ) =1381,87.(108-54) = 74620 (N.mm)12

T3 = T = 54198,27 (N.mm)I

Vị trí 1:Mx1 = 0 (N.mm)My1 = 0 (N.mm)T1 = 0 (N.mm)

Fdy =379,21 (N) Fr1 =896,67 (N)Fa1 =718,64 (N)Ft1 =2356,45 (N)Fx0 =595,37(N)Fx1 = 1381,87(N)Fy0 = 287,57(N)Fy1 =805,03(N)

Biểu đồ momen

3.3.1.2 Xác đ nh đị ườ ng kính t i các ti t di n trên tr c 1ạ ế ệ ụ

tiết diện j trên trục thứ i, theo công thức 10.15 đến công thức 10.17 tr 195 sáchTTTKHDĐCKT1,ta có:

Mô men tương đương:Mtđ12=√M12

=46937(N.mm)→ Đường kính trục: d12=3√46937

Tại tiết diện (1-0):Mô men uốn tổng cộng:

M10=√M2x 0+My 02=√21994 43472 487192+2= (N.mm)Mô men tương đương:

+ 0,75.T102

→ Đường kính trục: d10=3√Mtđ10

0,1 [δ]=

Tại tiết diện (1-1):

+ My 12

=0Mô men tương đương:

Mtđ11=√M112+0,75.T112=√0+0,75.02=0(N mm)→ Đường kính trục: d11=3√ Mtđ11

0,1 [δ ]=

0,1 63=0 (mm)

Tại tiết diện (1-3):Mô men uốn tổng cộng:

M13=√M2x 3

+ My32

b Kiểm nghiệm then trục 1

Theo công thức 9.1 tr 173 sách TTTKHDĐCKT1 và 9.2 tr 173, điều kiện bền dập và điều kiện cắt như sau:

σd =2Tdlt(h−t1)≤

Trong đó: [σ ] - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5 tr 178 sáchd

[τ] - ứng suất cắt cho phép, thép 45 chịu tải trọng tĩnh.

=>[τc] = [60 90] (Mpa)

Then tại d12- Ứng suất dập:

d12.lt 12.(h−t1)=

20.32.(6−3,5)=67,75<[σd]=150(Mpa)- Ứng suất cắt :

d l12 t 12.b=2.54199

20.32.6=28,23< [τc]=60÷ 90(Mpa)=> Đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt.

3.3.1.4 Ki m nghi m tr c 1 v đ b n m iể ệ ụ ề ộ ề ỏ

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Theo công thức CT10.19

ta có: s = sjj.s j /√s2σj+sτj2

sTrong đó:

sσj , sτj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếptại tiết diện j Theo công thức CT

và CT10.21

ta có:

s j = σ−1kσdjσaj+ψσσmj

s j = τ−1kτdjτaj+ψτ mjτ

(2)Với :

- aj, mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp Theo công thức CT

thì: aj = mj = τmaxj

độ bền mỏi.Tra bảng B10.7197[1]

k dj = kσεσ+kx−1

(5)

k dj = kτετ+kx−1

(6)Trong đó:

10.8197[1]ta có k = 1 (với phương pháp gia công bề mặt là mài, R = 0,32-0,16)xa

197[1] ta có k =1,6 y(tôi bằng dòng điện cao tần).

trục đến giới hạn mỏi, theo bảng B10.10

k ; k : Hệ số tập chung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn Trị sốcủa chúng được tra theo bảng B

10.11198 [ 1]

Đối với bề mặt trục lắp có độ dôi:

kσdij = 2,44+1−1

= 1,525Đối với trục có rãnh then:

Biết k = 2,01 ; k =1,88

k dij = 1,86+1−1

= 1,1625

Tra bảng B10.6196[1]

ta được công thức tính W và W như sau:ijoij

b t1(dij−t1)22dij

và W = oij

Thay (3), (4) vào (1), (2) ta có:

