Thiết kế bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng 1 cấp

 Phần 2: Thiết kế bộ truyền đai thang..  Phần 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ... Tính toán số vòng quay trên các trục... Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục..  Lực

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

THÀNH VIÊN

:NGUYỄN HOÀI SƠN 1512840 :PHẠM PHÚ HƯNG 1511404 :PHẠM HOÀNG DUY 1510494

TP HCM,NGÀY 05 THÁNG 05 NĂM 2017

MỤC LỤC

Trang

PHẦN 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

1.3 Bảng đặc tính 6

PHẦN 2:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 8

2.1 Thông số ban đầu 8

2.2 Tính toán thiết kế 8

2.2.1 Chọn vật liệu đai 8

2.2.2 Đường kính bánh đai nhỏ 8

2.2.3 Đường kính bánh đai lớn 8

2.2.4 Khoảng cách trục 9

2.2.5 Chiều dài dây đai 9

2.2.6 Góc ôm bánh đai nhỏ 10

2.2.7 Số dây đai 10

2.2.8 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 11

PHẦN 3:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 13

3.1 Thông số ban đầu 13

3.2 Tính toán thiết kế 13

3.2.1 Chọn vật liệu 13

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép 13

3.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 15

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp 16

3.3 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc 16

3.4 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bần uốn 19

3.5 Kiểm nghiệm bánh răng về độ quá tải 21

3.6 Bảng thông số kích thước bộ truyền 21

PHẦN 4:THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC 22

4.1 Thông số thiết kế 22

4.2 Quy ước ký hiệu 22

4.3 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục 22

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 22

4.5 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền 24

4.6 Xác định lực tác dụng lên trục,đường kính các đoạn trục 25

4.7 Chọn và kiểm nghiệm then 30

4.8 Kiểm nghiệm trục 31

PHẦN 5:THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC 34

5.1 Chọn loại ổ lăn 34

5.2 Chọn cấp chính xác ổ lăn 34

5.3 Khả năng tải động 34

5.4 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động 35

TÀI LIỆU THAM KHẢO 37

PHÂN CÔNG CÔNG VIỆC 37

YÊU CẦU ĐỀ BÀI :

 Thiết kế hệ dẫn động xích tải:

 Hệ thống dẫn động xích tải bao gồm:

1-Động cơ điện ; 2-Bộ truyền đai thang ; 3-Hộp giảm tốc bánh răng trụ;

4-Nối trục đàn hồi ; 5-Bộ phận công tác – xích tải

- Thời gian phục vụ,L = 5 (năm)

- Quay 1 chiều,làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ

( một năm làm 300 ngày,1 ca làm việc 8 giờ )

- Chế độ tải: T1=T;t1=30;T2=0.7T;t2=36

- Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ 5%

 Nội dung trình bày :

 Phần 1: Chọn động cơ điện,phân phối tỷ số truyền

 Phần 2: Thiết kế bộ truyền đai thang

 Phần 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ

 Phần 4: Thiết kế 2 trục trong hộp giảm tốc

 Phần 5: Thiết kế 2 cặp ổ lăn trong hộp giảm tốc

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ:

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống

 Hiệu suất truyền động :

 = đ br kn.( ol)2 = 0,95.0,96.0,992 = 0,8939

 Với:

- đ = 0.95 : hiệu suất bộ truyền đai

- br = 0.96 : hiệu suất bộ truyền bánh rang

- kn = 1 : hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi

- ol = 0.99 : hiệu suất của ổ lăn

1.1.2 Tính công suất cần thiết của động cơ

 Công suất làm việc :

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Số vòng quay trên trục công tác :

𝑛𝑙𝑣 =60000 𝑣

60000.3,25110.11 = 161,1570 (vòng 𝑝ℎú𝑡⁄ )

1.2 Phân phối tỉ số truyền

 Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động :

U𝒄𝒉 =nđ𝒄

𝑛𝑙𝑣 =

1458161,1570≈ 9,0471

 Nên chọn :

- Tỉ số truyền bộ truyền động bánh đai Uđ = 3,0157

- Tỉ số truyền bộ truyền động bánh rang Ubr = 3

 Trên trục 1:

