ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY thiết kế hộp giảm tốc

Trong ngành công nghiệp cơ khí nói chung, thì có rất nhiều hệ thống truyền động cơ khí, từ đơn giản cho đến phức tạp, trong đó một hệ thống truyền động thường hay gặp đó là hộp giảm tốc. Là một trong những bộ phận không thể thiếu trong các máy móc…Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí và là một trong những môn học không thể thiếu trong các trường đào tạo kỹ thuật. Môn học này giúp sinh viên đúc kết lại những kiến thức đã được học trong các môn như: Nguyên Lý Máy, Cơ Lý Thuyết, Hình họa vẽ Kỹ Thuật, Chi Tiết Máy.Công việc thiết kế Hộp Giảm Tốc giúp cho chúng ta có cái nhìn tổng quan về về cấu tạo nguyên lý hoạt động của những chi tiết cơ bản như Bánh răng, ổ lăn…và là môn học cơ sở rất quan trọng khi SV học tiếp vào chương trình chuyên ngành Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế và với vốn kiến thức vẫn còn hạn hẹp của mình, nên đồ án của em không thể tránh khỏi những sai sót trong quá trình thiết kế. Do đó em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy cô trong bộ môn giúp đỡ chúng em để ngày một chúng em tích lũy thêm được nhiều kinh nghiệm hơn .Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn. Đặc biệt là thầy Hoàng Xuân Khoa đã tận tình hướng dẫn trực tiếp chỉ đạo để em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.

LỜI NÓI ĐẦU

Trong ngành công nghiệp cơ khí nói chung, thì có rất nhiều hệ thống truyền động cơ khí, từ đơn giản cho đến phức tạp, trong đó một hệ thống truyềnđộng thường hay gặp đó là hộp giảm tốc Là một trong những bộ phận không thể thiếu trong các máy móc…

Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí và là một trong những môn học không thể thiếu trong các trường đào tạo kỹ thuật Môn học này giúp sinh viên đúc kết lại những kiến thức đã được học trong các môn như: Nguyên Lý Máy, Cơ Lý Thuyết, Hình họa vẽ Kỹ Thuật, Chi Tiết Máy

Công việc thiết kế Hộp Giảm Tốc giúp cho chúng ta có cái nhìn tổng quan về về cấu tạo nguyên lý hoạt động của những chi tiết cơ bản như Bánh răng, ổ lăn…và là môn học cơ sở rất quan trọng khi SV học tiếp vào chương trình chuyên ngành

Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế và với vốn kiến thức vẫn còn hạn hẹp của mình, nên đồ án của em không thể tránh khỏi những sai sót trong quá trình thiết kế Do đó em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy cô trong bộ môn giúp đỡ chúng em để ngày một chúng em tích lũy thêm được nhiều kinh nghiệm hơn

Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Đặc biệt

là thầy Hoàng Xuân Khoa đã tận tình hướng dẫn trực tiếp chỉ đạo để em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Sinh viên: Trương Ngọc Thuận

Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).

Pt Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW)

 Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động:  = ol3 brc brt đ ot

Trong đó:

ol = 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn

brc = 0,95 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn

brt = 0,96 : Hiệu suất của bánh răng trụ đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền trục vít

ot = 0,98 : Hiệu suất của nối trục

T

t t T

T

ck ck

2 2

1

2 1

3 ,

D: Đường kính tang

Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Ta chọn sơ bộ:

Tỷ số truyền bánh răng 1 cấp: ibrc=10

Bộ truyền đai thang : iđ = 4

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

II Xác định tỷ số truyền động Ut của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động,lập bảng công

suất,momen xoắn,số vòng quay trên các trục.

Trong đó: ndc : Là số vòng quay của động cơ

nlv : Là số vòng quay của trục băng tải

).

1 (

25 , 2

o bd k

K K K

11 1

= 30 (vòng/phút)

2.4 Xác định công xuất trên các trục

Công suất của các trục

2.5 Xác định mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên các trục được tính theo công thức:

9,55.10 P

n = 9,55362.10,65.6,34= 167026 (N.mm)

T2 =

6 2 2

9,55.10 P

96 , 5 10 55 ,

= 635955 (N.mm)

T3 =

6 3 3

9,55.10 P

67 , 5 10 55 ,

=

1450

67 , 6 10 55 ,

=43930 (N.mm)

III- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.