Sσij = σ−1kσdijσaij=

S = τij

τ−1kτdij Tij

Ta tiến hành kiểm nghiệm đối với tiết diện nguy hiểm nhất trên trục là tiết diện có mômen uốn tổng cộng lớn nhất và tiết diện có rãnh then Ta tiến hành kiểm nghiệm tại 2 tiết diện (1-2); (1-3)

Tại tiết diện 1-2 có d = 20 mm12

→

√7,7 3,32

+2=3,2> [s] = (1,5 2,5)Vậy tiết diện (1-2) thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Tại tiết diện 1-3 có d = 28 mm13

→ W13=π.d13

32=¿π 283

π 283

√5,7 19,52+2=5,5> [s] = (1,5 2,5)Vậy tiết diện (1-3) thỏa mãn điều kiện bền mỏi → Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền mỏi.

2+Fy 02=√595,37 287,572+2=661,18(N)+ Vị trí ổ lăn 1:

Fr 1(1)=√Fx 12

+Fy 12

Fr 0 (1)

= 718,64661,18=1.08 0,3>Fa 1

Fr 1(1)

= 718,641599,26=0,45 0,3>=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn.

Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với d=25 mm ta được thông số

- Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.Xét tỉ số iFa

14900=0,05 => e = 0,36b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 1

11.1213[1]Cd = Q

m√LTrong đó:

m – bậc của của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 (ổ bi)L – tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)

L = 60×n×Lh ×10-6 = 60 362 14500 10 = 314,94 (triệu vòng)-6

Q – tải trọng động quy ước (KW), xác định theo CT11.3214[1]Q = (XVF + YFra)k kt d

Trong đó:

Fa và F – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ.r

V – hệ số kể đến vòng nào quay, V =1 (vòng trong quay)

kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k = 1 khi nhiệt độ t 150 CO

kd – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, lấy k = 1 (theo Bd

)X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:Fs0(1) = e Fr0(1) = 0,36 661,18 = 238,03 (N)

+ Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]:Fa0(1) = Fs1(1) + F = 575.89+ 718,64 = 1294,37(N)at

Fa1(1) = Fs0(1) - F =238,03– 718,64 = -480,61 (N) at

+ Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0:Fa0(1) = Max ( Fa0(1) ,Fs0(1) ) = 1294,37(N)Fa1(1) = Max ( Fa1(1) , Fs1(1) ) = 575,73(N)

Xét tỷ số FavFr

11.4216[ 1]

ta có:Fa 0(1)

V.Fr 0(1)

1.661,18=1.96>e=¿ {X0=0,45Y0=1,5Fa1 (1)

V Fr 1(1)

1 1599,26=0,36<e=¿ {X1=1Y1=0Tải trọng động quy ước trên các ổ:

+ Q = (0,5.X00.V.Fr0(1) + Y0 Fa0(1)).kt kđ

= (0,5.0,45.1.661,18 + 1,5.1294,37).1.1 = 2090,32(N) + Q = (0,5.X11.V.Fr1(1) + Y1.Fa1(1)).k ktd

= (0,5.1.1.1599,26 + 0).1.1= 799,63(N) Vì Q > Q nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 00 1

c Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục 1- Khả năng tải tĩnh

Qt ≤ C0

Trong đó Q là trị số lớn hơn trong 2 giả trị: t

Qt= X0.F +Y Fr0a

Với X , Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trụco0

Tra B11,6221[1]: X = 0,50

Y0= 0,47

- Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Qt0(1) = X0.Fr0(1)+Y F0a0(1) = 0,5.661,18 + 0,47.1294,37 = 938,91 (N)Qt1(1)= X0.Fr1(1)+Y F0a1(1) = 0,5.1599,26 + 0,47.575,73 = 1070,22 (N)- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

MƩ x (1) =0 <=> -Fx0.l21 + Ft2.l22 - Fkx.l2c = 0

Ta có:

Fk=793,69 (N) => F = F = F Cos45 = 561,22 (N)kx ky k 0