Đồ án môn học Chi tiết máy - Đề số 2A: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

băng tải Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht uht = uđubrux Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3. Suy ra : uht = 4.3.3=36 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút 3. Chọn động cơ : Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên động cơ phải có Pđm ³ Pct= 5,212KW Nđc~ nsb= 2895,12 -Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2 có thông số kỹ thuật + Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW) + Tốc độ quay : nđc= 2900(v/p) + Khối lượng : m = 73kg + Hệ số quá tải : Tk/Tdn =2,2 + Đường kính trục động cơ: D = 32mm. II. Phân phối tỷ số truyền : - Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW) nđc = 2900 v/p Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : uht= nđcnlv = 290080,42=36,06 Mà ta có : uht = uđubrux Trong đó : uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng => ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005 6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục : - Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p) - Tốc độ quay trên trục I là: nI=nđcuđ - Tốc độ quay trên trục II là: nII=nIubr - Tốc độ quay trên trục công tác là: nlv=nIIux - Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW - Công suất trên trục I là : PI = Pđchđhol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW - Công suất trên trục II là : PII= PIhbrhol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW - Công suất trên trục công tác : Plv= PIIhxhol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW 7. Xác định momen xoắn trên các trục : Momen xoắn trên trục động cơ là: Tđc=9,55.106.Pđcnđc=5,2122900=17163,66 Nmm Momen xoắn trên trục I là : TI=9,55.106.PInI=4,95725=65203,45 Nmm Momen xoắn trên trục II là : TII=9,55.106.PIInII=4,70241,67=185728,47 Nmm Momen xoắn trên trục công tác là : Tlv=9,55.106.Plvnlv=4,2880,42=508256,65 Nmm ¨ Ta có bảng thông số sau : Thông số/Trục Động cơ I II Công tác uđ=4 ubr=3 ux=3,005 P (KW) 5,212 4,95 4,70 4,28 n (v/ph) 2900 725 241,67 80,42 T (N.mm) 17163,66 65203,45 185728,47 508256,65 PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I .Bộ truyền đai thang 1.Chọn loại đai : a.Các thông số đầu vào : Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm b b y 400 h t o Tỷ số truyền : u1= uđ = 4 Số ca làm việc : 2 ca Đặc tính làm việc : Va đập vừa b.Chọn loại đat Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước : Chọn loại đai. Xác định kích thước và thông số các bộ truyền . Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai. Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục. Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng. Với : Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P – Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A. Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó , thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau : Loại đai Kích thước tiết diện đai (mm) bt b h y0 A 11 13 8 2,8 2.Xác định đường kính bánh đai : a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 : Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định : d1= ( 5,2...6,4). = (5,2....6,4). = 134,13....165,09 mm Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm theo tiêu chuẩn . Vận tốc đai : v = v < vmax = 25 (m/s) ( thỏa mãn ) b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2 Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn : d2=uđ.d1.(1-) Trong đó : uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai Hệ số trượt bộ truyền đai = 0,02 d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế : Sai số của tỷ số truyền : (thoả mãn) 3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ: –Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có uđ=4=>a/d2=0,95 Vậy ta có : a = 0,95.d2 =0,95.630=598,5 mm – Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 : l = 2a+0,5π.(d2+d1)+d2-d12/(4.a) = 2.598,5 + 0,5π.(630+160) + (630-160)²/(4.598.5) = 2345,66 mm Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm – Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta có : i =s-1 Vậy ta có : i = 9,72 s-1< imax=10 s-1 –Tính lại khoảng cách trục a: (mm) Trong đó : mm ∆ =D2-D12 Vậy khoảng cách trục thực : a = mm 4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn: Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có : Góc ôm Kiểm tra điều kiện : ( thỏa mãn ) 5.Xác định số đai cần thiết z : Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z = P1.kđP0.Cα.C1.Cu.Cz P1=5,212KW:công suất trên trục bánh đai nhỏ kđ : hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được kđ=1,1 [P0]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được [P0]=4KW (với v=24,3m/s và d1=160mm). =>P1 [P0]=5,2124=1,303, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được Cz=0,98 Cα :Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 Ta có : Cα=1-0,0025.180-α1 =1-0,0025.180-134=0,885 C1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có l0=1700mm =>ll0=25001700=1,47 ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được C1=1,08 Cu: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u=4>3 =>Cu=1,14 Vậy ta có sồ đai cần thiết là : Z đai. Lấy số đai z = 2 đai thoả mãn. 6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , da Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có : Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e Đường kính ngoài của bánh đai : da=d+2.h0 Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : h0=3,3 , t=15 ,e =10 Vậy : B = (2 –1).15+2.10=35mm da=160 +2.3,3 =166,6 mm 7.Xác định lực tác dụng lên trục : – Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63: F0=780.P1.kđv.Cα.z + Fv Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : Fv=qm.v2 qm : Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được