𝑃1 = 𝑃2

𝑜𝑙.𝑏𝑟 =

9,84850,99.0,96= 10,3625 (𝑘𝑤)

 Trên trục động cơ:

𝑃đ𝑐 =𝑃1

đ =

10,36250,95 = 10,9079 (𝑘𝑤)

1.3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục

1.3.3 Tính toán moment xoắn trên các trục

 Trục 2:

𝑇2 = 9,55 106.𝑃2

𝑛2 = 9,55 10

6 9,8485161,1566= 583613,5473 (𝑁 𝑚𝑚)

1.3.4 Bảng đặc tính

Trục Thông số

Moment xoắn T,Nmm

PHẦN 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1 Thông số ban đầu

 Công suất trên trục bánh đai nhỏ :

2.2.3 Đường kính bánh đai lớn d 2

 Tỷ số truyền bộ truyền động đai thang được tính theo công thức:

𝑈đ = 𝑑2(1 − 𝜀)𝑑1 ↔ 𝑑2 = 𝑈đ (1 − 𝜀)𝑑1

 Trong đó:

- 𝜀 là hệ số trượt tương đối,chọn 𝜀 = 0,02

- 𝑈đ = 3,0157

 𝑑2 = 3,0157 (1 − 0,02) 200 = 591,0772 (𝑚𝑚)

 chọn d2 : d2 = 590 (mm)

 Tính lại tỷ số truyền:

𝑈đ = 𝑑2(1 − 𝜀)𝑑1 =

590(1 − 0,02) 200= 3,0102

 Sai số so với tỷ số truyền ban đầu

%∆𝑈 =3,0157 − 3,0102

 Sai số là chấp nhận được

2.2.4 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục a

 Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:

2.2.5 Chiều dài tính toán của dây đai

 Chiều dài L của dây đai được tính theo công thức:

 Tra bảng 4.23 trang 65 tài liệu (1),chọn L tiêu chuẩn: L=2240(mm)

 Kiểm nghiệm lại chiều dài đai L:

𝑖 =𝑣

𝐿 =

15,2681 103

2240 = 6,8161 ≤ 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10  Thỏa điều kiện kiểm nghiệm

 Tính lại chính xác khoảng cách trục a:

𝑎 = 𝜆 + √𝜆2− 8Δ2

4

2.2.6 Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ

 Giá trị α1 được tính theo công thức:

 P = 10,9079 (kw) : công suất trên trục bánh đai nhỏ

 [P0] (kw) là công suất cho phép,xác định bằng thực nghiệm.Tra bảng 4.8

trang 162 tài liệu (3)

- Cu=1,14 (do Uđ=3,0157) : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền U

- CL = √𝐿 𝐿6 ⁄ 0 = √2240 22406 ⁄ = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L

- Cz=0,9 : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

- Cv=1-0,05(0,01v2-1)= 1-0,05(0,01 15,26812-1)=0,9334 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

- Cr=0,9 : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng

 C = 0,8647 1,14 1 0,9 0,9334 0,9 = 0,7453

 Thay vào công thức:

5,1293.0,7453= 2,8533  Chọn z = 3 (đai)

2.2.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

 Lực căng ban đầu trên một dây đai được xác định theo công thức:

- Fv=qm.v2 : lực căng do lực li tâm gây ra

qm là khối lượng một mét chiều dài đai.Tra bảng 4.22 trang 64 tài liệu (1),chọn qm=0,178 (kg/m)  Fv=0,178 15,26812=41,4944 (N)

 Thay số:

𝐹0 = 780.10,9079.115,2681 0,8647 3+ 41,4944 = 256,3091 (𝑁)

 Lực tác dụng lên trục:

𝐹𝑟 = 2𝐹0zsin (𝛼1

2) = 2 256,3091 3 sin (131,4656

2 ) = 1401,9678 (𝑁)

 Bảng kết quả tính toán bộ truyền đai:

PHẦN 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

3.1 Thông số kỹ thuật

 Thời gian phục vụ : 5 năm

 Quay một chiều,làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ

 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng:

