Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hộp giảm tốc, kèm bản vẽ . Tài liệu bao gồm 4 chương tập chung vào tính toán thiết kế hộp giảm tốc. Chương 1 tính toán động học hệ dẫn động cơ khí. Chương 2 thiết kế các chi tiết truyền động. Chương 3 thiết kế các chi tiết đỡ nối. Chương 4 thiết kế vỏ hộp cà các chi tiết phụ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải như hình sau:

Trong đó:

1 Động cơ điện; 2 Khớp nối; 3 Hộp giảm tốc; 4 Bộ truyền ngoài; 5 Băng tải.Chế độ tải: T1=T; T2=0,85T; T3=0,65T; t1=20s; t2=40s; t3=30s

Cho đường kính băng tải: D= 360mm

Cho 1 năm làm việc 300 ngày và 1 ca làm việc 8h

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Tính chọn động cơ điện

1.1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất trên trục động cơ cơ điện là Pct và được tính theo cộng thức:

Pct = P η tTrong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

η là hiệu suất truyền của cả toàn hệ thốngTính toán Pt :

t td

i

P t P

1.1.2 Tính hiệu suất truyền động h

Dựa vào bảng 2.3 trang 19 Trị số hệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:

+ Hiệu suất của bộ truyền xích : η =x 0,97

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : ηbr =0,97

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99

+Hiệu suất của khớp nối trục ηk =0,99

Vậy ta tính được hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

η=η k × η ol4 ×η br2 × η x = 0,99 ×0,994× 0,972×0,97 = 0,95

=> Pct = P η t = 5,560,95 = 5,85 (kw)

1.1.3 Xác định sơ bộ số vong quay đồng bộ của động cơ

+ Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay ủa máy công tác :

+ ux là tỉ số truyền của truyền động xích và ta chọn ux= 3

+ uHGT là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn uHGT=10

+ Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải)

và được tính theo công thức:

nlv = 60000 × v π × D =60000× 1,6 π × 360 =84,88 (vòng/phút)

trong đó: v- vận tốc băng tải hoặc xích tải ( m/s)

D- đường kính tang quay ( mm)

+Chọn số truyền chung sơ bộ :

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb ) là:

nsb= nlv.ut

 nsb = 84,88 ×30=2546,4 (vòng/phút)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n db=3000 vòng/phút

Với điều kiện chọn động cơ là :

sb db

ct dc

T

T T T

n n

P P

Dựa vào bảng P1.3.các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với P ct=5,58(kw) và

db

n

=3000 (vòng/phút) ta dùng động cơ 4A112M2Y3 có P dc=7.5 kW ,n dc=2922 (vg/ph) và T T mm=P P max=1 ≤T T dn k = 2

1.2 Phân phối tỷ số truyền

1.2.1.Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc.

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23 trang 48) Tài Liệu 1 ta có :

ut = lv

dc n

n

=

2922 95,5 = 34,4

1.2.2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

-Tính tỉ số truyền cấp nhanh ( u1 )và tỉ số truyền cấp chậm ( u2 ) :

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :

-Đối với hộp giảm tốc khai triển ta có:

u1= 1,3u2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]

Suy ra: u1 =3,86 và u2 =2,97

-Tính lại Uđ theo u1, u2:

Ux= u1u u t 2=3

1.3 Tính toán các thông số trên các trục.

1.3.1.Tính công suất trên các trục.

n III=n II

u2=

757 2,97=254,9 (vòng/phút)

1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục.

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:

Pt=P.k.kn.kz ≤ [P] (công thức 5.3 theo tài liệu ‘tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí’)

Với + P: Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích (kw)

+ Pt: Là công suất tính toán (kw)

+ [P]: Là công suất cho phép (kw)

+ kn : Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là :

k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền Do đường nối tâm của đĩa xích trùng với phương ngang Nên k0=1

ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích Chọn a= (30÷50)p ; suy

ra ka=1 Chọn a=40

kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa, nên ta chọn kđc=1

kbt: hệ số ảnh hưởng của bôi trơn Ta chọn kbt=1,3

kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Với số ca làm việc là 1, ta chọn kc=1

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng

∆a=0,003.a*=0,003.1011,6=3 (mm)

Vậy lấy khoảng cách trục: a=a*- ∆a=1011,6 – 3,8=1008,6(mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

v = z1 p n1

60000 =

23.25,4 254,9

60000 =2,48 (m/s)

Fv: Lực căng do lực li tâm gây ra: Fv=q1.v2=2,6.2,482=15,99 (N)

F0: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:

F0=9,81.kf.q1.a=9,81.6.2,6.1,0086 =154,35 (N) (hệ số võng kf=6 do bộ truyền nằm ngang)

Do đó S=1.2782,26+154,35+15,9956700 =19,2>[S]=9,3 .

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền.

2.1.7 Xác định thông số của đĩa xích

Theo công thức (5.17), đường kính vòng chia:

sin sin

23 25,4

558( ) 180

sin sin

23 180 0,5 cot 25, 4 0,5 cot g 570, 2( )

0,5025d 0, 05

với

' 1

dtra theo bảng (5.2) tr78 ta được:

' 1

.

.