qm=0,105 kgm :=>Fv= qm.v2=0,105.24,3=62 N Vậy ta có : F0= –Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó : Frđ = 2.F0.z.sin(α12) = 2.166.2.sin1342 = 611,22 N Frđx=Frđ .cosα = 611,22.cos80=106,14 N Frđy=Frđ .sinα = 611,22.sin80= 601,93 N với α =800là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 8.Bảng kết quả tính toán : Thông số Đai thang thường Đường kính bánh đai nhỏ : d1 160mm Đường kính bánh đai nhỏ : d2 630mm Chiều rộng bánh đai : B 35mm Chiều dài đai : l 2500mm Số đai : z 2 đai Tiết diện đai : A 81mm2 Khoảng cách trục : a 582,06mm Góc ôm : α1 1340 Lực căng ban đầu : Fo 166N Lực tác dụng lên trục Frđx 106,14N Frđy 601,93N II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : 1.Các thông số đầu vào : – Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa – Số ca làm việc : 2 ca – Công suất trên trục chủ động : P1=PI=4,95 KW – Số vòng quay trên trục chủ động : n1=nI=725 v/ph – Momen xoắn trên trục chủ động : T1=TI=65203,45 Nmm – Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng : u1=ubr=3 2.X ác định ứng suất cho phép : a. Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau : + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241285, có σb1=850(MPa); σch1=580(MPa) + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192240, có σb2=750(MPa); σch2= 450(MPa) b. Xác định ứng suất cho phép : - Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có: [s] = [s] = Trong đó : s; s :lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1. s; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2 /t94/q1 .Ta có: s= 2.HB + 70 ; s=1,1 s=1,8.HB ; s=1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB=260 ; độ rắn bánh lớn : HB=250 Khi đó : σHlim1=2.260+70=590 MPa σFlim1=1,8.260=468 MPa σHlim2=2.250+70=570 MPa σFlim2=1,8.250=450 MPa k: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k=1( tải trọng đặt một phía ) k;k: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1 KHL=mHNHONHE ; KFL=mFNFONFE ở đây: mH; mFBậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn : với HB <350 lấy NFO;NHO:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc có NFO=4.10 với tất cả các loại thép NHO=30.HHB2,4 NHO1=1,88.107 NHO2=1,88.107 NHE;NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương . Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có: N =60.c. N=60.c. Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1 n, t:Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ta có: NHE1 = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5) .725.24000=63,5.107 > NHO1 kHL1 =1 NHE2 = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).7253.24000=21,16.107 > NHO2 KHL2=1 NFE1 = 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).725.24000 = 54,64.10> NFO1 KFL1=1 Vậy: [s]=MPa [s]=MPa Với bánh răng côn răng thẳng ta có: [s]=min([s];[s])=518,18 MPa [s]== 267,43MPa [s]=MPa - Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có: [sH]max=2,8. sch Þ [sH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ; [sH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ; [sF]max= 0,8.sch Þ [sF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ; [sF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ; 3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền : a. Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức 6.52a/t112/q1 ta có: Re= kR. Trong đó: Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3 kr=0,5.100=50(MPa)1/3 u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5 T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N. kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm kHb - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với: tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là Ta được kHb= 1,09 Re=mm b.đường kính chia ngoài : Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b/t 112/q1 : de1=mm 4.Xác định các thông số ăn khớp : Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19 Với HB <350 z1=1,6.z1p=1,6.19= 30,04 chọn 31 răng . Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ : dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5.0,25).78,70 = 68,86 mm mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 : mte= mtm/(1- 0,5.kbe) = mm Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó: mtm= mte.(1- 0,5.kbe) ==2,20 mm z1 = dm1/mtm = lấy z1=31răng z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lấy z2 = 93 răng Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3 Góc côn chia : d1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) =18,430 d2=90-d1=900-18,430=71,570 Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1= 0,31 ; x2= - 0,31 Chiều dài côn ngoài : Re= mm Chiều rộng vành răng : b = Re.kbe= 122,54.0,25 =30,64 mm lấy b = 31mm 5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có : sH = zM.ze.zH. [sH] Trong đó: ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có zM= 274 (MPA)1/3 ze: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức ze = ở đây: e:Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức : e=[ 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2)].cosbm (víi bm= 0) =[1,88-3,2.(1/31+1/93)].cos(0) =1,74 Þ ze= zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có zH=1,76 T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61/t116 /q1 : kH =kHa.kHb.kHV kHb:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng , kHb=1,09 kHa:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng kHa=1 kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức  6.63/t116/q1 kHV = 1 + nH.b.dm1/(2.T1.kHb.kHa) Trong đó: nH = dH.g0.v. Với v = m/s dH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì dH=0,006 g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56 nH= 0,006.56.2,60. = 8,33<230 thoả mãn Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12 Do đó kH = 1.1,09.1,12 = 1,22 Với các trị số vừa tìm được , ta có : sH = MPa Theo CT 6.1[1] th× [sH] = [sH]sb.zR.zv.kxH Trong đó: zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng , với v = 2,60 m/s Þ zv=1 zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,51,25 Þ zR= 0,95 kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng , với da <7000(mm) Þ kxH = 1 Þ[sH] = 518,18.0,95.1.1=492,27MPa Ta thấy sH <[sH] Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo. 