Đang tải... (xem toàn văn)
Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .
1 B/PHẦN THUYẾT MINH PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 1 .1/ Chọn động cơ. 1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ. Công suất trên trục công tác: P ct = )(55,2 1000 8500.0,3 1000 F.v Kw == Công suất yêu cầu trên trục động cơ: P yc =βP ct /η. Trong đó: η là hiệu suất truyền động. β :Hệ số thay đổi tải trọng Hiệu suất truyền động: η = η xích. .η m ổlăn .η k bánhrăng .η khớp nối . m: số cặp ổ lăn (m=4) k: số cặp bánh răng (k=2); tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có hiệu suất của bộ truyền xích để hở: η xích .=0,93 hiệu suất của các cặp ổ lăn: η ổlăn .=0,995 hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : η bánhrăng =0,97 hiệu suất của nối trục đàn hồi: η khớp nối =0,99 vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là η=0,93.0,995 4 .0,97 2 .0,99=0,849 Hệ số thay đổi tải trọng: β = 0,906 8 4 0,8 8 4 1 t t . T T 22 ck i 2 1 i =+= ∑ Công suất yêu cầu trên trục động cơ là: P yc =βP ct /η=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw). 1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: n ct = )/(044,26 220.14,3 3,0.1000.60 . .1000.60 phútvòng D v == π trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang. số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n ct .u sb = n ct .u x(sb) .u h(sb) với .u x(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích) chọn u x(sb) =3 ( tra bảng 2.4 Tr21) u h(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc. u h(sb) =u 1 .u 2 =18 (tra bảng 2.4 Tr21) vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n ct .u sb = n ct .u x(sb) .u h(sb) =26,044.3.18=1406,4(vòng/phút) 1.1.3. Chọn động cơ: 2 động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : P đc ≥ P yc , n đc ≈ n sb và dn K mm T T T T ≤ 1 tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có: công suất: P đc =3Kw vận tốc : n đc =1420vòng/phút cosφ=0,83 hiệu suất: η%=82 tỷ số:T max /T dn =2,2 và T K /T dn =2,0>T mm /T 1 =1,3 đường kính trục động cơ : d đc =28 mm 1.2. Phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung:u c =n đc /n ct =1420/26,044=54,523. Chọn u ng =3 ⇒ u h =54,523/3=18,174. Ta có: u h =u 1 .u 2 . Trong đó: u 1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u 2 là tỷ số truyền cấp chậm Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được: u 1 =5,7 ⇒ u 2 =3,188 ⇒ u x =3 1.3. Tính các thông số. 1.3.1.Số vòng quay: n đc =1420(vòng/phút) ⇒ n 1 =1420(vòng/phut) ⇒ n 2 =n 1 /u 1 =1420/5,7=249,12 (v/p) ⇒ n 3 =n 2 /u 2 =249,12 /3,188=78,143(v/p) ⇒ n * ct =n 3 /u ng =78,143/3=26,05(v/p) Sai số tốc độ quay của dộng cơ 3 %4%0002,0%100. 044,26 044,2605,26 %100.% * <= − = − = ct ctct n nn δ Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. P ct = 1000 Fv =2,55 kW ; 756,2 0,995.0,93 2,55 ηη P P xichol ct 3 === kW ; 856,2 0,995.0,97 2,756 ηη P P brol 3 2 === kW; 96,2 0,995.0,97 2,856 ηη P P brol 2 1 === kW; Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc: 005,3 0,995.0,99 2,96 ηη P P khopol I * dc === Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. T đc = 9,55. 10 6 . 20210 1420 005,3 .10.55,9 6 == dc dc n P N.mm. T I ’ = 5,9953 1420 96,2 .10.55,9. 2 1 .10.55,9. 2 1 6 1 1 6 == n P N.mm. T II = 6,109484 249,12 2,856 .,55.109 n P .10 9,55. 6 2 2 6 == N.mm. T III = 9,55. 10 6 . 8,336815 78,143 2,756 .9,55.10 n P 6 3 3 == N.mm. T ct = 9,55. 10 6 . 9,934836 26,05 2,55 .9,55.10 n P 6 ct ct == N.mm. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. 