Đồ án chi tiết máy khai triển trụ 2 cấp gồm file thuyết minh(chương 1 chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền, chương 2 tính toán bộ truyền ngoài, chương 3 tính toán bộ truyền bánh răng, chương 4 tính toán và thiết kế trục, chương 5 chọn ổ lăn và khớp nối, chương 6 chọn dung sai và các chi tiết khác, và các bản vẽ lắp A0, bản vẽ chi tiết A3 các bản vẽ đều là file cad
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Phân phối tỷ số truyền
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:
Tỷ số truyền: ud = 2,92 Điều kiện làm việc:quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
Theo hình 4.1 trang 59 [1] với P = và n = 1460 v/p ta chọn đai loại B
Từ bảng 4.3 trang 128 [3] ta có các thông số của đai loại B là: bp = 14 mm bo = 17 mm h = 10,5 mm d = 140 – 280 mm l = 800 – 6300 mm
2 Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 (mm)
Theo tiêu chuẩn (trang 148 [3]) ta chọn : d1 = 180 mm
4.Đường kính bánh đai lớn :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
Thiết kế bộ truyền đai thang
Tỷ số truyền: ud = 2,92 Điều kiện làm việc:quay một chiều ,làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
Theo hình 4.1 trang 59 [1] với P = và n = 1460 v/p ta chọn đai loại B
Từ bảng 4.3 trang 128 [3] ta có các thông số của đai loại B là: bp = 14 mm bo = 17 mm h = 10,5 mm d = 140 – 280 mm l = 800 – 6300 mm
2 Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2dmin = 1,2.140 = 168 (mm)
Theo tiêu chuẩn (trang 148 [3]) ta chọn : d1 = 180 mm
4.Đường kính bánh đai lớn : d 2=ud 1.(1− =ε) 2,92.180.(1 0, 02) 515,088− = mm
Với ε = 0,02 : hệ số trượt tương đối
Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 mm
Sai lệch so với trước: 2,05%
Theo bảng 4.14 trang 60 [1]ta chọn a/d2 = 1
Theo bảng 4.13 trang 59 [1] Chọn L = 2500mm
8.Số vòng chạy của đai trong 1s: Điều kiện được thỏa
9.Tính lại khoảng cách trục a:
∆ = = Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép
10.Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ:
Hệ số xét ảnh hưởng góc ôm đai:
Hệ số xét ảnh hưởng vận tốc:
Hệ số xét ảnh hưởng tỷ số truyền:
Hệ số xét ảnh hưởng số dây đai:
Hệ số xét ảnh hưởng chế độ tải trọng:
Cr =0,85 (bảng 4.8 trang 148 [3] tải va đập nhẹ)
Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:
Theo bảng 4.4 trang 130 [3] ta có : f = 12,5 ; b = 4,2 ; e = 19
13.Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da1 = d1 + 2b = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
14 Đường kính ngoài bánh đai lớn: da2 = d2 + 2b = 560 + 2.4,2 = 568,4 (mm)
Theo bảng 4.22 trang 64 [1] : qm =0,178 kg/m
Theo bảng 4.7 trang 55 [1] có : kđ = 1,35
16.Lực tác dụng lên trục:
Thiết kế bộ truyền bánh răng
Chế độ làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va dập nhẹ ( 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
A.CHON VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện ,dộ rắn HBI = 241÷285 ; σbI = 850MPa; σX0MPa
- Bánh lớn : thép 45X tôi cải thiện ,độ rắn HBII = 192÷240 ; σbII = 750MPa ; σchII 450MPa
2.Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn dộ rắn bánh nhỏ : HBI = 242
Chọn độ rắn bánh lớn : HBII = 240
F = F z α = = N lim lim1 lim 2 lim lim1 lim2
3.Số chu kỳ làm việc cơ sở :
⇒ = = 4.Số chu kỳ làm việc tương đương:
Lh = 300.7.8.2 = 33600 giờ c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
Vì NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
5.Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
Theo bảng 6.2 trang 94 [1] ta có:
*/ Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:
Ta thấy [σ H ] 1, 25[< σ H mim ] , thỏa điều kiện
*/ Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng
6.Ứng suất uốn cho phép:
NFO = 4.10 6 (đối với tất cả các loại thép)
Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
= = Ứng suất quá tải cho phép:
B.TÍNH TOÁN CẤP NHANH: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG:
Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 500 v/p
Tuổi thọ: L = 7 năm =>Lh = 300.7.8.2 = 33600 giờ
2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Với: T=T1/2 = 158950,2/2 = 79475,1 Nmm Ψba = 0,3 (Bảng 6.6 trang 97 [1]) Ψbd = 0,5 Ψba.(u+1) = 0,5.0,3.(4,76+1) = 0,864
