Bài tập lớn Nguyên lý chi tiết máy

973 KB

149

Nhấn vào bên dưới để tải tài liệu

Để tải xuống xem đầy đủ hãy nhấn vào bên trên

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY SVTH : BÙI MINH HOÀNG LỚP : CK10CTM3 MSSV : 21001084 ĐỀ SỐ 2 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hệ thống dẫn động băng tải gồm : 1-Động cơ điện ; 2-Nối trục đàn hồi ; 3-Hộp giảm tốc bánh răng trụ; 4-Bộ truyền xích ống con lăn; 5-Bộ phận công tắc – Băng tải Số liệu thiết kế : phương án 3 Lực vòng trên băng tải, F: 3000 N Vận tốc băng tải, v: 3.55 m/s Đường kính tang dẫn của băng tải, D: 500 mm Thời gian phục vụ, L: 4 [ năm ] Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ [ 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 8 giờ ] Chế độ tải: T1 = T ; T 2 = 0,7T t 1 = 30 s ; t 2 = 36 s Sai số vòng trục máy công tắc so với yêu cầu ≤ 5% Yêu cầu:  Bài tập lớn số 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Bài làm: I. Chọn động cơ: 1. Xác định công suất bộ phận công tác là băng tải : Plv = Ft × v 1000 = 3000× 3,55 1000 = 10,65 kW 2. Xác dịnh công suất tương đương: Ptd = √ ∑ T 2i .t i ∑ ti T 11 .t 1+ T 22 .t 2 = = Pmax t 1+ t 2 √ √ 12 .30+0,72 .36 30+36 = 0,8496 Pmax Suy ra Ptd = 0,8496.10,65 = 9,048 kW 3. Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: η∑ =ηx . ηbr .η k . η3ol Trong đó: Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi. η k =1 ηbr = 0,96 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng 1 cấp. η x =0,93Hiệu suất bộ truyền xích. η ol =0,99 Hiệu suất ổ lăn Vậy ta được: η∑ = 1. 0,96 . 0,93 . 0,993 = 0,8663 4. Công suất cần thiết của động cơ: Pct = P td 9,048 = = 10,44 kW 0,8663 η∑ 5. Số vòng quay trục công tác: n ct = 60000. v π.D = 60000.3,55 π .500 = 135,6 vòng/phút ≈ 136 vòng/phút 6. Tính toán số vòng quay sơ bộ của động cơ: Chọn tỉ số truyền [Tra bảng 3.2- trang 88/Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc] Hộp giảm tốc 1 cấp: ur = 3,5 Bộ truyền xích : ux = 2 Tỉ số truyền của khớp nối trục dàn hồi : uk = 1 uch = ur.ux.uk = 3,5. 2. 1 = 7 Tỉ số truyền sơ bộ : Vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nct . nch = 136.7 = 952 vòng/phút 7. Chọn động cơ: Dựa vào phụ lục bảng P1.3/trang 237 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ”, ta chọn động cơ 4A160S6Y3, có công suất Pđc = 11,0 kW và số vòng quay của trục chính là 970 [vòng/phút]. II. Phân phối tỷ số truyền: -Xác định tỉ số truyền của hệ thống: uch = ndc 970 = nct 136 = 7,13 - Phân phối tỉ số truyền: uch = ur.ux.uk - Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp : ur = 3,5 Tỉ số truyền của khớp nồi trục đàn hồi là: uk = 1 - Tỉ số của bộ truyền xích là: ux = 7,13 3,5.1 = 2,037 III. Tính toán và lập bảng đặc tính theo mẫu:  Trục của xích tải: Trục 3  Trục bánh răng cấp chậm: Trục 2  Trục bánh răng cấp nhanh: Trục 1  Trục động cơ: Trục dc Công suất trên các trục: P3 = Plv = 10,65 kW P2 = P3 nol .n x = 10,65 0,99.0,93 = 11,567 kW P1 = P2 nol .n br = 11.567 0,99.0,96 = 12,171 kW P1 nk = 12,563 1 Pdc = = 12,171 kW Số vòng quay của các trục: ndc = 970 vòng/phút n1 = ndc uk = 970 1 = 970 vòng/phút n2 = n1 ur = 970 3,5 = 277,14 vòng/phút n3 = n2 ux = 277,14 2,037 = 136 vòng/phút Mômen trên các trục: Tdc T1 9,55.106. Pdc 12,171 9,55.106. 119827,89[ Nmm] ndc 970 T2 9,55.106. P2 11,567 9,55.106. 398588, 62[ Nmm]. n2 277,14 T3 9,55.106. P3 10, 65 9,55.106. 747849, 26[ Nmm]. n3 136 Bảng đặc tính: Trục Thông số Công Suất P; [kW] Tỷ số truyền u Số vòng quay n [vg/ph] Momen xoắn T [Nmm] Động cơ 1 2 12,171 12,171 11,567 1 970 119827,89 3,5 970 119827,89 277,14 398588, 62 3 10,65 2,037 136 747849, 26  Bài tập lớn số 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN Bài làm:  Các thông số ban đầu:      Công suất bộ truyền: P = 11,567 kW Tỷ số truyền: ux = 2,037 Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 136 vòng/phút Môment xoắn: T = 398588,62 N.mm Làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ, bộ truyền ngoài bôi trơn định kỳ  Trình tự tính toán: 1. Chọn loại xích là xích ống con lăn 2. Chọn số răng đĩa xích dẫn: z1 = 29 - 2ux = 29 – 2. 