2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1.1. Chọn vật liệu: Trục Th.số T.S truyền Động cơ I II III Công tác 1 U 1 = 5,7 U 2 = 3,188 U x =3 P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55 n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05 T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9 4 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau Với )1510( 21 ÷+≥ HBHB Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh nhỏ : HB=241…285 có .850 1 MPa b = σ .580 1 MPa ch = σ Chọn HB 1 =250 Bánh răng lớn : .450 .750 MPa MPa ch b = = σ σ Chọn HB 2 =235 2.1.2.Ứng suất cho phép 2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ] theo công thức 6.1 và 6.2: HLxHvRH H H KKZZS .).(][ lim 0 σσ = FLFCxFsRF F F KKKYYS .).(][ lim 0 σσ = Trong đó: Z R -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Z v - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng Y S –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất K xF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ 1 1 = = xFSR xHVR KYY KZZ K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K FC =1 S H , S F –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có : S H =1,1; S F =1,75. lim 0 lim 0 ; FH σσ -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có )(57070250.270.2 1 lim 0 lim 0 31 MPaHB HH =+=+== σσ )(450250.8,1.8,1 1 lim 0 lim 0 31 MPaHB FF ==== σσ )(54070235.270.2 2 lim 0 lim 0 42 MPaHB HH =+=+== σσ 5 )(423235.8,1.8,1 2 lim 0 lim 0 42 MPaHB FF ==== σσ . K HL , K FL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4: H m HE HO HL N N K = F m FE FO FL N N K = m H , m F -bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: m H = 6, m F = 6. N HO , N FO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. 4,2 .30 HB HN HO = → .10.71,1250.30 74,2 1 == HO N .10.626,1245.30 74,2 2 == HO N N FO =4.10 6 . N HE , N FE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có: N HE =60c Σ (T i /T max ) 3 n i t i N HE =60cn i /u j . Σ t i Σ (T i /T max ) 3 t i /t ck N FE =60c Σ (T i /T max ) 6 n i t i N FE =60cn j /u j . Σ t i Σ (T i /T max ) 6 t i /t ck c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) n i - số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i t i - thời gian làm việc ở chế độ thứ i I h = Σ t i - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . I h =11500h Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng. Ta có: 833 HE 10.31,) 8 4 .8,0 8 4 .1.11500.( 5,7 60.1.1420 N 1 =+= >N HO1 =1,71.10 7 do đó K HL1 =1 ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép : o H H lim ][ σσ = . K HL1 /S H Với S H = 1,1 ][ H σ 1sb =570.1/1.1=518,2 MPa ][ H σ 2sb =540.1/1.1=490,9 MPa Suy ra ][ H σ m12 =( ][ H σ 1sb + ][ H σ 2sb )/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy ][ H σ m12 <1,25 ][ H σ 2 =613,625 6 4.10 N.10085,1) 8 4 8,0 8 4 .11500(1 5,7 60.1.1420 N 6 FO 866 FE 1 =>=+= do đó K FL1 =1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép o F F lim ][ σσ = . K FL /S F ][ F σ 1sb =450.1/1,75=257,14 MPa ][ F σ 2sb =423.1/1,75=241,7 MPa Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có: 7 1 733 2 10.626,110.08,4 8 4 8,0 8 4 .1.11500. 188,3 12,249 .1.60 =>= += HOHE NN do đó K HL2 =1; ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép : o H H lim ][ σσ = . K HL2 /S H ][ H σ 3sb =570.1/1,1=518,2 MPa ][ H σ 4sb =540.1/1,1=490,9 MPa Suy ra ][ H σ m34 =( ][ H σ 3sb + ][ H σ 4sb )/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy ][ H σ m34 <1,25 ][ H σ 4 =613,625 4.10 N.10085,1) 8 4 86,0 8 4 .11500(1 5,7 260.1.249,1 N 6 FO 86 FE2 =>=+= do đó K FL2 =1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép: o F F lim ][ σσ = . K FL2 /S F ][ F σ 3sb =450.1/1,75=257,14 MPa ][ F σ 4sb =423.1/1,75=241,7 MPa 2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: chH σσ .8,2][ max = ][1260450.8,2][][ ][1624580.8,2][][ max4max2 max3max1 MPa MPa HH HH === === σσ σσ 2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: ][ F σ 1max = ][ F σ 3max =0,8 σ ch1 =0,8.580=464 MPa ][ F σ 2max = ][ F σ 4max =0,8 σ ch2 =0,8.450=360 MPa 2.1.3. Truyền động bánh răng trụ 2.1.3.1. Đối với cấp nhanh. 