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức 6.65/t116/q1 ta có : sF1= 2.T1.kF.Ye.Yb.YF/(0,85.b.mtm.dm1) Trong đó : kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/q1 kF=kFb.kFa.kFv Với kFb: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng Vành răng ,theo bảng 6.21[1] ta được kFb=1,17 kFa: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸ kFa=1 kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo công thức : kFv=1+nF.b.dm1/(2.T1.kFb.kFa) với nF=dF.g0.v. theo bảng 6.15và 6.16/t 107/q1 ta có: dF = 0.016 ; g0 = 56 Þ nF = 0.016.56.2,60.= 22,21 Þ kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31 Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53 Ye =1/ea=1/1,74=0,57 Yb=1-b/140 = 1 Với zv1=z1/cos(d1) = 31/ cos(18,43) =32,68 zv2=z2/cos(d2) = 74/cos(71,57) = 294,17 x1= 0,31 ; x2=-0,31 Tra bảng 6.18/t109/q1ta có : YF1 = 3,78 ; YF2 = 3,60 Vậy sF1 = MPa sF2 = sF1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa Ta thấy Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo . 7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải . Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có : sHmax= sH. [sH]max Với sH = 490,77 MPa kqt = Þ sHmax = 490,77. = 601,07 MPa <[sH]max= 1264 MPa Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có: sFmax= sF .kqt £ [sF]max Þ sFmax1=sF1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < [sF1]max sFmax2=sF2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < [sF2]maxs Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn . 8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn : Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có : Đường kính chia ngoài : de de1= mte.z1 = 2,5.31 = 77,5 mm de2= mte.z2 = 2,5.93 = 232,50 mm Đường kính trung bình của bánh : dm1= dm2= Chiều cao răng ngoài : he he = 2.hte.mte + c với hte=cosβm=1 , c=0,2mte=0,2.2,5=0,5 mm he= 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1= (hte + xn1.cosb).mte = (1+0,3.1).2,5 = 3,25 mm hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.2,5- 3,25 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài : hfe hfe1=he- hae1=5,5- 3,25 = 2,25 mm hfe2= he- hae2 = 5,5 -1,75 = 3,75 mm Đường kính đỉnh răng ngoài : dae dae1 = de1 + 2.hae1.cosd1= 77,5 + 2.3,25.cos(18,430) = 83,67 mm dae2 = de2 + 2.hae2.cosd2= 232,50 + 2.1,75.cos(71,570) = 233,61mm 9. Xác định lực ăn khớp : Lực vòng : Ft1=Ft2= 2.T1dm1= 2.65203,4568,2=1912,12 N Lực hướng tâm : Fr1= Ft1.tgαtw.cosδ1 =1912,12. tg200.cos18,430=660,26 N Fr2= Ft1.tgαtw.sinδ1 =1912,12. tg200.sin18,430=220,02 N Lực dọc trục : Fa1=Fr2= 220,02 N ; Fa2=Fr1 = 660,26 N Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn Thông số Trị số Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 31 Số răng bánh răng côn lớn z2 = 93 Tỷ số truyền ubr = 3 Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: dm1 = 67,70 mm Bị động: dm2 = 203,09 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: de1 = 77,50 mm Bị động: de2 = 232,50 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Chủ động: dae1 = 83,67 mm Bị động: dae2 = 233,61 mm Góc côn chia của bánh răng Chủ động: d1 = 18,43o Bị động: d2 = 71,57o Chiều cao răng ngoài he = 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: hae1 = 3,25 mm Bị động: hae2 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: hfe1 = 2,25 mm Bị động: hfe2 = 3,75 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 mm Chiều rộng vành răng b = 31 mm Góc nghiêng của răng b = 0o Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,31 mm x2 = -0,31 mm Lực tác dụng Ft1=Ft2= 1912,12 N Fr1=660,26 N Fr2=220,02 N Fa1 = 220,02 N Fa2= 660,26 N III.Bộ truyền xích : 1.Số liệu ban đầu : Công suất P = PII = 4,7 KW n1 = nII = 241,67vg/ph u = ux = 3,005 T =TII=185728,47 Nmm Tải trọng va đập vừa Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=80o Chọn loại xích : Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công suất bộ truyền không lớn , giá thành rẻ và có độ bền mòn cao. 2.Xác định các thông số của bộ truyền : a. Tính số răng đĩa xích : -Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ Z1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng. Theo bảng 5.4/t80/q1.Lấy tròn Z1 theo số lẻ Z1 =23 răng Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u. Z1= 3,005.23 = 69,12 răng Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn Kiểm nghiệm lại ux: ux = b. Tính bước xích : Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích : Theo CT 5.3/t81/q1: Pt = P . k . kz . kn ≤ [P] Trong đó: Pt ,P,[P] là công suất tính toán ,công suất cần truyền và công syất cho phép. Hệ số răng đĩa dẫn : kZ = 25/ Z1 = 25/23 =1,09 Hệ số vòng quay : kn = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n01 = 200vg/ph Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích : k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc Ta có: ko – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, α=800 => ko =1,25 ka – hệ số chiều dài xích : chọn khoảng cách trục a » 40.p =>ka = 1 Kđc – hệ số xét đến khả năng điều chỉnh: chọn kđc =1,25 kbt – hệ số xét đến điều kiện bôi trơn :Tra bảng 5.6/t82/q1, điều kiện môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II chọn kbt = 1,3 kđ – hệ số tải trọng động : tải trọng va đập vừa, lấy kđ = 1,5 kc – hệ số kể đến chế độ làm việc : làm việc 2 ca ,chọn kc=1,25 Vậy k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc = 1,25 . 1 . 1,25. 1,3. 1,5 . 