2,037 = 24,926 răng → chọn 25 răng [nên chọn số răng là lẻ để đĩa mòn đều hơn , tăng khả năng sử dụng]. 3. Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = z1.ux = 25.2,037 = 50,925 răng →chọn z2 = 51 < zmax= 120 răng 4. Hệ số điều kiện sử dụng xích: K = Kr.Ka.Ko.Kdc.Kb.Klv = 1,3.1.1.1.1,5.1,12 = 2,184 Trong đó:  Kr = 1,3 va đập nhẹ  Ka = 1 xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục  Ko = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí trục truyền [nằm ngang].  Kdc = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng năng điều chỉnh lực căng xích[ không điều chỉnh được]  Kb = 1,5 hệ số xét đến điều kiện bôi trơn[ bôi trơn định kỳ].  Klv = 1,12 hệ số xét đến chế độ làm việc[ làm việc 2 ca]. 5. Tính công suất tính toán Pt Pt  K .K z .K n .P1 2,184.1, 47.1.11,567  37,136[kW] Kx 1  Tra bảng [5.4] theo cột n01 = 200 vòng/phút n 200 K n  01  1, 47 n 136 25 25 K z   1 z1 25  Hệ số răng đĩa dẫn:  Xích một dãy nên chọn: Kx = 1.  Ta chọn bước xích pc = 44,45 mm 6. Xác định số vòng quay tới hạn[ bảng 5.2] Số vòng quay giới hạn tương ứng với bước xích pc = 44,45mm là nth = 400 vòng/phút nên thỏa điều kiện n1 < nth. 7. Xác định vận tốc trung bình của xích [theo công thức 5.10] v= n1 . z 1 . pc 136.25.44,45 = = 2,52 m/s 60000 60000 1000.P1 1000.11,567 Ft   4590, 08[ N ] v 2,52 Lực vòng có ích: 8. Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc [theo công thức 5.26] pc 600 3 P1.K 11,567.2,184 600 3 39,52[mm] z1.n1. p0  .K x 25.136.26.1 Trong đó được  p0  chọn theo bảng 5.3, pc = 44,45mm và n1 = 136vòng/phút [chọn cột 200 vòng/phút] ta được  p0  = 26 Mpa. Do ta chọn pc = 44,45 mm nên điều kiện được thỏa. 9. Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a = [30÷40].pc = 40. pc = 40.44,45 = 1778 mm Số mắc xích X [theo công thức 5.8]: 2 L 2a z  z  z  z  p X    1 2  2 1  c pc pc 2  2  a 2 2.1778 25  54  54  25  44, 45    120, 03  44, 45 2  2  1778 Ta chọn X = 120 mắc xích. Tính chiều dài khoảng cách trục theo công thức 5.9: 2  z1  z2 z1  z2   a 0, 25 pc  X   X    2 2      z z  8 1 2   2  2  25  54 25  54   0, 25.44, 45 120    120    2 2     2      25  54  8   2  2   1697, 09[ mm]   Ta chọn a = 1692 mm [giảm khoảng cách trục [0,002÷0,004]a ]. 10. Số lần va đập xích trong 1 giây: 4v 4.n1.z1 . pc n1.z1 136.25    1,89  i  12 L pc . X .60 15. X 15.120 Theo bảng 5.6 với bước xích pc = 44,45 mm ta có  i  =12 i Kiểm tra xích theo hệ số an toàn [theo công thức 5.28]: s Q 172400  32  s  9,3 F1  Fv  Fo 4590, 08  47, 63  749,14   s  Tra theo bảng 5.10 sách Trịnh Chất- Lê Văn Uyển với bước xích pc = 44,45 mm và số vòng quay là n = 200 vòng/phút.  Tải trọng phá hủy Q = 172,4 kN =172400 N [tra bảng 5.2 sách Trịnh ChấtLê Văn Uyển với bước xích pc = 44,45 mm].  Lực trên nhánh căng F1≈ Ft = 4590,08 N  Lực căng do lực ly tâm gây nên [xác định theo công thức 5.56]: Fv qm .v 2 7, 5.2, 522 47, 63N  Lực căng ban đầu [xác định theo công thức 5.17]: Fo K f .a.qm .g 6.1, 697.7,5.9,81 749,14 N 11.Tính lực tác dụng lên trục [theo công thức 5.19]: Fr K m .Ft 1,15.4590, 08 5278,59 N  Trong đó Km = 1.15 là hệ số trọng lượng của xích[ xích nằm ngang]  Ft = 4590,08 là lực vòng 12. Đường kính đĩa xích:  Bánh xích dẫn: pc .z1 44, 45.25  353, 72mm   d a1 d1  0, 7. pc 384,84mm d1   Bánh xích bị dẫn: pc .z2 44, 45.51  721,59mm   d 2  0, 7. pc 752, 71mm d2  da 2  Bài tập lớn số 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ Bài làm:  Số liệu ban đầu:      Công suất truyền: P1 = 12,171 kW. mooment xoắn cực đại: T1 = 119827,89 N.mm. Số vòng quay trục dẫn: n1 = 970 vòng/phút. Số vòng quay trục bị dẫn: n2 = 277,14 vòng/phút. Tỷ số truyền: u = 3,5.  Thời gian làm việc: L = 4 năm, làm việc 2 ca/ngày.  Tổng thời gian làm việc: Lh = 4.300.2.8 =19299 giờ. 1. Chọn vật liệu: - Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB1 ≈ 250 HB. Giới hạn bền  b 850MPa , giới hạn chảy  ch 580MPa - Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB1 = HB2 + [10÷15]HB nên có độ rắn  450MPa HB2 ≈ 235 HB . Giới hạn bền  b 750MPa , giới hạn chảy ch 2. Ứng suất cho phép: a. Ứng suất tiếp xúc:  OH lim .0,9 K HL sH H   - Ứng suất tiếp xúc cho phép : 3 N HE  T  60.c.  i  ni .ti  Tmax  - Số chu kỳ tương đương: Vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp một lần nên c = 1 3   T 3    0, 7. T max max N HE1 60.1.970.    .t1    .t2  T   Tmax   max     T  3 30  0, 7.T  3 36  8 max 60.1.970.   max  .    .  .19200 7,17.10   Tmax  66  Tmax  66  N HE 2 chu kỳ 3   T 3    0, 7. T max max 60.1.277,14.    .t1    .t2  T T   max   max     T  3 30  0,7.T  3 36  8 max 60.1.277,14.   max  .    .  .19200 2, 05.10   Tmax  66  Tmax  66  chu kỳ - Số chu kỳ cơ sở: N OH 30.HB 2,4 NOH 1 30.HB12,4 30.2502,4 1, 707.107 N OH 2 30.HB2 2,4 30.2352,4 1, 471.107 Vì NHE1 > N0H1; NHE2 > N0H2 nên KHL1 = KHL2 chu kỳ chu kỳ = 1. - Theo bảng 6.13/ trang 220 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc, giới hạn mỏi tiếp xúc các bánh răng xác định như sau :  OH lim 2 HB  70 Suy ra :  OH lim1 2.250  70 570 MPa.  OH lim 2 2.235  70 540 MPa. Khi tôi cải thiện SH = 1,1 [ theo bảng 6.13/ trang 220 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc]. - Ứng suất tiếp cho phép:   H1  0  570.0,9 .1 466, 4 MPa 1,1 540.0,9 .1 441,8 MPa 1,1 H20  Do tính bánh răng nghiêng ta chọn 2 2   H  0 0,5.   H 1  0    H 2  0 321, 2 MPa   H  0    H  min 441,8 MPa nên ta chọn    Nhưng H 0 b. Ứng suất uốn:  0 F lim .K LF sF F   - Ứng suất uốn: - Số chu kỳ tương đương: 441,8 MPa 6 N HE  T  60.c.  i  ni .ti  Tmax  Vì mỗi vòng quay răng chỉ ăn khớp một lần nên c = 1 6   T 6    0, 7. T max N FE1 60.1.970.   max  .t1   . t  2 T   Tmax   max     T  6 30  0, 7.T  6 36  8 max 60.1.970.   max  .    .  .19200 5, 796.10   Tmax  66  Tmax  66  N FE 2 chu kỳ 6   T 6    0, 7. T max 60.1.277,14.   max  .t1   . t  2 T T   max   max     T  6 30  0, 7.T  6 36  8 max 60.1.277,14.   max  .    .  .19200 1, 656.10   Tmax  66  Tmax  66  chu kỳ 6 N  N  5.10 FO 1 FO 2 - Số ch kỳ cơ sở: chu kỳ Vì N FE  N OF nên K FL1 K FL 2 1 - Theo bảng 6.13/ trang 220 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc, giới hạn mỏi tiếp xúc các bánh răng xác định như sau :  0 F lim 1,8.HB Suy ra:  0 F lim1 1,8.250 450 MPa  0 F lim 2 1,8.235 423 MPa Theo bảng 6.13/ trang 220 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc ta chọn SF = 1,75 - Ứng suất tiếp cho phép:  450   F 1  0  0 F lim1 .K LF  .1 257,14 MPa. sF 1, 75  0 F lim1 423 .K LF  .1 241, 71 MPa. sF 1, 75  F2 0  3. Khoảng cách trục: aw 43  u  1 3 T1 K H  2  ba   H  u Trong đó: ψba = 0,4 [theo bảng 6.15/ trang 228 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc, do các bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên : ψba = 0,3 ÷ 0,5]  KHβ = 1,03 [tra theo bảng 6.4 trang 208 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc].   .[u  1] 0, 4.[3,5  1]  bd  ba  0,9 2 2 Theo bảng 6.4 ứng với và độ cứng HB < 350 nên ta chọn KHβ = 1,03 Vậy ta có khoảng cách trục : aw 43  3,5  1 3 119827,89.1, 03 148, 46 mm 0, 4.441,82.3,5 Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160 mm 4. Xác định các thông số bánh răng: - Môđun răng mn = [0,01÷0,02] aw = 1,6÷3,2 mm [do HB1,HB2 < 350] Theo tiêu chuẩn ta chọn mn = 3 mm. - Số răng trên bánh nhỏ: z1  2aw .cos  2.160.cos   mn .[u  1] 3.[3,5  1] 0 0 Nhưng vì 8  20 nên 22, 27 z1 23, 47 , ta chọn z1 = 23 răng z2 = z1.3,5 = 80,5 răng → ta chọn z2 = 81 răng. - Góc nghiêng răng:  m . z  z    3.  23  81  0  arccos  n 1 2  arccos   12,838 2.aw    2.160  - Bước pháp : Bước ngang : Modun pháp : Modun ngang : Bề rộng răng:  Bánh bị dẫn: pn = β.π = 0,704 mm pt = pn .cosβ = 0,704.cos12,838o = 0,686 mm mn = 3mm. mt = mn /cosβ = 3/cos12,838o = 2,925 mm b2  ba .aw 0, 4.160 64 mm. b b2  5 64  6 70 mm. 1  Bánh dẫn: - Đường kính vòng chia : mn .z1 3.23  70, 77 mm. cos cos12,838o m .z 3.81 d 2 mt .z2  n 2  249, 23 mm. cos cos12,838o d1 mt .z1  - Đường kính vòng đỉnh : d a1 d1  2.mn 70, 77  2.3 76, 77 mm. d a 2 d 2  2.mn 249, 23  2.3 255, 23 mm. - Đường kính vòng chân : d f 1 d1  2,5.mn 70, 77  2,5.3 63, 27 mm. d f 2 d 2  2,5.mn 249, 23  2,5.3 241, 73 mm. - Tỷ số truyền sau khi chọn răng: u z1 81  3,522 z2 23 - Kiểm tra lại tỷ số truyền thực tế: u  tt u  u x .ubr  u  tt u 51 81 . 