2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục a w1 7 Theo công thức (6.15a): 3 2 ' 1 ][ . )1.( 1 baH H aw u kT uka ψσ β ±= ' 1 T là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi. ' 1 T =9953,5(Nmm) ][ H σ - ứng suất tiếp xúc cho phép. K a, – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: K a =43; K d =67,5 ba ψ -hệ số chọn theo bảng 6.6: 4,025,0 ÷= ba ψ .chọn ba ψ =0,3 β H k - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với )1.(.53,0 1 += u babd ψψ =0,53.0,3.(5,7+1)=1.06 Chọn được . β H K =1,15 ⇒ ].[84 3,0.7,5.2,518 15,1.5,9953 ).17,5.(43 3 2 mma w =+= Chọn a w =100 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d w1 : d w1 =2.a w /(u 1 +1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm) 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: w am ).02,001,0( 12 ÷= = 1 ÷ 2 Theo bảng 6.8: Chọn m 12 =1,25. -Xác định số răng , góc nghiêng β Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu. Do đó, ta chọn góc nghiêng β =40 0 . Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ: 3,18 )17,5(25,1 40cos.100.2 )1.( cos 2 0 12 1 = + = + = um a Z w β Chọn Z 1 =20 (răng) Số răng bánh lớn 12 .ZuZ = =5,7.20=114(răng) Chọn z 2 = 115 răng Z t1 =Z 1 +Z 2 =20+115=135 Tỷ số truyền thực: 75,5 20 115 1 2 1 === Z Z u m 8 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d w1 =2a w /(u 1 +1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm; Tính lại góc β : 84375,0 100.2 135.25,1 .2 . cos 1 112 === w t a Zm β → β =32 0 28’ 2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33: ].[ )1.( 2 . 2 1 1 H w H HMH dub uKT ZZZ σσ ε ≤ + = Z M –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Z m = 274[MPa] 1/3 . Z H –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc twbH Z αβ 2sin/cos.2 = b β - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở βαβ tgtg tb .cos = . ở đây : α t –góc profil răng. α tw là góc ăn khớp. đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có '.2023 '2832cos 20 cos 0 = = == o ttw tg arctg tg arctg β α αα '.1830 5842,0)'3838().'2023cos( 0 00 =→ ==→ b b tgtg β β ( ) .54,1 '2023.2sin '1830cos.2 0 0 ==→ H Z Z ε -hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc β ε tính theo công thức: π β ε β . sin. 12 1 m b w = ; với b w là bề rộng vành răng. .30100.3,0. 11 === wbaw ab ψ .105,2 .5,2 '2832sin.30 0 >== π ε β Khi đó theo công thức (6.36c): α ε ε 1 = Z . và hệ số trùng khớp ngang ε α có thể tính gần đúng theo công thức: ( ) .722,1'2832cos 115 1 20 1 2,388,1cos 11 2,388,1 0 21 = +−= +−= βε α zz 9 .762,0 722,1 1 ==→ ε Z K H –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc . HvHHH KKKK αβ = Với 15,1 = β H K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7). α H K =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). Hv K - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41: . .2 1 1 1 αβ υ HH wwH Hv KKT db K += uavg woHH / . δυ = . v-vận tốc vòng, tính theo công thức: v=πd w1 n 1 /60000 (m/s) v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s H δ -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15: H δ =0,002. g o -hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: g o = 73.(bảng 6.16) .046,1 13,1.15,1.5,9953.2 63,29.30.34,1 1 .34,175,5/100.2,2.73.002,0 =+=→ ==→ Hv H K υ .36,1046,1.13,1.15,1 ==→ H K ][2,353 63,29.75,5.30 )175,5.(36,1.5,99563.2 .762,0.54,1.274 2 MPa H = + = σ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=2,2(m/s) <5 m/s ta có Z v =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám R a =2,5 1,25 m µ , do đó : Z R =0,95; với d a < 700mm suy ra K xH =1 Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H ] được tính theo công thức 6.1 xHvRmHH KZZ .][][ 12 σσ = 504,55.0,95.1.1=479,32 Ta thấy σ H < ][ H σ do vậy bánh răng đủ bền. 2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43: [ ] 1 1 1.1 1 .2 F ww FF F mdb YYYKT σσ βε ≤= 10 [...]