 Bánh răng chủ động : vật liệu thép C40 , có độ rắn HB 192…228,giới hạn bền

b=700 MPa,giời hạn chảy ch=400MPa,ta chọn độ cứng bánh răng nhỏ

HB1=225 HB

 Bánh răng bị động : vật liệu thép C40, có độ rắn HB 192…228,giới hạn bền

b=700 MPa,giời hạn chảy ch=400MPa,ta chọn độ cứng bánh răng lớn

0 𝐾𝐹𝐿1𝐾𝐹𝐶

405.1.11,75 = 231,4286 (𝑀𝑃𝑎)

0 𝐾𝐹𝐿2𝐾𝐹𝐶

378.1.11,75 = 216 (𝑀𝑃𝑎)

 Ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uốn [F] cho phép khi quá tải :

- T1=204690,9135 (Nmm) : moment xoắn trên trục bánh chủ động

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Với khoảng cách sơ bộ aw vừa tính được,ta chọn aw=180 (mm)

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

 Xác định mođun pháp:

𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤 = (0,01 ÷ 0,02) 180 = 1,8 ÷ 3,6 (𝑚𝑚)  Chọn mn = 3

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  = 150

 Số răng bánh răng nhỏ được xác định bằng công thức:

𝑧1 = 2𝑎𝑤cos β

𝑚𝑛(𝑈𝑏𝑟 + 1)=

2.180 cos 1503(3 + 1) = 28,9778  Chọn z1 = 29 (răng)

 Số răng bánh răng lớn : z2 = Ubr.z1 = 3.29 = 87 (răng)

 Tính lại góc  :

𝛽 = cos−1(𝑚𝑛(𝑈𝑏𝑟 + 1)𝑧1

2𝑎𝑤 ) = cos−1(3 (3 + 1) 29

2.180 ) = 14,83510  Góc  = 14,83510 nằm trong khoảng 8….200,thỏa điều kiện

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Với b là góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:

𝛽𝑏 = tan−1(cos 𝛼𝑡tan 𝛽) = tan−1(cos 20,63240tan 14,83510) = 13,92180

 Thay số :

𝑍𝐻 = √2 cos(13,9218

0)sin(2 20,63240) = 1,7156

- Z : Hệ số trùng khớp của răng,được tính như sau:

𝑍𝜀 = √1

𝜀𝛼 = √

11,6751= 0,7726

- KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣  KH  = 1,0234 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

𝑣 = 𝜋𝑑𝑤1𝑛1

𝜋 90.483,4698

60000 = 2,2783 < 4 (𝑚 𝑠⁄ )  Tra bảng 6.13 và 6.14 trang 106 tài liệu (1) , chọn cấp chính xác là 9 và

𝜐𝐻 = 𝛿𝐻𝑔0𝑣√𝑎𝑤

𝑈𝑏𝑟 = 0,002.73.2,2783 √

180

3 = 2,5766 H = 0,002 tra bảng 6.15 trang 107 tài liệu (1)

g0=73 tra bảng 6.16 trang 107 tài liệu (1)

Thay số:

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 2,5766 180 0,315 90

2 204690,9135 1,0234 1,13= 1,0278  Do đó :

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣 = 1,0234 1,13 1,0278 = 1,1886

 Thay số vào công thức tính độ bền tiếp xúc:

 Ta thấy H = 431,6599 < [H] = 436,1364 (MPa),thỏa điều kiện kiểm nghiệm

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- KF = KF  KFα KFv là hệ số tải trọng khi tính về uốn

 KF  = 1,0569 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về uốn

 KFα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 trang 106 tài liệu (1) chọn KFα=1,37

 KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝜐𝐹𝑏𝑤𝑑𝑤1

2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼

g0=73 tra bảng 6.16 trang 107 tài liệu (1)

Thay số:

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 7,7297 180 0,315 90

2 204690,9135 1,0569 1,37= 1,0665  Do đó :

 Thay số vào công thức tính độ bền uốn:

𝜎𝐹1 =2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑏𝑤𝑑𝑤1𝑚𝑛 =

2 204690,9135 1,5442 0,5969 0,894 3,7789

180 0,315 90 3 = 83,2702(𝑀𝑃𝑎)