Ka = 43 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)
3.Xác định các thông số ăn khớp:
Modun và góc nghiêng răng:
Theo bảng 6.8 trang 99 [1] ta chọn m = 2,5
(Không chọn m < 1,5 ÷2 nếu không khi quá tải răng sẽ bị gãy)
Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 18 +
= Z = Sai lệch so với trước: 0,37%
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
Zm = 274 (MPa) 1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = sin 2 2.cos ( a β w b ) βb : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβ b =cos α t tgβ αt : góc profin răng αtw : góc ăn khớp
Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng : bw =aw1.ψba = 156.0,3 = 46,8
Hệ số trùng khớp dọc:
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng
H tg tg acrtg acrtg tg tg
. 6.10 d n w v=π Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]: δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng
⇒ = ⇒ = + ⇒ = Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
= = Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:
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 là Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm Do đó:
ZR = 0,95 : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
KXH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng
H 1,1 MPa σ = Vì σ H < [ ] σ H nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc
6.Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] với ψbd =0.864 (sơ đồ 3)
Bảng 6.14 trang 107 [1] cấp chính xác là 9, v< 2,5 m/s :
= : Hệ số kể dến sự trùng khớp. εα : hệ số trùng khớp ngang
= − + ÷ = − + ÷ ⇒ = = − − YF1 , YF2 : hệ số dạng răng bánh 1 , 2
= = = = Tra bảng 6.18 trang 109 [1] ta có :
Do đó các bánh răng thoả diều kiện uốn
7.Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục: aw = 156 mm
Chiều rộng vành răng: bw = 46,8 mm
C.TÍNH TOÁN CẤP CHẬM: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG:
2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Với: T2 = 726578,256 Nmm Ψba = 0,4 (Bảng 6.6 trang 97 [1]) Ψbd = 0,5 Ψba.(u+1) = 0,5.0,4.(2,1+1) = 0,62
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng nghiêng)
3.Xác định các thông số ăn khớp:
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn m = 2,5
2943,5 1542,5 cos cos33,56 tw r t tg tg
= Z = Sai lệch so với trước: 0%
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
Zm = 274 (MPa) 1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Do tgβ b =cos α t tgβ vì β = 0 αt : góc profin răng αtw : góc ăn khớp
⇒ = Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng : bw =aw2.ψba = 233.0,4 = 93,2
Hệ số trùng khớp dọc:
= − + ÷ = − + ÷ ⇒ = − KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng
. 6.10 d n w v=π Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp:
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]: δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
= + go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng
Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
= = Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt dộ nhám Rz = 10 ÷ 40 μm
Ta thấy [σH ] < [σH ] ’ nên thoả điều kiện tiếp xúc.
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-Hệ số dạng răng YF:
Từ bảng 6.18 trang 109 [1] ta có: Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,62
= = Đối với bánh bị dẫn: YF1 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 7):
Từ bảmg 6.14 trang 107 [1] ta có
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có: δF = 0,016 go = 73
Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn
7.Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục: aw = 233 mm
F D.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:
Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:
Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 = 2,25.m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = 10…15mm
Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (da4/6)
Tổng hợp các điều kiện trên để dảm bảo điều kiện bôi trơn phải thoả mãn bất đẳng thức sau:
Vậy hộp giảm tốc thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu.