1,25 = 3,81 Suy ra Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn : Bước xích p = 31,75 mm Đường kính chốt dc=9,55 mm Chiều dài ống B =27,46mm Công suất cho phép [P] = 19,3 => Pt < [P] thỏa mãn điều kiện bền mòn ,đồng thời theo bảng 5.8/t 83/q1 thỏa mãn điều kiện p < pmax c) Tính số mắt xích : - Tính sơ bộ khoảng cách trục : a = 40 . p = 40 . 31,75 =1270 mm Theo công thức 5.12/t 85/q1 : xc = + + (II -21) Þ xc = + + = 127,9 Ta chọn số mắt xích là chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích . Chọn xc = 128 mắt. d. Tính chính xác khoảng cách trục a: Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có : a* = 0,25.p Thay số ta tính được : a*= 0,25.31,75 a* = 1271,63 mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục vừa tính được một lượng : ra = ( 0,0020,004). a* Chọn ra = 0,004. a* = 0,004 . 1271,63= 5,09 mm a = a* - Da = 1271,63 – 5,09= 1266,54 mm vậy lấy a = 1267 mm. Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây : i = £ [i] Þ i = Tra theo bảng 5.9/t 85/q1, ta có [i] = 25 à thỏa mãn. e. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo công thức 5.15/t80/q1, ta có: s = ≥ [s] Trong đó: Q – tải trọng phá hỏng . Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN Kđ – hệ số tải trọng động . Trương hợp tải trọng va vừa , chọn kđ = 1,2 Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft = 1000P/v v - vận tốc trên đĩa dẫn z1: v = Þ v = = 2,94 m/s Ft = = 1598,64 N F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền: Với: f = (0,010,02)a , ta lấy: f = 0,02.a = 0,02. 1267 = 25,34 mm kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang; q: khối lượng 1 mét xích. Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q = 3,8kg F0 = 9,81.2. 3,8. 1 267= 94,46(N) Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 Fv = 3,8. (2,94)2 = 32,85 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 43,26 Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5 Þ s = 43,26 > [s] = 8,5 . Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. f) Tính đường kính các đĩa xích: Theo công thức 5.17/t86/q1, ta có: · Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 233,17 mm Ta lấy d1 = 234 mm d2 = = = 707,68 mm Ta lấy d2 = 708 mm · Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/23)] = 246,87 Ta lấy da1 =247 mm da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/70)] = 722,84 Ta lấy da2 =723 mm Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = d1 - 2r Trong đó: r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 với dl = 19,05 mm , theo bảng 5. 2/t78/q1 r = 0,5025 . 19,05 + 0,05 = 9,62 mm do đó: df1 = 234 - 2. 9,62 = 214,76 mm, ta lấy df1 = 215 mm df2 = 708 - 2. 9,62 = 688,76 mm , ta lấy df2 = 689 mm * Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: sH = 0,47.kr.(Ft.Kđ+Fvđ).EA.kđ £ [sH] Trong đó: [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11/t 86/q1, với vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện HB170 [sH] =600MPa Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. n1. p3. m Fvd1 = 13. 10-7. 241,67. (31,75)3. 1 = 10,05 N kđ- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy) Kđ - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,5 (tải trọng va đập vừa). kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z tra trang 87/q1, với z1 = 23 Þ kr1 = 0,48 E = - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 Mpa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12/t87/q1, ta có: A = 262 mm2; Thay các số liệu trên vào công thức sH ta tính được: - ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. =452,38Mpa ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 70 Þ kr2 = 0,22; Fvd2 = 13. 10-7. n2. p3. m = 13. 10-7. 80,42. (31,75)3. 1 = 3,35N sH2 = 0,47. = 305,84Mpa Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [sH] = 600 MPa Như vậy: sH1 = 452,38 MPa < [sH] = 600 MPa ; sH2 = 305,84 MPa < [sH] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45, phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện. g. Xác định các lực tác dụng lên trục: Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20/t88/q1: Frx = kx. Ft Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc α=80o>40o Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N Vậy Frx = 1,05. 1598,64 = 1678,57 N Frxx= Frx.cosα = 1678,57.cos800 = 291,48 N Frxy=Frx.sinα=1678,57.sin800=1653,07 N Bảng các thông số Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích Xích ống con lăn Bước xích p 31,75 mm Số mắt xích xc 128 Khoảng cách trục a 1267 mm Số răng đĩa xích Z1 23 Z2 70 Vật liệu đĩa xích Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 tôi cải thiện Đường kính vòng chia d1 234 d2 708 Đường kính vòng đỉnh da1 247 mm da2 708 mm Bán kính đáy r 9,62 mm Đường kính chân răng đĩa xích df1 215 mm df2 689 mm Lực tác dụng lên trục Frxx 291,48 N Frxy 1653,07 N PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I.Chọn vật liệu : Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập vừa .Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb=600MPa ,tôi cải thiện. Ứng suất xoắn cho phép [τ]=1220MPa . II. Tính toán thiết kế trục : 1.Xác định sơ bộ đường kính trục. Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc có thể được chọn gần đúng theo công thức 10.9/t188/q1, sau: di ≥ 3Ti0,2.τ Trong đó: Ti - mô men xoắn của trục thứ i; TI = 65203,45 Nmm; TII = 185728,47 Nmm; [t] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45. [t] = (1220) MPa; ta chọn [t] = 12 MPa. d1= 3TI0,2[τ]= 365203,450,2.12=30,06 mm ; d1= 35 mm d2= 3TII0,2[τ]= 3185728,470,2.12=42,61 mm ; d2= 45 mm Từ đó ta có kết quả như sau: d2 Đường kính sơ bộ của trục I: d1= 35 mm; Đường kính sơ bộ của trục II: d2= 45 mm; Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 /t189/q1, ta có: Với:d1 = 35 mm Þ bo1 = 21 mm; Với:d2 = 45 mm Þ bo2 = 25 mm; 2. Xác định các khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực. · Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: – Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức: lmik = (1,21,4)dik Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn; Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ: lm13 = (1,21,4). 