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1𝑌𝐹2

𝑌𝐹1 =

83,2702 3,6018 3,7789 = 79,3677 (𝑀𝑃𝑎)

 Tính lại chính xác [F]

[𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1]𝑌𝑅𝑌𝑠𝐾𝑥𝐹 = 231,4286 1 1,0036 1 = 232,2617(𝑀𝑃𝑎) [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2]𝑌𝑅𝑌𝑠𝐾𝑥𝐹 = 216 1 1,0036 1 = 216,7776(𝑀𝑃𝑎)

𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2] ,thỏa điều kiện kiệm nghiệm uốn

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

PHẦN 4 : THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC

VÀ THIẾT KẾ THEN 4.1 Thông số thiết kế :

 i= 2….s : với s là số chi tiết quay

 lk1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

 lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

 lmki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i) trên trục

 lcki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm

tốc đến gối đỡ

 bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

4.3 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục :

 Chọn thép C45 b 600MPa , ứng suất xoắn cho phép [ ] 12 20MPa  

4.4 Xác định khoàng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

- k1 = 10 (mm) khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

- k2 = 8 (mm) khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 15 ( mm) khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 (mm) chiều cao nắp ổ và đầu bulông

4.4.1 Trục 1 :

 l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(63+25) + 15 +15 = 74 (mm)

Với lm12 = (1,2…1,5)d1 = (1,2… 1.5).45 = (54…67,5) = 63 (mm) là chiều dài mayơ bánh đai ; b01 = 25 (mm)

 l13 = 0,5.(lm13 + b01) + k1 + k2= 0,5.(60 + 25)+10+8 = 60,5 (mm)

Với lm13 = (1,2…1,5)d1 = (1,2… 1.5).45 = (54…67,5) = 60 (mm) là chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng ; b01 = 25 (mm)

 l11=2.l13= 2.60,5 =121 mm

4.4.2 Trục 2 :

 l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5.(90 + 27) + 15+15 =88,5 (mm)

Với lm22 = (1,4…2,5).d2 = (1,4….2,5).50 = (70….125) = 90 (mm) là chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với trục vòng đàn hồi

- Tkn = 106 (Nmm) ; dkn = 50 (mm) ; z = 8 ; D0 = 160 (mm)

- l1 = 42(mm) ; l3 = 36 (mm) ; dc = 18 (mm)

 Kiểm nghiệm khớp nối:

 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

𝜎𝑑 = 2𝑘𝑇

𝑍𝐷0𝑑𝑐𝑙3 =

2.1,7.577776,5238.160.18.36 = 2,3684 ≤ [𝜎]𝑑 = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎

 Điều kiện sức bền của chốt:

𝜎𝑢 = 𝑘𝑇𝑙1

0,1𝑑𝑐3𝐷0𝑍=

1,7.577776,523.420,1 183 160.8 = 55,2625 ≤ [𝜎]𝑢 = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎  Thỏa điều kiện kiểm nghiệm

4.5 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền :

4.6 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục :

= 212803,892(𝑁𝑚𝑚)

 Có lắp gối đỡ

𝑀𝑡đ𝐶 = √𝑀𝐶𝑥2+ 𝑀𝐶𝑦2+ 0,75𝑀𝐶𝑧2 = √02+ 103745,62992+ 0,75 204690,91352

= 205394,5795(𝑁𝑚𝑚)

 Có lắp bánh đai

𝑀𝑡đ𝐷 = √𝑀𝐷𝑥2+ 𝑀𝐷𝑦2+ 0,75𝑀𝐷𝑧2 = √02+ 02+ 0,75 204690,91352 = 177267,531(𝑁𝑚𝑚)

 Đường kính trục tại mặt cắt (do đường kính sơ bộ d1 = 45mm,tra bảng 10.5

trang 195 tài liệu (1),ta chọn []=54,25 (MPa) )

3

= 31,9700(𝑚𝑚)  Chọn theo tiêu chuẩn d = 32 (mm)

= 566843,7189(𝑁𝑚𝑚)