3.1 Tính toán bộ truyền động đai thang

a Chọn loại đai và tiết diện đai

Ta chọn tiết diện đai A

b Xác định các thông số của bộ truyền:

- Theo bảng 4.13 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160 (mm)

vận tốc đai: v =

1000 60

.d1n1

2 2

1  = 2.598,5 + .(6302160)+ (6304.598 160,5)2 =2530 (mm)

Theo bảng 4.13, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L=2500 (mm)

+ Số vòng chạy dây đai trong 1 giây: I = v l = 3,2036,5 = 1,2144 < imax =3…5(1/s)

+ Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L=2500 (mm)

a=

4

.

8 2 2

= 10003,036.6,34 = 2089 (N)

c Xác định số đai:

z= 

z u l

đ

C C C C P

k P

.

.

0 1

1    C z 

P P

4 , 5

95 , 0 14 , 1 1 88 , 0 2

35 , 1 34 , 6





z

Lấy z 5

- Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t + 2.e=(5-1).15 + 2.10= 95 (mm)

Trong đó: theo bảng 4.21 t=15, e=10

- Đường kính ngoài của bánh đai:

k P



.

Bảng thông số bộ truyền đai

Bánh nhỏ: Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 163  269 ; b1  750 (Mpa); ch1 500(Mpa)Bánh lớn: Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 163  269 ; b2  700 (Mpa); ch2  450 (Mpa)

3.3.2 Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6.2 với thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 350 thì

70 HB 2

 : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

S H , S F: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Theo 6.5 N 2 , 4

HB 0

H  30 H thay số

1  30 245  16 10

HO

i HE

t

t T

T t

u

n c N

1 2

8

3 , 4 6 , 0 8

3 , 3 1 11000 75 , 4

5 , 362 1

H

S

K

0 lim



  509

1 , 1

1 560

1 530

1 441

1 414

3.3.3 Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng.

a Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức

Re=

3

2 1

2

1

.

1

H be be

H R

u K K

K T u

75 , 4 25 , 0 2

Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ  , HB<350 tra được KH =1,15

T1=167026 (N.mm)

Re =50 3    

2 2

8 , 481 75 , 4 25 , 0 25 , 0 1

15 , 1 167026

1 75 , 4

45 , 85 1

14 , 3

5 , 0



be

tm te

4

5 , 0



be

tm tm

45 , 85 1

2  

z z

- Góc côn chia

) 11 , 92 11 55 ' 14 "

90

19 arctan(

m H

H M H

u d b

u K

T z

z z

85 , 0

1

2

1

2 1





1 2 , 3 88 , 1 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

u

u d v g

H H

) 1 (

) 1 737 , 4 (

83 , 86 65 , 1 61 006 ,

2

83 , 86 99 , 45 2 , 6 1

2

1

m H

d b v K

99 , 45 85 , 0

1 737 , 4 22 , 1 167026

2 88 , 0 76 , 1

99 , 45

2 2

1

1 1

1

85 , 0

2

m tm

F E

F F

d m b

Y Y Y K

8 , 236

21 , 0 2

737 , 4 21 , 0 2

Tra bảng 6.21 được K F  1 , 18

u

u d v g

F F

) 1 (

.

) 1 737 , 4 (

83 , 86 64 , 1 61 016 ,

2

83 , 86 50 4 , 16 1

2

1

m F Fv

K K T

d b v K

K F K F.K F.K Fv  1 , 18 1 1 , 18  1 , 3924

Y  1 với   1 , 676

0 , 597

676 , 1

1 1

08 , 4 1 597 , 0 3924 , 1 167026

61 , 3 73

1

2 1

F

F F F

Y

Y



Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả

2 2 1 5 ,

R e  te  183,97 mmChiều rộng vành răng b bK be.R e 50 mmChiều dài côn trung

bình

R m R mR e  0 , 5b 158,97 mmMôđun vòng ngoài m te

2 1 1

90

) / (

Theo bảng 6.5 với răng thẳng chọn : Ka =43

Theo bảng 6.7 lắp theo sơ đồ 6 do đó ta chọn: KHβ=1,05

Thay vào công thức: aw= 3

2 2 , 32 0 , 4 )

4 , 495 (

05 , 1 635955 ).

1 32 , 2 (

5 ,

2

) 104 45 (

3 2

225 2

064 , 0 1000

5 , 0 ).

45 104 ( 4905 , 0 5 , 0 ).

(

2 1

2 1

Z Z

y Z Z

a

m Z

1 2 2

.