... l33 24 (Sơ đồ tính khoảng cách ) Trị số các khoảng cách: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2=15 mm; Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm; Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15…20mm Với các ký hiệu: k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i: số thứ... 1,96; ετ= 0,79 => Kτ/ετ=2,48 => sτ =5,2 Do vậy trục 3 đủ bền Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng thống kê sau: Đường kính tiết diện trên trục (mm) 35 Trục 1 Khớp nối Ổ lăn Bánh răng chủ động Bánh răng bị động Xích Trục 2 Trục 3 25 30 35 40 22 25 26,5 45 38 2.5 CHỌN Ổ LĂN 2.5.1.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc: Lực hướng tâm tại gối: Fr 0 = Fx2 + Fy2 = 424 2 + 344 2 = 556 N... lớn hơn và đường kính trục nhỏ hơn Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: s = s σ s τ / s 2 + s 2 ≥ [s] σ τ Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5 2,5 Khi cần tăng độ cứng thì: [s] = 2,5 3 sσ , sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau: σ −1 τ −1... = 45 mm, lm23 = 70mm; lm32 =70 mm => lc14 = -(0,5.( lm14 +b20) + k3 + hn )= -(0,5(50+21)+10+15)= -60,5mm lc33 = -( 0,5.( lm33 +b20) + k3 + hn ) = -(0,5(60+21)+10+15)= -65,5mm Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng 10.4 ta có: - Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(45 +21)+10+15=58=>l22 =58mm l23=l22+0,5.(lm22+lm23)+k1= 58+0,5.(45+70)+10 =125,5mm l24... dịch chỉnh x3=0,27;x4=0,79 ta có: { YF3 = 3,54 YF2 = 3,47 K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ K Fα K Fv - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: K Fβ =1,065 K Fα - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: K Fα =1,37... trục chịu mômen xoắn lớn nhất Với thép 45 có: σb = 850MPa , σ −1 = 0,436.σ b = 0,436.850 = 370 MPa τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.370 = 215MPa và theo bảng 10.7 ta có: ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05 Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng ta có : 33 σ aj = σ max j = rãnh then) W j = Nên: Mj π.d 3 j 32 σ aj = σ max j = và Wj − Mj Wj bt1.( d j − t1 ) π d 3 j 32 − bt1 ( d j − t1 ) 2.d... = 1,87 < [σ ] d ; trong đó D0=D-d0-15 Z D 0 l v d c 4.45.15.10 2.3.5 Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: σu = K Tx l c 25,26.10 3.19 ≤ [σ ] u = = 26,66 < [σ ] u 0,1.Zd c3 D0 0,1.4.10 3.45 2.4 TÍNH TRỤC 2.4.1 .Thiết kế trục 2.4.1.1 chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có σb= 850 MPa Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa 2.4.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức (10.9) đường... 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: { YF1 = 3,77 YF2 = 3,60 K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ K Fα K Fv K Fβ - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính bảng 6.7: K Fβ =1,32 K Fα - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: K Fα =1,37 K Fv... Ft0 Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, do ổ có vòng trong quay nên V=1 kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn được k t = 1 vì (nhiệt độ t ≤ 100oC ) kđ: hệ số kể đến đặc tính tải... 556 N Q1 = 1.1.798.1.1 = 798 N Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn, ổ 1: Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: C d = Q.m L M: bậc của đường cong mỏi, m=3; L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh = 11500 giờ Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 11500 1420 60 10-6 = 980 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 0,798 3 980 = 7,93 kN Khả năng tải tĩnh tính toán: 36