35 = (4249) mm; lấy lm13 = 45 mm; Chiều dài moay ơ bánh đai lớn : lm12 = (1,21,5). 35 = (4252,5) mm; lấy lm12 = 50 mm; Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn: lm22 = (1,21,4). 45 = (5463) mm; lấy lm22 = 60 mm; Chiều dài moay ơ đĩa xích nhỏ : lm23 = (1,21,5). 45 = (5467,5) mm; lấy lm23 = 65 mm; Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3/t189/q1, ta có: + k1:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (815) mm; lấy k1 = 10 (mm); + k2:Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (515) mm; lấy k2 = 10 mm; + k3Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (1020) mm; lấy k3 = 10 mm; + hn: Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (1520) mm; lấy hn =20 mm Xác định chiều dài của các đoạn trục: Theo bảng 10. 4 - 191 [1], xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (H.10.10 - tr 193), ta có các kết quả như sau: + Trục I: l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 10 + 20 = 65,5 mm l11 = (2,53)dI = (2,53). 35 = (87,5 105) mm; lấy l11 = 100mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo1 – b13. cosd1) l13 = 100 + 10 + 10 + 45+ 0,5(21 - 31. cos18,43o) = 160,80 mm + Trục II: l= k +k + lm22 + 0,5(bo2– b13cosδ2) mm l= k1 +k2 +dae1 +0,5(bo2– b13cosδ2) =111,27 m l23 = hn+k3+0,5(bo2 +lm23)= mm 3.Phân tích lực tác dụng từ bộ truyền: Sơ đồ phân tích lực đặt lên trục I và trục II Số liệu đã tính toán trong các phần trước : Frđ :Frđx=106,14 N;Frđy=601,93 N Fr1=Fa2=660,26N Fr2=Fa1=220,02N Ft1=Ft2=1912,12N Frx :Frxx=291,48N; Frxy=1653,07N III. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 1. Tính cho trục I a. Tính phản lực tại các gối đỡ B và C: Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMx(B)= Frđy.l12-YC.l11+Fr1.l13-Fa1.dm12=0 YC=Frđy.l12+Fr1.l13-Fa1.dm12l11 = SF(y) = -Frđ+YB-YC+Fr1=0 => YB= Frđy+YC-Fr1=601,93+1381,48-660,26 = 1323,15 N Vậy YB,YC có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. + Phản lực theo phương của trục x: SMyB=Frđx.l12-XC.l11+Ft1.l13=0 ÞXC SF(x) = -Frđx+XB-XC+Ft1=0 Þ XB=Frđx+XC-Ft1=106,14+3144,21-1912,12 =1338,23 N Vậy XB,XC có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. b.Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 35 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5/t195/q1, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 56,5 Mpa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15và10.16/t194/q1 momen tương đương được tính theo công thức : Mtd = · Xét các mặt cắt trên trục I: + Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền: Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn TzA= TI = 65203,45Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt A: MtđA = 0,75.65203,452 = 56467,84 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA =356467,840,1.56,5 = 21,54 mm Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dA = 21,54 + 0,04. 21,54 = 22,40mm + Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mômen uốn MxB = Frđy. l12 = 601,93.65,5 = 39426,42 Nmm; Mômen uốn MyB = Frđx. l12 = 106,14.65,5 = 6952,17 Nmm; Mômen xoắn TzB = 65203,45 Nmm; Mômen tương đương trên mặt cắt B: MtđB =39426,422+6952,172+0,75.65203,452 = 69220 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB =3692200,1.56,5 = 23,05 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn MxC: MxC=Fr1.l13-l11-Fa1.dm1/2 = 32641,13 Nmm Mô men uốn MyC: MyC = 116256,90 Nmm; Mô men xoắn TzC = 65203,45 Nmm; Mo men tương đương trên mặt cắt C: MtđC =32641,132+116256,902+0,75. 65203,452 = 133303,14 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC =3133303,140,1.56,5 = 26,68 mm; Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau: dB = dC = 30 mm. + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D: Mô men uốn MxD = Ma1 =Fa1.dm12= 7502,68 Nmm; Mô men uốn MyD= 0; Mô men xoắn TzD= 65203,45 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt D: MtđD =7502,682+0,75.65203,452 = 56964,10 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD =356964,100,1.56,5 = 21,60 mm Do tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là: dD = 21,60 + 0,04. 21,60 = 22,46 mm Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: dA= 24 mm dB= dc= 30 mm dD= 24 mm 2. Tính trục II. Tính phản lực tại các gối đỡ E và G Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ E và G theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMx(G)= YE.l22+l21+Fr2.l21-Fa2.dm22+Frxy.l23=0 YE=Fa2.dm22+Frxy.l23-Fr2.l21l22+l21 = SF(y) = YE+Fr2-YG+Frxy=0 => YG= YE+Fr2+Frxy=863,64+220,02+1653,07 = 2736,73N Vậy YB,YC có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. + Phản lực theo phương của trục x: SMyG=XE.(l22+l21)-Ft2.l21+Frxx.l23=0 ÞXE SF(x) = XE-Ft2+XG-Frxx=0 Þ XG=Frxx+Ft2-XE=291,48+1912,12-732,34 =1471,26 N Vậy XB,XC có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. b.Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d2= 45 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5/t195/q1, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 50 Mpa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d =3Mtđ0,1.