) (

2

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

0 cos 2 2

sin

cos 2



a



Với bánh răng thẳng : theo CT6.36a [TL1] :

86 , 0 3

778 , 1 4 3

1 (

2 , 3 88 , 1 ) 1 1 (

2 , 3 88

,

1

2 1



Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

95 , 135 1 31 , 2

225 2 1

2 2

u

a

- Đường kính vòng lăn bánh lớn là: dw2= dw1.u2m=135,95.2,31=314 (mm)Theo CT6.40:

60000

5 , 89 314

14 , 3 60000

Do đó theo bảng 6.16: chọn g0 = 73

31 , 2

225 47 , 1 73 006 , 0

.

2m

w o

H

u

a v g

w w H Hv

K K T

d b v K

2

1

2

314 90 35 , 6

) 1 32 , 2 (

33 , 1 635955

2 86 , 0 76 , 1 274

H

Theo CT6.1 với v = 1,47 (m/s)

Độ rắn mặt răng Zv = 0,85.v0 , 1= 0,85.1,470 , 1= 0,883; với cấp chính xác động học là 9; chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9; khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 10 40m; do đó hệ số độ nhám ZR = 0,95

Với da < 700 mm ; KxH = 1

do đó theo CT6.1 và CT6.1a:

H' H.Z v.Z R.K XH=495,4.0,883.0,95.1= 415,6 (Mpa)Với H H thỏa mãn điều kiện

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

225 47 , 1 73 006 , 0

.

2m

w o

F F

u

a v g

w w F FV

K K T

d b v K

2

1

2

314 90 35 , 6

Số răng tương đương :

Zv1= Z1= 45

Zv2=Z2= 104

Theo bảng 6.18 dùng nội suy ta được :

31 , 3 1 562 , 0 679 , 1 635955

47 , 3 86 , 46

1

2 1

 thỏa mãn điều kiện bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48: với Kqt= Tmax/T =2,2

H1Max  H. k qt  415 , 6 2 , 2  616 , 38 (MPa )

Theo CT6.49:

09 , 103 2 , 2 86 , 46

1 max

1  F qt  

 (Mpa) < F1 Max=400 (Mpa)

06 , 108 2 , 2 12 , 49

2 max

2  F qt  

 (Mpa) < F 2 Max=360 (Mpa)

 thỏa mãn điều kiện quá tải

8 Các thông s kích thố kích thước bộ truyền cấp chậm: ước bộ truyền cấp chậm:c b truy n c p ch m:ộ truyền cấp chậm: ền cấp chậm: ấp chậm: ậm:

Khoảng cách trục aw =225 mm

d2 = m.Z2= 3.104=312 mmĐường kính đỉnh răng da1= mm

da2= mm

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC

Sơ đồ lực ăn khớp:

(mm) lấy d2 = 61 (mm)

+ d3 3   3

3

22 2 , 0

1804950

3 Xác định khoảng cách giữa các khối đỡ và điểm đặt lực

- Chiều rộng ổ lăn b0 được tra trong bảng 10.2

lm13=(1,2…1,4).d1= 42 49 (mm) lấy lm13= 46 (mm)

- Trên trục II có

Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn

lm23= (1,2 1,4).d2= (1,2 1,4).61= 73,2 85,4 (mm) lấy lm23= 80 (mm)Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ

lm22= (1,2 1,5).d2= 73,2 91,5 (mm) lấy lm22= 90 (mm)

- Trên trục III có

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:

lm33= (1,2 1,5).d3= (1,2 1,5).74= 88,8 111 (mm) lấy lm33= 100 (mm) Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

l21= lm22+lm23+b02+3k1+2k2= 90+80+31+3.12+2.8= 253 (mm)

lấy l21= 250 (mm)

l22= 0,5.(lm22+b02)+ k1+ k2= 0,5(90+31)+ 12+ 8= 80,5 (mm) lấy l22= 80 (mm)

l23= l22+0,5(lm22+bw.cos 2)+ k1= 90+0,5.(90+70.cos78,080)+12= 148,22 (mm)lấy l23=150 (mm)

- Lực do đai và Puli tác dụng lên trục Fđ = 4602,5 (N)

- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 250

m

d

T

33 , 3909 45

, 85

167026

2



+ Fr13= Fa22= Ft11.tg cos 1= 3909,33.tg200.cos11,920= 1392,2 (N)

+ Fa13= Fr22= Ft11.tg sin 1= 3909,33.tg200.sin11,920= 293,9 (N)

- Lực do bị truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục là:

+ Ft23= Ft34=

1 2 2

02 , 21

0 0

)

(

0

13 11 12

13 11 10

l F l F l

F

F F F

t x x xđ

, 4350 90

60 1945 130 33 , 3909

.