Thiết kế trục
A.CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU CỦA TRỤC
Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện
Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng 10.5 trang 195 [1]: [σ ] = 63 MPa Ứng suất xoắn cho phép:
[τ ] ÷ 25 MPa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc
[τ ] ÷ 15 MPa đối với trục trung gian
1.Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:
Do lắp bánh đai vào đầu vào trục động cơ điện nên ta không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện.
2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:
2.1 Theo bảng 10.2 trang 189 [1] ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng: b01 = 21 mm, b02 = 27 mm, b03 = 33 mm
2.2 Chiều dài mayer bánh đai: lm12 = (1,2 ÷ 1,5 ).d1 = (1,2 ÷ 1,5 ).38 = 45,6 ÷ 57
2.3 Chiều dài mayer bánh răng: lm22 = (1,2 ÷ 1,5 ).d2 = (1,2 ÷ 1,5 ).57 = 68,4 ÷ 85,5
Chọn lm22 = 70 mm lm24 = lm22 = 70 mm lm32 = (1,2 ÷ 1,5 ).d3 = (1,2 ÷ 1,5 ).67 = 80,4 ÷ 100,5
Chọn lm32 = 95 mm lm23 = lm32 = 95 mm lm13 = lm22 = lm24 = 70 mm
2.4 Chiều dài mayer nửa khớp nối: lm33 = (1,4 ÷ 2,5 ).d3 = (1,4 ÷ 2,5 ).67 = 93,8 ÷ 167,5
2.4 Chọn các khoảng cách k1, k2, k3, hn như sau: k1 = 10, k2 = 8, k3 = 15, hn = 18
2.5 Tính các khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191 [1]:
2.5.1 Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b02 ) +k1 + k2 = 0,5.(70 + 27) + 10 + 8 = 66,5 mm l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) +k1 = 66,5 + 0,5.(70 + 95) + 10 = 159 mm l24 = 2.l23 – l22 = 2.159 – 66,5 = 251,5 mm l21 = 2.l23 = 2.159 = 318 mm
2.5.2 Trục 3: l32 = l23 = 159 mm l31 = l21 = 318 mm l33 = 2.l32 + lc33 = 2.l32 + 0,5.(lm33 + b03) + k3 + hn = 2.159 + 0,5.(120 + 33) + 15 +18 427,5 mm
2.5.3 Trục 1: l11 = l21 = l31 = 318 mm l13 = l22 = 66,5 mm l14 = l24 = 251,5 mm l12 = lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 21) + 15 + 18 = 68,5 mm
B.TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:
Lực từ bánh đai tác dụng lên trục:
Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:
Phản lực tại các gối tựa:
Xét phương trình moment tại điểm 0:
Phương trình lực theo phương y:
Do các lực đối xứng nên:
Fx10 = Fx11 = Fx13 = Fx14 = 2943,5 (N) Xác định moment tương đương:
177644,19 195742,75 0, 75.79474,5 273 tdj xj yj j td td td td
Từ bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d1 = 38 mm ta chọn [σ] = 63 MPa
0 tdj j d M d mm d mm d mm d mm d mm
⇒ = = = = Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:
∑ d10 = 32 mm (đoạn trục lắp bánh đai) d11 = d14 = 35 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d12 = d13 = 42 (đoạn trục lắp bánh răng)
Bánh răng dẫn (bánh răng 2; 4 ):
Fz22 = Fz24 = 1952,7 (N) Đối với bánh răng dẫn (bánh răng 3 ):
Phản lực tại các gối tựa:
Phương trình moment tại điểm 0:
Phương trình cân bằng lực:
Vì lực theo phương x đối xứng trên trục nên:
Fx20 = Fx21 = 7777,135 (N) Xác định moment tương đương:
668236,1 0 tdj xj yj j td td td td td td
Từ bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d1 W mm ta chọn [σ] = 50 MPa
51, 2 0 tdj j d M d mm d mm d mm d d mm d mm
Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: d = d = 50 (đoạn trục lắpổ lăn)
∑ d21 = d23 = 55 mm (đoạn trục lắp bánh răng) d22 = 65 mm (đoạn trục lắp bánh răng)
Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:
Lực vòng Fx32 tác động lên bánh răng theo hướng trục x, do đó chiều lực từ khớp nối tác dụng lên trục cần được chọn ngược chiều với Fx32 để đạt được ứng suất lớn nhất trên tiết diện trục lắp bánh răng Từ đó, chúng ta có thể xác định tiết diện trục hợp lý nhất Độ lớn lực từ khớp nối sẽ được xác định.
Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi
Từ bảng 16.10a trang 68 [2] với T3 = 1496026,6 Nmm ta chọn Dt = 200 (mm)
Ta lấy Fx33 = 4488 (N) Phản lực tại các gối tựa:
Xét phương trình moment tại điểm 0:
Do lực phân bố đối xứng nên:
Phương trình cân bằng lực:
Xác định moment tương đương:
0 491435,61 0,75.1569816,675 1445597,542( ) 0,75.1569816,675 1359501,12 tdj xj yj j td td td td
Từ bảng 10.5 trang 195 [1] với đường kính sơ bộ d1 = 73 mm ta chọn [σ] = 50 MPa
1359501,12 0,1.50 64,8 tdj j d M d mm d mm d mm d mm
⇒ = = = Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: d30 = d32 = 75 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d31 = 80 (đoạn trục lắp bánh răng) d33 = 70 mm
C.KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI:
Thép C45 tôi cải thiện với σb = 850 (MPa)
2 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi là:
[s] = 1,5÷2,5 : hệ số an toàn cho phép sσj : hệ số an toàn chi tính riêng ứng suất pháp:
+ sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:
Tra bảng 10.7trang 197 [1]ta có hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi; ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: max
Vì trục quay một chiều ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: max
T W τ =τ =τ 3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:
Theo kết cấu và biểu đồ moment trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:
- Trục 1: tiết diện 10 ( tiết diện lắp bánh đai); tiết diện 12 lắp bánh răng).
- Trục 2: hai tiết diện lắp bánh răng 21;22.
- Trục 3: tiết diện lắp bánh răng 31; lắp nối trục 33.
Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh đai, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then.
Kích thước then bằng, trị số moment cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Đường kính trục bxh t1 Wj (mm 3 ) W0j (mm 3 )
33 70 20x12 7,5 25861,45 59535,39 e) Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm:
Ta có công thức xác định Kσdj: x 1 dj y
Công thức xác định Kτdj: x 1 dj y
-Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám
Ra = 2,5÷0,63.Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,1. -Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1
-Ta dung dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199 [1] ta có: Kσ
- Theo bảng 10.10 trang 198 [1] ta được:
= ⇒ = = ⇒ = = ⇒ = = ⇒ = = ⇒ = = ⇒ = Từ bảng 10.11 trang 198 [1] với σb = 850 (MPa) ta tra được K σ εσ và K τ ετ do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm Hệ số an toàn s tại các tiết diện nguy hiểm:
[s] = 1,5÷2,5 : hệ số an toàn cho phép
Kết quả tính toán được ghi vào bảng sau:
Ta thấy các tiết diện nguy hiểm tren cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.
D.TÍNH KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CỦA THEN:
Với các tiết diện trục dung mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập σd và độ bền cắt τc
Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng
Ta có bảng kiệm nghiệm then như sau:
Tiết diện d lt bxh t1 T(Nmm) σd(MPa) τc(MPa)
Theo bảng 9.5 trang 178 [1] với tải trọng tĩnh, va đập nhẹ, dạng lắp cố định:
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt
Tính toán chọn ổ
Số vòng quay n1 = 500 vòng/phút
Tuổi thọ: do thời gian làm việc của hộp giảm tốc là lớn nên ta chọn tuổi thọ ổ phù hợp.Chọn thời gian làm việc của ổ là 2 năm.
Thời gian làm việc của ổ 2 năm thay 1 lần:
Ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 307 với : d = 35 mm;D = 80 mm; b = 21; C = 26,2 kN;
Co = 17,9 kN a) Phản lực tại các ổ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 :
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1 :
Vì FR0 < FR1 nên ta tính toán chọn ổ cho ổ 1. b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Tải trọng động qui ước:
Tải va đập nhẹ : kd = 1,1
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (t o