7,1843 25 23  u   7,1843  7,13 .100 0, 76%   u  5% 7,13 - Vận tốc vòng bánh răng : v  .d1.n1  .70, 77.970  3,59 m / s. 60000 60000 Theo bảng 6.3/ trang 203 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc, ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6m/s. 5. Kiểm tra ứng suất: a. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: - Xác định chính xác ứng suất cho phép:   H 1  0  OH lim1. K HL1.Z R .ZV .K l .K xH 1 SH 1.0,95.0,966.1.1, 02 485, 05 MPa 1,1 K .Z .Z .K .K  OH lim 2 . HL 2 R V l xH 2 SH 570. H20 540. Trong đó : 1.0,95.0,966.1.1, 01 455, 01 MPa 1,1 K K 1 HL1 HL 2  [ theo mục 2.a ở trên].  ZR = 0,95 hệ số xét đến độ nhám.  Zv = 0,966 hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc [do HB < 350 nên Zv = 0,85.v0,1 ].  Kl = 1 hệ số xét đến điều kiện bôi trơn [ thường lấy bằng 1].  KxH1 = 1,02 ; KxH2 = 1,01 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng K xH  1, 05  2 - d 104   H  0 0,5.   H 1  0    H 2  0 Nhưng 2   H  0    H  min 455, 01 MPa 332,53 MPa nên ta chọn   H  0 455, 01 MPa - Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: H  Z M Z H Z d1 2T1 K HB K HV  u  1 b.u Trong đó:  ZM = 275 Mpa1/2 [vì cả hai bánh răng đều là thép]: hệ số xét đến cơ tính của vật liệu  ZH = 1,725 hệ số xét đến hinh dạng của bề mặt tiếp xúc 2.cos 2.cos 12,838o ZH   1, 725 sin2.atw sin 2.20, 47 0 Với αtw là góc ăn khớp trong mặt cắt ngang : tgαtw = tgαnw /cosβ. → αtw = 20,47  Zε = 0,7764 hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc Z  1 1  0, 7664  1, 659   1 1     1,88  3, 2     .cos  z1 z2      1 1   1,88  3, 2     .cos 12,838 =1,659  23 81     KH = 1,285 hệ số tải trọng tính. K H K H  .K HV .K H 1, 035.1, 08.1,15 1, 285. b 0,9  K H  1, 035 d 1  [theo bảng 6.4/ trang 208]  v = 3,59 → chọn cấp chính xác 9 [ theo bảng 6.3/ trang → KHV = 1,08 [nội suy trong khoảng vận 203]  bd  tốc giữa 1 và 5 theo bảng 6.6/ trang 210].  KHα = 1,15 [ theo bảng 6.11/ trang 212].  u = 3,522 hệ số truyền. Suy ra: H  275.1, 725.0, 7764 2.1, 285.119827,89.  3, 522  1 70, 77 64.3,522 409, 06 MPa Vậy  OH 409, 06    H  0 455, 01 MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc. b. Kiểm nghiệm ứng suất uốn: - Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:   F 1  0  OF 1lim . K FL1.YR .Yx .Y .K FC SF 1.1.1, 0036.1.1 258, 07 MPa 1, 75 K .Y .Y .Y .K  OF 2lim . FL 2 R x  FC SF 450.  F2  0 423. 1.1.1, 0036.1.1 242,58 MPa 1, 75 Trong đó:  K FL1 K FL 2 1 [ theo mục 2.b ở trên].  YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám.  Yx = 1,0036 hệ số kích thước. Y 1 hệ số độ nhạy của vật liệu bánh răng đến sự tạp trung  tải trọng.  K FC 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều quay đến độ bền mỏi[ quay một chiều nên lấy bằng 1]. - Hệ số tải trọng tính: K F K F  .K FV .K F 1, 065.1,157.1 1, 2322. Trong đó:  K F  1, 065 1,08  1, 05  bd 0,9  K F   1, 065 2 Ta có nội suy bảng 6.4 trang208  K FV 1,157 Với v = 3,59 ; cấp chính xác 9 và HB < 350 nên theo bảng 6.6 trang 210 ta có: 3,59  1  K FV   1, 22  1, 04   1, 04 1,157 5 1 K F 1  K F  - 4      1 .  CCX  5  4.   4   1, 659  1 .  9  5  4.1, 659 Số răng tương đương: z1 23  27,13 3 3 Cos  Cos 18,838 z 81  23  95,54 Cos  Cos318,838 ztd 1  ztd 2 - Hệ số dạng răng: YF 1 3, 47  13, 2 13, 42 3, 47  3,957 ztd 1 27,13 YF 2 3, 47  13, 2 13, 42 3, 47  3, 608 ztd 2 95, 54 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang: Y  1  1  0, 6028 1, 659 - Hệ sốm xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng: Y 1    . Với   b.  0, 6557 120 Sin Sin 18,838 64. 