33 , 1964 1945 33 , 3909

11 11

12 13 13 11

13 11 10

x xđ

t x

xđ t x x

F l

l F l F F

F F F F

NVậy Fx10 đã ngược chiều đã chọn so với hình vẽ

- trong măt phẳng (ZOY) ta có hệ phương trình sau

, 4933 ) 2 / (

.

1 , 2779 3

, 4171 2 , 1392

11 11

1 13 13 13 12 11

13 10 11

y m

a r

yđ y

yđ r y y

F l

d F l F l F F

F F F F

N-Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx

- Vẽ biểu đồ mômen uốn My

Tại điểm B ta có: Myđ = My13= 0 (Nmm)

Tại gối đỡ 1 ta có: My11= -Fxđ (l12+l11) - Fx10.l11

= -1945.150+2385,81.90= -77027,1 (Nmm)Tại gối đỡ 0 ta có: My10= -Fxđ l12= -1945.60= - 116700(Nmm)

-12760 Nmm -68448 Nmm

) , ( 0

22 23 21 20 23 22 21

l F l F l F F F F F o M F

t t x x t t x x

, 5339

.

03 , 13265

21 21

22 23 23 22 21

23 22 20 21

x t

t x

t t x x

F l

l F l F F

F F F F

(N)-Trong mặt phẳng zoy ta có hệ phương trình

0 0

,

(

0

2 2 22 23 21 20 23 22 21

m a r r y y r r y y

d F l F l F l F F F F F x

( 9 , 186 ) 2 / (

.

) ( 1 , 3301

21 20 21

2 22 23 22 22 23 21

22 23 20 21

N F

N F

N l

d F l F l F F

N F

F F F

y y m

a r r y

r r y y

- Biểu đồ Mômen Mx

Ta có : Mx21=Mx20=0 (Nmm)

Tại bánh răng côn ta có:

) ( 21 23

0 0

l l F l F l F F F F F o

y

M

F

k t x t k x x x

( 8 , 12513 )

.(

.

) ( 7 , 16355

31 31

31 33 34 34 31

34 30 31

N F

N F

N l

l l F l F F

N F

F F F

x k

t x

k t x x

Vậy Fx31 ngược chiều biểu diễn trên hình vẽ

- Trong mặt phẳng (zoy) ta có hệ phương trình sau

) 0

,

0

34 31 31 30 34

l F l F F F F x

M

F

r y y y r y

) ( 6 , 2444 )

( 4 , 1150

) ( 3595

31 31

34 34 31

3 4 31 30

N F

N F

N l

l F F

N F

F F

y r

y

r y y

- Vẽ biểu đồ Mômen uốn Mx

Mtđ10= 2

1 2

11 y

) 1 , 77027 (

) 68448

Mtđ11= 2

1 2

13  y    

Mtđ13 = M132  0 , 75 T12  12760  2 0 , 75 167026 2 = 145210,5 (Nmm)Tại chỗ lắp đai 1

M12= 2 0 2 0 0

12 2

311739

1 ,

177599

1 ,

145210,5

1 ,

144649

1 ,

-Tại gối đỡ 22:

22 2

23  0 , 75T  673986  0 , 75 635955

- Tính chính xác đường kính tại các tiết diện trục:

Với dsb2= 60 mm ta tra bảng 10.5 chon được   =50 Mpa

- Đường kính trục tại gối đỡ 20 và 21:

d21=d20=   47 , 9

50 1 , 0

550753

1 ,

791928

870395

30  y  0  0

Mtđ30= M2  0 , 75T2  0 2  0 , 75 1804950 2 = 1563132 (Nmm)

- Tại gối chỗ lắp bánh răng trụ lớn 34:

34 2

31  0 , 75T  0  0 , 75 1804950

- Tính chính xác đường kính tại các tiết diện trục

Với dsb3= 75 (mm) tra bảng 10.5 ta chọn được   = 50 Mpa

- Đường kính tại gối đỡ 30 bằng với đường kính tại khớp nối

d30=dkn=3  30 3

50 1 , 0

1563132

1 ,

1685314

1 ,

1605021

1 ,

0  

tđ

M

= 68,5 (mm)Chọn đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn

d30= d31=dkn= 70 mm

d34= 70 mm

8 Chọn lắp ghép:

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết

hợp với lắp then Kích thước then theo bảng 9.1[1]