σ Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15và10.16/t194/q1 momen tương đương được tính theo công thức : Mtđ =Mx2+My2+0,75.Mz 2 · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc . Mô men uốn MxE=MyE = 0 Mô men xoắn TzE= 0 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt E: MtđE = 0 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt E: dE =300,1.50 = 0 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với bánh răng bị động của bộ truyền: Xét thấy momen theo trục x về phía trái của F lớn hơn phía phải F nên ta lấy momen phần bên trái của F Mômen uốn MxF = YE. l22 = 863,64.111,27 = 96097,22 Nmm Mômen uốn MyF = XE. l22 = 732,34.111,27 = 81847,47 Nmm Mômen xoắn TzF = TII=185728,47 Nmm Mômen tương đương trên mặt cắt B: MtđF =96097,222+81847,472+0,75.185728,472 = 204462,67 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt F: dF =3204462,670,1.50 = 34,45 mm Do mặt cắt tại F có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dF = 34,45+ 0,04. 34,45 = 35,83 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm G - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn MxG: MxG = Frxy.l23=123980,25 Nmm Mô men uốn MyG: MyG = Frxx.l23= 21861 Nmm; Mô men xoắn TzG = 185728,47 Nmm; Mo men tương đương trên mặt cắt C: MtđG =123980,252+218612+0,75. 185728,472 = 204255,50 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt G: dG =3204255,500,1.50 = 34,44 mm; Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại E và G là như nhau: dE = dG =35 mm. + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh xích H : Mô men uốn MxH = 0 Nmm; Mô men uốn MyH= 0; Mô men xoắn TzH= 185728,47 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt D: MtđH =02+0,75.185728,472 = 160845,57 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt H: dH =3160845,570,1.50 = 31,80 mm Do tại mặt cắt H có lắp bánh xích , cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt H là: dH = 31,80 + 0,04. 31,80 = 33,07 mm Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: dF= 36 mm dE= dG= 35 mm dH= 34 mm IV.Tính toán mối ghép then a. Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục I : – Chọn then : Theo bảng 9.1a/t173/q1 , với đường kính trục chỗ lắp then là d=24 mm .Ta chọn loại then là then bằng có : Bề rộng then : b = 8mm Chiều cao then : h = 7mm Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 4 mm Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng nhỏ là : lt1= 0,80,9.lm13=0,80,9.45=3640,5mm Lấy lt1=40 mm. Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh đai lớn là : lt2= 0,80,9.lm12=0,80,9.50=4045mm Lấy lt2=45 mm. –Kiểm nghiệm độ bền của then : Theo công thức 9.1 và 9.2/t173/q1 . + Độ bền dập : σd=2T1d.lt.h-t1≤ σ + Độ bền cắt : τc=2T1d.lt.b≤ τ Tra bảng 9.5/t178/q1. Ta được σ=100 MPa ; τ=25 MPa Then lắp trên bánh răng côn nhỏ : σd=2.65203,4524.407-4=45,28 < 100 τc=2.65203,4524.40.8=16,98<25 Then trên bánh đai lớn : σd=2.65203,4524.457-4=40,25 MPa <100 τc=2.65203,4524.45.8=15,09<25 Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục I. b.Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục II –Chọn then : Theo bảng 9.1a/t173/q1 , với đường kính trục chỗ lắp then là d=34 mm và d= 36mm.Ta chọn loại then là then bằng có : Bề rộng then : b = 10mm Chiều cao then : h = 8mm Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 5 mm Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng lớn là : lt1= 0,80,9.lm23=0,80,9.60=4854mm Lấy lt1=50mm. Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh xích nhỏ là : lt2= 0,80,9.lm22=0,80,9.65=5258,5mm Lấy lt2=56 mm. –Kiểm nghiệm độ bền của then : Tra bảng 9.5/t178/q1. Ta được σ=100 MPa ; τ=2030 MPa Then lắp trên bánh răng côn lớn: σd=2.185728,4736.508-5=68,79< 100 τc=2.185728,4736.50.10=20,64<25 Then trên bánh xích nhỏ : σd=2.185728,4734.568-5=65,03 MPa <100 τc=2.185728,4734.56.10=19,51<25 Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục II. V. Kiểm nghiệm độ bền mỏi với trục : Khi xác định đường kính trục theo CT 4.10 chưa xét tới các ảnh hưởng độ bền mỏi của trục: đặc tính thay đổi của chu kì ứng suất; yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên. Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện sj=sσj.sτjsσj+sτj≥s Trong đó: s- hệ số an toàn cho phép, s= (1,5 2,5); lấy s= 3 sσj,sτj- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j sσj=σ-1Kσdj.σaj+ψσ.σmj sτj=τ-1Kτdj.τaj+ψτ.τmj Với σ-1, τ-1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng với thép 45 có σb = 600 MPa σ-1= 0,436 . σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58.216,6 = 151,728 MPa Ψσ,Ψτ – hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng (10.7)[1] với σb= 600 MPa có kết quả: Ψσ = 0,05 Ψτ = 0 - Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên: σmj=0 σaj=σmaxj=MjWj -σa,τaj,σm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do vậy : τmj=τaj=τmaxj2=Tj2Woj Với Wj ,Woj- mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại mặt cắt đang xét. 1. Kiểm bền cho trục I. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt tại C nguy hiểm nhất so với vị trí lắp ổ lăn tại B,và mặt cắt tại D có rãnh then nguy hiểm hơn mặt cắt tại A .Ta chưa biết mặt cắt tại C và D đâu là mặt cắt nguy hiểm nhất. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại C và D. Từ công thức: σaj=MjWj với Mj=Mx2+My2 Với trục có tiết diện tròn : Wj = π.dj332 ; Woj=π.dj316 Với trục có một rãnh then : Wj = π.dj332-bt1dj-t122dj ; Woj = π.dj316-bt1dj-t122dj Kiểm tra bền mỏi tại C : σaC=MxC2+MyC2πd332=32641,132+116256,902π30332 = 45,55 MPa τaC=TC2WoC =65203,452.πdC316=65203,452.π.30316=6,15MPa Kσdj=Kσεσ+Kx-1Ky ; Kτdj=Kτετ+Kx-1Ky (4.16) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.9) [1] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,50,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. εσ,ετ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 30 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: εσ= 0,88 ; ετ= 0,81. Tra bảng (10.11) [1] ta được: Kσεσ=2,06;Kτετ=1,64 , ứng vớiσb=600 MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào (5.15) và (5.16) ta được Kσdj=2,06+1,06-11,6=1,325 ; Kτdj=1,64+1,06-11,6=1,063 Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: sσj=σ-1Kσdj.σaj+ψσ.σmj=261,61,325.45,55+0,05.0=4,33 sτj=τ-1Kτdj.τaj+ψτ.