2,193  .mn 3. - Lực vòng trên bánh dẫn: 1 Ft  2.T1 2.119827,89  3386, 4 N d1 70, 77 - Lập tỷ số:   F1  0 YF 1 F20 YF 2  258, 07 65, 22 3, 957  242, 58 67, 23 3, 608   F1  0   F 2  0 YF 1  YF 2 nên ta tính theo bánh dẫn Vì - Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:  OF1  K F .YF 1.Y .Y .Ft b.mn 1, 2322.3,957.0, 6028.0, 6557.3386, 4  33,99 MPa 64.3  OF1 33,99 MPa    F 1  0 258, 07 MPa Vì nên bánh răng đủ độ bền uốn. 6. Các thông số của bộ truyền: - Khoảng cách trục: a = 160 mm. - Môđun pháp: mn = 3 mm. - Số răng: z1 = 23 răng z2 = 81 răng. - Góc nghiêng: β = 18,8380 - Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 - Đường kính vòng chia: d1 = 70,77 mm d2 = 249,23 mm - Đường kính vòng đỉnh: da1 = 76,77 mm da2 = 255,23 mm - Đường kính vong chân: df1 =63,27 mm df2 = 241,73 mm - Bề rộng răng: b1 = 70 mm b2=64 mm 7. Lực ăn khớp: - Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 3386,4 N - Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 3386,4.tan18,838 = 1155,3 N - Lực hướng tâm: Fr1 Fr 2  Ft1.tan  3386, 4.tan 20  1302,3 N cos cos18,838  Bài tập lớn số 4: THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC Bài làm: I. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC : Thiết kế trục I và trục II trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào: công suất P1 = 12,171 kW, momen xoắn T1 =119827,89 N.mm, T2 = 398588,62 N.mm, số vòng quay n1 = 970 vòng/phút, n2 = 277,14 vòng/phút. 1. Chọn vật liệu:  50 MPa Thép C45 có  b 600 MPa và  F   1 . 2. Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục: 3. Chọn sơ bộ chiều dài các trục: II. THIẾT KẾ TRỤC I: 1. Chọn kích thước chiều dài trục: Chọn sơ bộ Bổ lăn = 24 mm, Bnối trục = 60 mm ta có: l = B bánh răng + Bổ lăn + 50 = 70 + 24 + 50 = 144 mm. f1 = B ổ lăn /2 + B nối trục + 25 = 12 + 60 + 25 = 97 mm. 2. Thay trục băng dầm sức bền: Trong đó: - Lực vòng: Ft1 = 3386,4 N - Lực dọc trục: Fa1 = 1155,3 N - Lực hướng tâm: Fr1 = 1302,3 N - Môment: T1 = 119827,89 N.mm - Môment của lực dọc trục Fa1: d 70, 77 M a1 Fa1. 1 1155,3. 40880,3 N .mm 2 2 - Giả sử chọn nối trục vòng đàn hồi. bộ phận công tác là băng tải nên chọn K = 1,5 [ K=1,25÷1,5 theo bảng 14.1 trang 465 ]. - Mônent xoắn tính toán: Tt = K.T1 = 1,5.119827,89 = 179741,8 N.mm = 179,7 N.m T 310 N .m - Chọn nối trục có   có D0 = 86 mm [ D0 = 0,55.[A+E] xem phần chọn nối trục ở mục 10]. - Lực vòng tại chốt: 2.T 2.119827,89 Ftk  1  2786, 7 N D0 86 - Lực do khớp nối tác động lên trục: Frk = [0,2÷0,3].Ftk = 0,25.2786,7 = 696,67 N ; chiều Frk ngược chiều của lực vòng trên bánh răng. 3. Tính phản lực trên gối tựa: - Phương trình cân bằng môment trong mặt phẳng đứng tại gối A: A M X  M a1  Fr1 .72  RBY .144 0 - Phản lực tại gối B theo phương đứng: RBY   M a1  Fr1.72  40880,3  1302,3.72   935 N 144 144 - Phương trình cân bằng lực theo phương Y: F RAY  RBY  Fr1 0 Y - Phản lực tại gối A theo phương đứng: RAY  RBY  Fr1  [ 935]  1302,3  367,3 N - Phương trình cân bằng môment trong mặt phẳng đứng tại gối A: M A Y Ft1.72  R BX .144  Frk .241 0 - Phản lực tại gối B theo phương ngang: RBX  - Phương trình cân bằng lực theo phương X: F X - Ft1.72  Frk .241 3386, 4.72  696, 67.241  527, 25 N 144 144 RAX  Ft1  RBX  Frk 0 Phản lực tại gối A theo phương ngang: RAX Ft1  RBX  Frk 3386, 4  527, 25  696, 67 2162, 48 N 4. Vẽ biểu đồ nội lực: 5. Tính môment tương đương tại tiết diện nguy hiểm: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng: M td  M X2  M Y2  0, 75.T 2  67325,92  155698,56 2  0, 75.119827,89 2 198856,38 N .mm 6. Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: [ kí hiệu d12 là trục 1 tiết diện thứ 2 [ từ trái sang phải]]. d12  3 M td 198856,38 3 34,13 mm 0,1.  F   1 0,1.50 Do tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5% → d12≥ 34,13.1,05 = 35,84 mm - Theo tiêu chuẩn ta chọn d12 = 36 mm - Từ d12 ta chọn các đường kính trục còn lại: d11 = 30 mm đoạn trục lắp ổ lăn tai gối A. d13 = 30 mm đoạn trục lắp ổ lăn tai gối B. d14 = 28 mm đoạn trục lắp nối trục đàn hồi. - Kiểm tra lại tiết diện d13: d13  3 M td 13 123837 3 29,15 mm  30 mm 0,1.  F   1 0,1.50 Trong đó: M td 13  M Y2  0, 75.T 2  67576,322  0, 75.119827,892 123837 N .mm 7. Tính chọn then bằng: - Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có: Ứng suất cắt cho phép:   C  60 MPa 100 MPa Ứng suất dập cho phép:  d   Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng [ chọn then hai đầu tròn theo TCVN 2261-77] - Có d12 = 36 mm. Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn b = 10 mm; h = 8 mm; l = 50 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm .  - Chiều dài làm việc của then đầu tròn: l1 = l – b = 50 – 10 = 40 mm. - Kiểm tra ứng suất cắt: C  2.T1 2.119827,89  16, 64 MPa    C  60 MPa d12 .l1.b 36.40.10 - Kiểm tra ứng suất dập: 2.T1 2.119827,89 d   55, 48 MPa    d  100 MPa d12 .l1.  h  t1  36.40.  8  5   Vậy then đảm bảo độ bền.  Chọn then bằng tại vị trí lắp nối trục đàn hồi [chọn then hai đầu tròn theo TCVN 2261-77]. - Có d14 = 28 mm. Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn b = 8 mm; h = 7 mm; l = 40 mm; t1 = 4 mm; t2 = 2,8 mm - Chiều dài làm việc của then đầu tròn: l1 = l – b = 40 – 8 = 32 mm. - Kiểm tra ứng suất cắt: 2.T1 2.119827,89 C   33, 43 MPa    C  60 MPa d14 .l1.b 28.32.8 - Kiểm tra ứng suất dập: 2.T1 2.119827,89 d   89,16 MPa    d  100 MPa d14 .l1.  h  t1  28.32.  7  4   Vậy then đảm bảo độ bền. 8. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi: Tại tiết diện 1-2 - Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất pháp [thay đổi theo chu kì đối xứng]. 1 261, 6 S   3, 05 K . a 1, 75.43,15  0, 05.0   . m 0,88.1   . Trong đó:     1 0, 436. b 0, 436.600 261, 6 MPa K 1, 75 do có tập trung ứng suất do rãnh then [ tra theo bảng 10.8 trang 362].    0,88 [tra theo bảng 10.3 trang 360]   1 hệ số tăng bền bề mặt   0, 05 [ vật liệu là thép 45 – thép cacbon mềm]  Ứng suất pháp biên độ:  a  max  M 12 169631, 42  43,15 MPa Wx12 3913, 08 M 12  M X2  M Y2  67325,92  1555698,562 169631, 42 Nmm 2 Mà Wx12 2  d 3 b.t.  d  t   .363 10.5.  36  5      3913, 08 mm3 32 2.d 32 2.36  Ứng suất pháp trung bình:  m 0 MPa - Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất tiếp [ thay đổi theo chu kì mạch động dương]. s  1 K . a   . m  .  151, 73 11.62 1,5.7,054  0.7,054 0,81.1 Trong đó:    1 0,58.  1 0,58.261, 6 151,73 MPa  K 1,5 do có tập trung ứng suất do rãnh then [ tra theo bảng 10.8 trang 362].   1 hệ số tăng bền bề mặt   0,81 [tra theo bảng 10.3 trang 360]   t 0 [ vật liệu là thép 45 – thép cacbon mềm]  14,108  a  max  7, 054 MPa 2 2  Ứng suất tiếp biên độ:  14,108  m  max  7, 054 MPa 2 2  Ứng suất tiếp trung bình:  max  Wo12 T 119827,89  14,108 MPa Wo12 8493,52  .d 3 b.t.[d  t ] 2  .363 10.5.[36  5] 2     8493,52 mm3 16 2.d 16 2.36 - Hệ số an toàn: s s .s 2 s  s 2  3, 05.11, 62 2 3, 05  11, 62 2 2,95   s  1,5 2,5  Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện d12 được thỏa. Tương tự ta tính hệ số an toàn tại Tiết diện 1-1 1-2 1-3 1-4 M T K 0 0 1 169631,42 119827,89 1,75 67576,32 119827,89 1 0 119827,89 1,75 9. Kết cấu trục I:  max K  max s 0 43,15 25,49 0 1 1,5 1 1,5 3,05 11,62 5,16 7,25 - 0 14,108 22,6 - s s 2,95 4,2 - 10. Chọn nối trục: Do các trục không đồng tâm nên chọn nối trục đàn hồi vòng. Theo bảng số liệu các thông số nối trục vòng đàn hồi của hãng Flexible ứng với môment xoắn tính toán Tt = 179,7 → ta chọn nối trục có  T  310 N .m và D0 = 0,55.[A+E] = 0,55.[114+42] = 85,8 ≈ 86 mm. Các thông số của nối trục: Ký hiệu T N .mm d A B C D E F Z nmax dmin dmax mm mm mm mm mm mm mm chốt v/ph mm mm D0 m m FBC2 III. 310 114 99 48 3 42 70 4 5100 12,7 30 THIẾT KẾ TRỤC II: 1. Chọn kích thước chiều dài trục: Chọn sơ bộ Bổ lăn = 24 mm, Bđĩa xích = 50 mm ta có: f2 = Bđĩa xích/2 + Bổ lăn/2 + 25 = 50/2 + 24/2 + 25 = 62 mm. l = 144 mm. 2. Thay trục bằng dầm sức bền: Trong đó: - Lực vòng: Ft2 = 3386,4 N - Lực dọc trục: Fa2 = 1155,3 N - Lực hướng tâm: Fr2 = 1302,3 N - Môment: T2 = 398588,62 N.mm - Lực tác dụng lên trục của bánh xích: Frx = 5278,59 N [ xem mục 11 bài tập lớn số 2 ]. - Môment của lực dọc trục Fa2: d 249, 23 M a 2 Fa 2 . 2 1155,3. 143967, 71 N .mm 2 2 86 3. Tính phản lực trên gối tựa: - Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng đứng tại gối A: A M  Frx .62  Fr 2 .72  RBY .144  M a 2 0 X - Phản lực tại gối B theo phương đứng: RBY  Fr 2 .72  Frx .62  M a 2 1302,3.72  5278,59.62  143967,71   2621,35 N 144 144 - Phương trình cân bằng lực theo phương Y: F Frx  RAY  Fr 2  RBY 0 Y - Phản lực tại gối A theo phương đứng: RAY Frx  Fr 2  RBY 5278,59  1302,3  [ 2621,35] 9202, 24 N - Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng ngang tại gối A: M A Y  Ft 2 .72  R BX .144 0 - Phản lực tại gối B theo phương ngang: RBX   Ft 2 .72  3386, 4.72   1693, 2 N 144 144 - Phương trình cân bằng lực theo phương X: F X  RAX  Ft 2  RBX 0 - Phản lực tại gối A theo phương ngang: RAX  Ft 2  RBX 3386, 4  [ 1693, 2]  1693, 2 N 4. Vẽ biểu đồ nội lực: 5. Tính moment tương đương tại tiết diện nguy hiểm: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí ổ lăn A: M td  M X2  0, 75.T 2  327272,582  0, 75.398588, 62 2 475670, 06 N .mm 6. Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: [ kí hiệu d22 là trục 2 tiết diện thứ 2 [ từ trái sang phải]]. d 22  3 M td 475670, 06 3 45, 65 mm 0,1.  F   1 0,1.50 - Theo tiêu chuẩn ta chọn d22 = 50 mm. - Từ d22 ta chọn các đường kính còn lại:  d21 = 45 mm đoạn trục lắp đĩa xích.  d23 = 56 mm đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng.  d24 = 50 mm đoạn trục lắp ổ lăn B. 7. Tính chọn then bằng: - Chọn vật liệu then bằng giống trục I. - Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng [ chọn then hai đầu tròn theo TCVN 2261-77] Có d23 = 56 mm. Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn b = 16 mm; h = 10 mm; l = 56 mm; t1 = 6 mm; t2 = 4,3 mm . Chiều dài làm việc của then hai đầu tròn là: l1 = l – b = 56 – 16 = 40 mm. Kiểm tra ứng suất cắt: C  2.T2 2.398588, 62  22, 24 MPa    C  60 MPa d 23 .l1.b 56.40.16 Kiểm tra ứng suất dập: d  2.T2 2.398588, 62  88,97 MPa    d  100 MPa d 23 .l1.  h  t1  56.40.  10  6   Vậy then đảm bảo độ bền. - Chọn then bằng tại vị trí lắp đĩa xích [ chọn then hai đầu bằng [vì then hai đầu tròn tính toán không đủ bền] theo TCVN 2261-77] Có d21 = 45 mm. Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn b = 14 mm; h = 9 mm; l = 56 mm; t1 = 5,5 mm; t2 = 3,8 mm . Chiều dài làm việc của then hai đầu bằng là: l1 = l = 56 mm. Kiểm tra ứng suất cắt: C  2.T2 2.398588, 62  22, 6 MPa    C  60 MPa d 21.l1.b 45.56.14 Kiểm tra ứng suất dập: d  2.T2 2.398588, 62  90,38 MPa    d  100 MPa d 21.l1.  h  t1  45.56.  9  5,5   Vậy then đảm bảo độ bền. 8. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi: Tại tiết diện 2-2 - Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất pháp [thay đổi theo chu kì đối xứng]. 1 261, 6 S   8, 24 K . a 1.26, 67  0, 05.0   . m 0,84.1   . Trong đó:    1 0, 436. b 0, 436.600 261, 6 MPa K 1 do không có tập trung ứng suất do rãnh then   0,84 [tra theo bảng 10.3 trang 360 với d = 50 mm]  22   1 hệ số tăng bền bề mặt    0, 05 [ vật liệu là thép 45 – thép cacbon mềm]   Ứng suất pháp biên độ:  a  max  M 22 327272,58  26, 67 MPa Wx 22 12271,85 M 22 327272,58 Nmm Mà Wx 22  d 3  .503   12271,85 mm3 32 32  Ứng suất pháp trung bình:  m 0 MPa - Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất tiếp [ thay đổi theo chu kì mạch động dương]. s  1 K . a   . m  .  151, 73 14,58 1.8,12  0.8,12 0, 78.1 Trong đó:    1 0,58.  1 0,58.261, 6 151, 73 MPa  K 1 do không có tập trung ứng suất do rãnh  1 hệ số tăng bền bề mặt   0, 78  [tra theo bảng 10.3 trang 360 với d22 = 50 mm]  t 0 [ vật liệu là thép 45 – thép cacbon mềm]  16, 24  a  max  8,12 MPa 2 2 Ứng suất tiếp biên độ:  16, 24  m  max  8,12 MPa 2 2 Ứng suất tiếp trung bình:   max  Wo 22 T 398588, 62  16, 24 MPa Wo 22 24543, 69  .d 3  .503   24543, 69 mm3 16 16 - Hệ số an toàn: s s .s 2 s  s 2  8, 24.14,58 2 8, 24  14,58 2 7,17   s  1,5 2,5  Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện d22 được thỏa. Tương tự ta tính hệ số an toàn tại các tiết diện còn lại Tiết diện 2-1 2-2 2-3 2-4 M T 0 398588,62 327272,58 398588,62 224686,12 398588,62 0 0 9. Kết cấu trục II: K  max K  max s 1,75 1 1,75 1 0 26,67 14,88 0 1,5 1 1,5 1 16,24 12,33 0 8,24 8,14 - s s 14,58 7,17 12,47 6,82 - Bài tập lớn số 5: THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC Bài làm: I. Thiết kế ổ lăn trên trục 1:  Số liệu:  Các phản lực tác dụng lên ổ lăn: RAX = 2162,48 N; RAY = 376,3 N; RBX = 527,25 N; RBY = 935 N  Số vòng quay n1 = 970 vòng/phút .  Đường kính ngõng trục d1 = 30 mm.  Thời gian làm việc của hệ thống [5 năm, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ]: Lh = 4.300.2.8 = 19200[ giờ].  