 Có lắp gối đỡ

𝑀𝑡đ𝐵 = √𝑀𝐵𝑥2+ 𝑀𝐵𝑦2+ 0,75𝑀𝐵𝑧2 = √02+ 161405,61862+ 0,75 583613,57432

= 530570,8028(𝑁𝑚𝑚)

 Có lắp khớp nối trục vòng đàn hồi

𝑀𝑡đ𝐴 = √𝑀𝐴𝑥2+ 𝑀𝐴𝑦2+ 0,75𝑀𝐴𝑧2 = √02+ 02+ 0,75 583613,57432 = 505424,1813(𝑁𝑚𝑚)

 Đường kính trục tại mặt cắt (do đường kính sơ bộ d2 = 50mm,tra bảng 10.5

trang 195 tài liệu (1),ta chọn []=50 (MPa) )

4.7 Chọn và kiểm nghiệm then

 Dựa ào bảng 9.1a trang 173 tài liệu (1),chọn kích thước then bh theo tiết

 Bảng thông số và kiểm nghiệm then

Trục Đường

kính

Tiết diện

 Các mặt cắt đều thỏa điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

4.8 Kiểm nghiệm trục

4.8.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

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

𝑠𝑗 = 𝑠𝜎𝑗𝑠𝜏𝑗

√𝑠𝜎𝑗2 + 𝜎𝜏𝑗2

≥ [𝑠]

 Trong đó:

- [s] là hệ số an toàn cho phép,thông thường [s]=1,5 2,5 (khi cần tăng

độ cứng [s]=2,5 3,như vậy có thể không cần kiệm nghiệm về độ cứng của trục)

- s j và s j là hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

- K dj và K dj là hệ số được xác định theo công thức:

 K và K là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn,tra bảng 10.12 trang 199 tài liệu (1),ta chọn:

𝐾𝜎 = 1,76 ; 𝐾𝜏 = 1,54

-  và  là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi,tra bảng 10.7 trang 197 tài liệu (1) , ta chọn:

𝜓𝜎 = 0,05 ; 𝜓𝜏 = 0

 Kết quả tính toán hệ số an toàn tại các tiết diện:

 Theo kết quả tính toán ,ta thấy tất cả các hệ số an toàn tại các tiết diện trục đều

thỏa mãn điều kiện kiểm nghiệm,các giá trị tìm được đều lớn hơn trong khoảng

[s]=2,5 3,do đó không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục

0,1𝑑3 [𝜎] ≅ 0,8𝜎𝑐ℎ = 0,8.340 = 272(𝑀𝑃𝑎)

 Kết quả tính toán td tại các tiết diện:

PHẦN 5 : THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN CHO HỘP GIẢM TỐC 5.1 Chọn loại ổ lăn

5.2 Chọn cấp chính xác của ổ lăn

 Do 2 trục cần lắp ổ lăn là 2 trục trong hộp giảm tốc nên ta chọn ổ lăn có:

 Cấp chính xác : 0

 Độ đảo hướng tâm,m : 20

 Giá thành tương đối : 1

5.3 Khả năng tải động

 Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

𝐶𝑑 = 𝑄 √𝐿𝑚

 Trong đó:

- Q là tải trọng động quy ước,kN  Đối với ổ bi đỡ,tải trọng động được tính theo công thức:

𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟+ 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝑡𝐾𝑑 Với:

 V là hệ số kể đến vòng nào quay,vòng trong quay V=1

 Kt hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,Kt=1

 Kd hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3 trang 215 tài liệu (1) ,chọn Kd=1

 X là hệ số tải trọng hướng tâm

 Y là hệ số tải trọng dọc trục

- L là tuồi thọ tính bằng triệu vòng quay

𝐿 =60 𝑛 𝐿ℎ

106

- m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn,m=3 đối với ổ bi

- Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ : Lh = 24000 giờ

5.4 Chọn kích thước ổ lăn theo khả năng tải động

trị Y=1,892

 Tải trọng động có giá trị:

𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 + 𝑌𝐹𝑎)𝐾𝑡𝐾𝑑 = (0,56 1 4554,8024 + 1,892 1204,7965) 1.1 = 4830,1643(𝑘𝑁)