τmj=151,7281,063.6,15+0.0=23,21 Thay vào (4.12) ta được: s=4,33.23,214,332+23,212=4,25>3 Kiểm tra bền mỏi tại D : Với trục có một rãnh then : Wj = π.dj332-bt1dj-t122dj ; Woj = π.dj316-bt1dj-t122dj σaD=MxD2+MyD2πd332-b.t1.dD-t122.dD=7502,682+02π24332- 8.4.24-422.24 = 6,88 MPa τaD=TD2.WoD =65203,452.πdD316-b.t1.dD-t122.dD =65203,452(.π.24316- 8.4.24-422.24)=13,32 Kσdj=Kσεσ+Kx-1Ky ; Kτdj=Kτετ+Kx-1Ky (4.16) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.9) [1] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,50,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. εσ,ετ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 24 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: εσ= 0,915 ; ετ= 0,86. Tra bảng (10.11) [1] ta được: Kσεσ=2,06;Kτετ=1,64 , ứng vớiσb=600 MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào (5.15) và (5.16) ta được KσdD=2,06+1,06-11,6=1,325 ; KτdD=1,64+1,06-11,6=1,063 Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: sσj=σ-1KσdD.σaD+ψσ.σmD=261,61,325.6,88+0,05.0=28,7 sτj=τ-1KτdD.τaD+ψτ.τmD=151,7281,063.13,32+0.0=10,7 Thay vào ta được: s=28,7.10,728,72+10,72=10,03>3 Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền mỏi. 2. Kiểm bền mỏi cho trục II. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt tại G nguy hiểm nhất so với vị trí lắp ổ lăn tại E,và mặt cắt tại F có rãnh then nguy hiểm hơn mặt cắt tại H .Ta chưa biết mặt cắt tại F và G đâu là mặt cắt nguy hiểm nhất. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại F và G. Từ công thức: σaj=MjWj với Mj=Mx2+My2 Với trục có tiết diện tròn : Wj = π.dj332 ; Woj=π.dj316 Với trục có một rãnh then : Wj = π.dj332-bt1dj-t122dj ; Woj = π.dj316-bt1dj-t122dj Kiểm tra bền mỏi tại G : σaG=MxG2+MyG2πd332=123980,252+218612π35332 = 29,91 MPa τaG=TG2WoG =185728,472.πdG316=185728,472.π.35316=11,03 MPa Kσdj=Kσεσ+Kx-1Ky ; Kτdj=Kτετ+Kx-1Ky (4.16) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.9) [1] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,50,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. εσ,ετ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 35 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: εσ= 0,87 ; ετ= 0,78. Tra bảng (10.11) [1] ta được: Kσεσ=2,06;Kτετ=1,64 , ứng với σb=600 MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào (5.15) và (5.16) ta được Kσdj=2,06+1,06-11,6=1,325 ; Kτdj=1,64+1,06-11,6=1,063 Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: sσj=σ-1Kσdj.σaj+ψσ.σmj=261,61,325.29,91+0,05.0=6,6 sτj=τ-1Kτdj.τaj+ψτ.τmj=151,7281,063.11,03+0.0=12,94 Thay vào (4.12) ta được: s=6,6.12,946,62+12,942=5,88>3 Kiểm tra bền mỏi tại F : Với trục có một rãnh then : Wj = π.dj332-bt1dj-t122dj ; Woj = π.dj316-bt1dj-t122dj σaF=MxF2+MyF2πd332-b.t1.dF-t122.dF=96097,222+81847,472π36332- 10.5.36-522.36 = 32,26 MPa τaF=TF2.WoF =185728,472.πdF316-b.t1.dF-t122.dF =185728,472(.π.36316- 10.5.36-522.36) =10,93 Kσdj=Kσεσ+Kx-1Ky ; Kτdj=Kτετ+Kx-1Ky (4.16) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.9) [1] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,50,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. εσ,ετ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 36 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: εσ= 0,86 ; ετ= 0, 79. Tra bảng (10.11) [1] ta được: Kσεσ=2,06;Kτετ=1,64 , ứng vớiσb=600 MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào (5.15) và (5.16) ta được KσdD=2,06+1,06-11,6=1,325 ; KτdD=1,64+1,06-11,6=1,063 Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: sσj=σ-1KσdD.σaD+ψσ.σmD=261,61,325.32,26+0,05.0=6,12 sτj=τ-1KτdD.τaD+ψτ.τmD=151,7281,063.10,93+0.0=13,06 Thay vào ta được: s=6,12.13,066,122+13.062=5,54>3 Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi VI.Tính kiểm nghiệm về độ bền tĩnh : Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: σtđ=σ2+3.τ2≤σ Trong đó : ; Mmax, Tmax – mômen uốn và mômen xoắn lớn nhát tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. Mmax = Mu.Kqt Tmax = T.Kqt Lấy Kqt = Kbd = 1,5 σ=0,8.σch Với thép 45 thường hóa có σch = 340 MPa σ=0,8.340=272 MPa 1. Kiểm nghiệm bền tĩnh cho trục I. Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có: Mx = 36241,13Nmm; My = 116256,90 Nmm Mmax=MuC.Kqt=36241,132+116256,902=121774,74 MPa Với dC = 30 mm, thay vào (5.18) được: σ=121774,74 0,1.303= 45,1 MPa Tmax = T. Kqt = 65203,45.1,5 = 97805,18 MPa Thay vào (5.19) được: τ=97805,18 0,2.303 = 18,11 MPa Thay các giá trị vừa tính được vào (5.17) ta được: σ=45,12+3.18,112 = 54,94 MPa < [] = 272 MPa Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 2 Kiểm nghiệm bền tĩnh cho trục II. Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục II là vị trí F có: Mx = 96097,22 Nmm; My = 81847,47 Nmm Mmax=MuF.Kqt=96097,222+81847,472 = 126228,70 MPa Với dF = 36 mm, thay vào (5.18) được: σ=126228,700,1.363 = 27,06 MPa Tmax = T. Kqt = 185728,47 . 1,5 = 278592,71 MPa Thay vào (5.19) được: τ=278592,71 0,2.363 = 29,86 MPa Thay các giá trị vừa tính được vào (5.17) ta được: σ=27,062+3.29,862 = 58,37 MPa < [] = 272 MPa Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh. PHẦN IV : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC 1. Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc : - Các số liệu đã có như sau : Tốc độ quay : n= 725 (v/p) Thời hạn sử dụng : 24000 giờ Tải trọng : va đập vừa. - Phản lực tại các ổ đã tính được : XB = 1338,23N; YB = 1323,15 N XC = 3144,21N; YC = 1381,48 N Fr0 = FrB = XB2+YB2=1338,232+1323,15² = 1881,91 N Fr1 = FrC = XC2+YC2=3144,212+1381,48² = 3434,32 N - Lực dọc trục: Fat1=Fa1 = 220,02 N - Đường kính ngõng trục F30 mm - Xét tỷ số : Fat1Fr0=220,021881,91=0,12<0,3 ; Fat1Fr1=220,023434,32=0,06<0,3 Với tải trọng nhỏ có cả lực hứơng tâm và lực dọc trục tại các ổ và yêu cầu về độ cứng của ổ đỡ trục bánh răng côn . - Chọn sơ bộ ổ cỡ trung : + kí hiệu :7306 + khả năng tải tĩnh : C0 = 29,9 KN + khả năng tải động : C = 40,0KN; + góc tiếp xúc : α = 13,5o Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ -Theo bảng 11.4/t216/q1 với ổ đũa đỡ chặn: e = 1,5.tgα= 1,5.tg 13,5o= 0,36 -Theo 11.7/t217/q1 lịch dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ FS0 = 0,83.e.Fr0 = 0,83.0,36.1881,91 = 562,31 N FS1 = 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,36.3434,32 = 1026,17 N -Theo 11.5/t218/q1 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên. Fa1 = FS1 + Fat1= 1026,17+220,02 = 1246,19 N > FS0 Do đó lấy : Fa0= Fa0=1246,19 N Fa1=Fs0-Fat1=562,31-220,02=342,29 N> Fs1 Do đó lấy : Fa1= 1026,17 N -Xác định hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục : X,Y Fa0/V.Fr0 = 1246,19/1.1881,91 = 0,66 > e = 0,36 Fa1/V.Fr1 = 1026,17/1.3434,32= 0,30 < e = 0,36 Tra bảng 11.4/t215/q1,ta được : X0 = 0,4 Y0 = 0,4.cotgα= 0,4. cotg13,5 = 1,67 X1 = 1 Y1 = 0 Xác định tải trọng động qui ước , theo công thức 11.3/t214/q1 : Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kđ Trong đó : Q : Tải trọng động qui ước Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V = 1: Hệ số kể đến vòng trong quay kt : Hệ số kể tới ảnh hưởng của nhiệt độ ,kt=1 kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tải trọng va đập vừa kđ = 1,3 Vậy ta có tải trọng qui ước tại B và C là : Q0= (X0.V.Fr0 +Y0.Fa0).Kt.Kđ = (0,4.1.1881,91+1,67.1246,19).1.1,3 = 3684,07 N Q1 = (X1.V.Fr1 +Y1.Fa1).Kt.Kđ = (1.1.3434,32+0.1026,17).1.1,3 = 4464,62 N Như vậy chỉ cần tính cho ổ C (1) là ổ chịu lực tốt hơn.Theo công thức 11.13/t219/q1 tải trọng động tương đương: QE=mQim.LiLi Trong đó : Qi là tải trọng động qui ước Li thời hạn ,tính bằng triệu vòng quay ,khi chịu tải trọng Qi m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , đối với ổ đũa thì m = 103 .Theo sơ đồ chịu tải đề bài thay vào ta được,(đối với ổ đũa côn) QE=QE1=Q1.103Q01Q01103.Lh1Lh+Q02Q01103.Lh2Lh = 4464,62.10311103.48+0,61103.48=3813,12 N Theo công thức 11.1/t213/q1, khả năng tải động của ổ : Cđ = QE .mL Trong đó : Cđ :khả năng tải động của ổ . L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, từ công thức 11.2/t213/q1 suy ra : L = 60.n.10-6Lh = 60.725.10-6.24000 =1044 Cd = 3427,97.1031044 =30682,5 N ~ 30,7 KN Cd < C = 40 KN Các thông số ô: bảng P2.11/t262/q1 d = 30mm T = 20,75 mm C0 = 29,9 KN D = 72mm C = 40 KN Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Theo bảng 11.6/t221/q1, với ổ đũa côn : Xo=0,5 ,Yo=0,22cotgα =0,22.cotg13,50=0,92 . Theo công thức 11.19 , khả năng tải tĩnh : Q0=Xo.Fr1+Yo.Fa1=0,5.3434,32+0,92.1026,17=2661,24 N Vậy Q0<Fr1<< Co= 29,9 KN=29900 N 2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian II của hộp giảm tốc - Các số liệu đã có như sau : Tốc độ quay : n= 241,67 (v/p) Thời hạn sử dụng : 24000 giờ Tải trọng : va đập vừa. - Phản lực tại các ổ đã tính được : XE = 732,34 N; YE = 863,64 N XG = 1471,26 N; YG = 2736,73 N Fr20 = FrE = XE2+YE2=732,342+863,64² = 1132,34 N Fr21 = FrG = XG2+YG2=1471,26 2+2736,73² = 3107,14 N - Lực dọc trục: Fat2=Fa2 = 660,26 N - Đường kính ngõng trục F35 mm - Xét tỷ số : Fat2Fr20=660,261132,34=0,583>0,3 ; Fat2Fr21=660,263107,14=0,21<0,3 Với tải trọng nhỏ có cả lực hứơng tâm và lực dọc trục tại các ổ và yêu cầu về độ cứng của ổ đỡ trục bánh răng côn . - Chọn sơ bộ ổ cỡ trung : + kí hiệu :7307 + khả năng tải tĩnh : C0 = 35,3 KN + khả năng tải động : C = 48,1KN; + góc tiếp xúc : α = 12o Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ -Theo bảng 11.4/t216/q1 với ổ đũa đỡ chặn: e = 1,5.tgα= 1,5.tg 12o= 0,32 -Theo 11.7/t217/q1 lịch dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ FS20 = 0,83.e.Fr20 = 0,83.0,32.1132,34 = 300,75 N FS21 = 0,83.e.Fr21 = 0,83.0,32.3107,14 = 825,26 N -Theo 11.5/t218/q1 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên. Fa2 = FS21 - Fat2= 825,26 – 660,26 = 165 N < FS20 Do đó lấy : Fa20= Fs20 = 300,75 N Fa21=Fs20+Fat2=300,75+660,26=961,01 N> Fs21 Do đó lấy : Fa21= Fa21=961,01 N -Xác định hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục : X,Y Fa20/V.Fr20 = 300,75/1.1132,34 = 0,27 < e = 0,32 Fa21/V.Fr21 = 961,01/1.3107,14= 0,31 < e = 0,32 Tra bảng 11.4/t215/q1,ta được : X20 = 1 Y20 = 0 X21 = 1 Y21 = 0 Xác định tải trọng động qui ước , theo công thức 11.3/t214/q1 : Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kđ Trong đó : Q : Tải trọng động qui ước Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V = 1: Hệ số kể đến vòng trong quay kt : Hệ số kể tới ảnh hưởng của nhiệt độ ,kt=1 kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tải trọng va đập vừa kđ = 1,3 Vậy ta có tải trọng qui ước tại B và C là : Q20= (X20.V.Fr20 +Y20.Fa20).Kt.Kđ = (1.1.1132,34+0.300,75).1.1,3 = 1472,04 N Q21 = (X21.V.Fr21 +Y21.Fa21).Kt.Kđ = (1.1.3107,14+0.961,01).1.1,3 = 4039,28 N Như vậy chỉ cần tính cho ổ C (1) là ổ chịu lực tốt hơn.Theo công thức 11.13/t219/q1 tải trọng động tương đương: QE=mQim.LiLi Trong đó : Qi là tải trọng động qui ước Li thời hạn ,tính bằng triệu vòng quay ,khi chịu tải trọng Qi m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , đối với ổ đũa thì m = 103 .Theo sơ đồ chịu tải đề bài thay vào ta được,(đối với ổ đũa côn) QE=QE21=Q21.103Q01Q01103.Lh1Lh+Q02Q01103.Lh2Lh = 4039,28.10311103.48+0,61103.48=3449,85 N Theo công thức 11.1/t213/q1, khả năng tải động của ổ : Cđ = QE .mL Trong đó : Cđ :khả năng tải động của ổ . L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, từ công thức 11.2/t213/q1 suy ra : L = 60.n.10-6Lh = 60.725.10-6.24000 =1044 Cd = 3449,85.1031044 = 27759,42 N ~ 27,76 KN Cd < C = 48,1 KN Các thông số ô: bảng P2.11/t262/q1 d = 35mm T = 22,75 mm C0 = 35,3 KN D = 80mm C = 48,1 KN Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Theo bảng 11.6/t221/q1, với ổ đũa côn : Xo=0,5 ,Yo=0,22cotgα =0,22.cotg120=1,035 . Theo công thức 11.19 , khả năng tải tĩnh : Q0=Xo.Fr21+Yo.Fa21=0,5.3107,14+1,035.96,61=1653,56 N Vậy Q0<Fr21<< Co= 35,3 KN=35300 N Vậy các ổ đã chọn là thỏa mãn