Tuổi thọ ổ: L = L 60.n.Lh 60.970.19200  1117, 44 106 106 triệu vòng  Điều kiện làm việc: V = 1[vòng trong quay]; K K t 1  Tính toán các lực: - Lực hướng tâm tác động lên ổ A: FrA RA  RAx 2  RAy 2  2162, 482  376,32 2193, 45 N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B: FrB RB  RBx 2  RBy 2  527, 252  9352 1073, 46 N - Lực dọc trục [ hướng vào ổ B]: Fa1 = 1155,3 N Fa1 1155,3  1, 08  0,3 F 1073, 46 rB - Lập tỷ số:  Ta chọn ổ bi đỡ chặn. - Giả sử ta chọn ổ loại 46X06 [ vì có d1 = 30 mm] có α = 26o , e = 0,68 ; và lắp theo kiểu chữ “O”. Lực dọc trục phụ : FSA e.FrA 0, 68.2193, 45 1491,55 N FSB e.FrB 0, 68.1073, 46 729,95 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ A: F aA → FSB  Fa1 729,95  1155,3  425,35 N  FSA 1491,55 N Chọn lại F aA F aA FSA 1491,55 N 1491,55  0, 68 e 1.2193, 24 Lập tỷ số V .FrA nên X = 1; Y = 0 Tải trọng tương đương trên ổ A: QA  X .V .FrA  Y . FaA  K .K t  1.1.2193, 45  0.1491,55  .1.1 2193, 45 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ B: F aB FSA  Fa1 1491,55  1155,3 2646,85 N  FSB F aB 2646,85  2, 47  e 1.1073, 46 V .FrB Lập tỷ số nên X = 0,41; Y = 0,87 Tải trọng tương đương trên ổ B: QB  X .V .FrB  Y . FaB  .K .K t  0, 41.1.1073, 46  0,87.2646,85  .1.1 2742,88 N  Do QB > QA nên ta tính cho ổ B - Do là ổ bi nên ta có m = 3. - Do tải trọng thay đổi nên: Q L  L 3 QBE  3 i i i   30   36    3 QB 3 .  13.    0, 7 3.     66     66  0,8625.QB 0,8625.2742,88 2365, 76 N 2,366 kN - Hệ số khả năng tải động: Ctt QBE 3 L 2,366. 3 1117, 44 24,55 kN - Chọn ổ 46306 có : d [mm] 30 D [mm] 72 B [mm] 19 C [kN] 25,6 C0 [kN] 18,7 - Kiểm tra khả năng tải tĩnh: Q0 B  X 0 .FrB  Y0 . FaB 0,5.1073, 46  0,37.2646,85 1516, 06 N 1,516 kN Với X0 = 0,5; Y0 = 0,37 [tra bảng 11.6 trang 396 ứng với α = 260 của ổ đỡ chặn]. Q0 B FrB 1073, 46 N 1, 073 kN Chọn Q0Bmax = 1,516 kN < C0 = 18,7 kN.  Vậy ổ lăn đã chọn đủ độ bền tĩnh. II. Thiết kế ổ lăn trên trục 2:  Số liệu:  Các phản lực tác dụng lên ổ lăn: RAX = 1693,2 N; RAY = 9202,24 N; RBX = 1693,2 N; RBY = 2621,35 N.  Số vòng quay n1 = 277,14 vòng/phút .  Đường kính ngõng trục d2 = 50 mm.  Thời gian làm việc của hệ thống [5 năm, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ]: Lh = 4.300.2.8 = 19200[ giờ].  Tuổi thọ ổ: L 60.n.Lh 60.277,14 .19200  319, 27 106 106 triệu vòng  Điều kiện làm việc: V = 1 [vòng trong quay]; K K t 1 .  Tính toán các lực: - Lực hướng tâm tác động lên ổ A: FrA RA  RAx 2  RAy 2  1693, 22  9202, 242 9356, 72 N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B: FrB RB  RBx 2  RBy 2  1693, 22  2621,352 3120, 64 N - Lực dọc trục[ hướng vào ổ A]: Fa2 = 1155,3 N - Lập tỷ số: Fa1 1155,3  0,123  0,3 FrA 9356, 72  Ta chọn ổ bi đỡ một dãy. - Một số ổ bi đỡ một dãy [có d2 = 50 mm] chọn như sau: Ký hiệu C C0 110 16,5 13,4 210 27,5 20,2 310 48,5 36,3 - Tải trọng tương đương trên ổ A: Giả sử : X =1; Y = 0 ta có: QA  XVFrA  Y  FaA  K K t  1.1.9356, 72  0.1155,3 .1.1 9356, 72 N 9,356 kN - Tải trọng tương đương trên ổ B: QB FrB 3120, 64 N 3,120 kN 410 68,5 53 Do QA > QB nên tính cho ổ A. - Tuổi thọ ổ L = 319,27 triệu vòng. Ta giảm tuổi thọ 2 lần ta được: L = 159,635 triệu vòng. - Do là ổ bi nên m = 3. - Do tải trọng thay đổi nên. Q L  L 3 QBE  3 i i i   30   36    3 QA3 .  13.    0, 73.     66     66  0,8625.QA 0,8625.9356, 72 8070,17 N 8, 07 kN - Hệ số khả năng tải động: Ctt QBE 3 L 8, 07. 3 159, 635 43, 78 kN - Ta chọn ổ có ký hiệu 310 có C = 48,5; C0 = 36,3. - Kiểm tra lại : Với Fa2 1,1553  0, 0318 C0 36,3 e 0, 0318  0, 028 .  0, 26  0, 22   0, 22 0, 225 0, 056  0, 028 F a2 Xét tỷ số nội suy theo theo bảng 11.3 ta có : V .FrA 1,1553  0,123  e 1.935672 Suy ra X = 1; Y = 0 → vậy giả thiết là đúng. - Kiểm tra khả năng tải tĩnh: Q0 A  X 0 .FrA  Y0 . Fa2 0, 6.9,356  0,5.1,155 6,19 kN Với X0 = 0,6; Y0 = 0,5 [tra bảng 11.6 trang 396 ]. Q0 A FrA  9,356 kN Chọn Q0Bmax = 9,356 kN < C0 = 36,3 kN.  Vậy ổ lăn đã chọn đủ độ bền tĩnh.

This site is protected by reCAPTCHA and the Google Privacy Policy and Terms of Service apply.

Video liên quan

Bài Viết Liên Quan

Toplist mới

Bài mới nhất

Chủ Đề