173 & W, Wo (mômen cản uốn

và mômen cản xoắn) bảng 10.6[1]

196 :

Wj và Woj : momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Theo bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then:

j

j j

t d t b d W

2

) (

32

1 1

t d t b d W

2

) (

16

1 1

3





 

c) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục :

199 , khi dùng dao phay ngón, b 600 MPa thì hệ số tập trung

ứng suất tại rãnh then là: K = 1,76; K= 1,54 ; tra bảng 10.10[1]

198 ta có các hệ

số kích thước   ,  ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm đang xét ; từ

đó tính ra tỉ số K / và K / tại rãnh then của tiết diện đó

+ Bảng 10.11[1]

198 , với  b 600 MPa và dj ta tra được trị số của tỉ số K /

và K / đối với bề mặt trục lắp có độ dôi (lắp căng); từ đó lấy max trong các

tỉ số K / để tính Kd, K / để tính Kd

- Kết quả ghi trong bảng sau:

Tiết d

diện (mm) rãnh

then

lắp căng

rãnh then

lắp căng

Trong đó, xác định HSAT s chỉ xét riêng ứng suất pháp s , và HSAT chỉ xét

riêng ứng suất tiếp s , tính theo CT10.20; 10.21[1]

195  s theo CT10.19[1]

195

- Kết quả trong bảng cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo an toàn về mỏi

10 Tính kiểm nghiệm độ bền của then:

Với các mối ghép dùng then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền

dập và độ bền cắt theo CT 9.1[1]

173 và CT 9.2[1]

173 : Với lt = (0,8…0,9)lm ; lm: chiều dài mayơ

Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 100 MPa

[c]: ứng suất cắt cho phép[c] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa  chọn [c] = 60 MPa

Kết quả tính toán kiểm nghiệm đối với các tiết diện của 3 trục trên đó lắp thennhư bảng sau :

Tiết diện d lt lm b x h t1 T (Nmm) (MPa) (MPa)

10  y  (  2385 , 81 )  7712 , 7

Fr11 = F x211F y211  4350 , 142  4933 , 62  6577,6 (N)

Tải trọng dọc trục: Fat = 293,9 (N)

Do yêu cầu đọ cứng cao, đảm bảo đo chính xác giữa vị trí trục và bánh răng côn, chọn ổ đũa côn 1 dãy Tra bảng P.2.11 tttkhdđck tập 1, dựa vào đường kính trục d= 30 (mm), ta chọn: sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung rộng

Víi : Fa , Fr – tải trọng dọc trục và hướng tâm tại các ổ 0 và 1

V: Hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 (v× t0 < 1250)

Kđ: Hệ số tải trọng động (bảng 11.3) va đập vừa lấy Kđ= 1,3

X : Hệ số tải trọng hướng tâm

Q = Q0= 10495,29 (N)

 Cd = 10495,29.10 / 3 239 , 25= 54281N= 54,281 KN < C = 61,3 KN  ổ thỏa mãn khả năng tải động

t1 = 0,5.8073,3 + 1,035.2144,3= 6256 (N)

Q‘’

t1 = Fr10= 8073,3 (N)

 Qt = Max(Q‘

t1, Q‘’

t1) = 8073,3 N < C0= 51 (KN)Vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh

21  y  (  5339 , 42 )  180 , 9

Lực dọc trục: Fa2 = 1392,2 N

Hình 7: Sơ đồ bố trí ổ lăn trên trục II

Với đường kính các ngõng trục 0 và 1 d = 55 mm, theo bảng P2.11, Phụ lục chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ ký hiệu 7211 có:

C = 57,9 kN, C0 = 46,1 kN, góc tiếp xúc  = 15,330

+ Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4, với ổ đũa đỡ - chặn: e = 1,5.tg = 1,5.tg(15,330) = 0,41 Theo (11.7) lực dọc trục do lưc hướng tâm sinh ra trên ổ:

Fs0 = 0,83.e.Fr 20 = 0,83.0,41.8515,5 = 2897,82 (N )

Fs1 = 0,83.e.Fr 21 = 0,83.0,41.5342,5 = 1818 (N)

Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí đã chọn ta có:

Fa0 = Fs1 - Fat = 1818- 1392,2 = 425,8 N < Fs0