.

d

vd d t r

k A

E F K F

≤[σH1 ]Trong đó:

[σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có

[σH1]=600Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.254,9.25,43.1 = 5,43N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1(bảng 5.6)

kđ=1(sử dụng 1 dãy xích)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,44(vì Z1 =23)

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105(Mpa ) do E1=E2=2,1.105 , cả 2 đĩa xích đều làm bằng thép

⇒

5 1

σH1<[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc :

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.1.9.Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 235

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:

0 HL

k = mH H

HE

m N

;

0 FL

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

3 HE

∑

1 FE

Với Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

i i

T

n t T

NHE1> NHE2 >NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

[ ] lim

o H

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

σFlim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1

σ

σ =

FL FC F

[ ] lim 2 ( )

2 2

540 1 490,9

450 1.1 257,1

423 1.1 241,7

w w

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01÷

0,02).aw =1÷

2Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=0

Theo 6-31/103[TL1]

o w

a z

m

Z u Z

Tính toán dịch chỉnh:

Theo 6-21/99[TL1]

( 1 2) ( ) 1,5 28 108

102

t w

Thấy aw không thay đổi lên không cần dịch chỉnh

Góc ăn khớp αtw tính theo công thức 6-27/101[TL1]

o t

b H

cos

o t

o H

ε

0,76 1,736

1

ν 1

2 .

H w w HV

b d K

T K K

= +

w 0

H

a.v.g.δ

m

a d

b d K

V V

z Z

3,8 3,6

F F

Y Y

F

aV.g.δ

ν =

Trong đó: δF =0,006; v=6,42; g0=56

< [σF2] =241,7 MPaNhư vậy độ bền uốn thỏa mãn

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

Thông số và kích thước bộ truyền:

Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ

d2=m.z2/cosβ

42162

mmmmĐường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)

dw2= dw1.u

41,97162

mmmmĐường kính đỉnh

mmmm

mmmm

Đường kính cơ sở db db1=d1cosα

db2=d2cosα

37,1143,2

mmmmGóc nghiêng của

RăngRăngTổng hệ số dịch

mmmmmm

Hệ số trùng khớp

ngang

α

ε εα =[z tg1 αa1 +z tg2 αa2 + (z2 +z tg1 ) αtw]/(2 )1,736π

2.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:

0 HL

k = H

mH

HE

m N

;

0 FL

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

3 HE

∑

2 FE

Với Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

NHE4 > NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1;

Lấy NHE4 = NHo4

i i

T

n t T

NHE3> NHE4 >NHo3

NFE3> NFE4 > NFo3Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3= 1Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

[ ] lim

o H

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

σFlim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1

σ

σ =

FL FC F

540 1 490,9

[ ] lim3 ( )

3 3

450 1.1 257,1

423 1.1 241,7

ψba b

a

=

bw là chiều rộng vành răng => ψba =0,3 0,5÷ Chọn ψba =0, 4

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01÷

0,02).aw = 1,19÷2,38Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=12o

Theo 6-31/103[TL1]

o w

a z

116 2,97 39

m

z u z

Tính lại góc nghiêng β:

1 2 w

.( ) 1,5.(39 116)

m z z a

x x y

Góc ăn khớp αtw tính theo công thức 6-26/101[TL1]

3 4 cos 20 39 116 1,5.cos 20 cosα

o t

b H

cos

o t

o H

KH: Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]

1

ν 1

2 .

H w w HV

b d K

T K K

= +

w 0

H

a.v.g.δ

2 2.119

59,9

1 2,97 1

w w

m

a d

b d K

T K K

V V

z Z

3,8 3,6

F F

Y Y

F

aV.g.δ

ν =

Trong đó: δF =0,006; v=2,36; g0=73

< [σF4] =241,7 MPaNhư vậy độ bền uốn thỏa mãn

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

Thông số và kích thước bộ truyền:

Tỉ số truyền u 2,97

Đường kính chia d d3=m.z3/cosβ

d4=m.z4/cosβ

56,76168,83

mmmmĐường kính lăn dw dw3=2.aw/(u+1)

dw4= dw3.u

59,95178,05

mmmmĐường kính đỉnh

mmmm

mmmmĐường kính cơ sở db db3=d3cosα

db4=d4cosα

53,3158,6

mmmmGóc nghiêng của

RăngRăngTổng hệ số dịch

mmmmmm

Hệ số trùng khớp

ngang

α

ε εα =[z tg3 αa1 +z tg4 αa2 + (z4 +z tg3 ) αtw]/ (2 )1,72π

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1.Thiết kế trục.

3.1.1 Chọn vật liệu.

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 600 MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 20 Mpa

3.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10-9/188[TL1] ta có 3 [ ]

0, 2.

T d

τ

≥

Trong đó:

-Chọn d1sb=20mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01=15mm

-Chọn d2sb=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02=19mm.

-Chọn d3sb=45mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b03=25mm

3.1.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ bánh răng trụ được tính theo:

công thức 10-10/189[TL1]

lm = ( 1,2 1,5 ) dsbMayơ bánh răng 1 và khớp nối trên trục I

lm11 = lm1k = ( 1,2 1,5 ) 20 = 24 30 (mm)

Chọn l m1k = 26 mm

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR

Chọn lm11 = 30 mm Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22 = lm23 = ( 1,2 1,5 ) 30 = 36 45 (mm) Chọn lm22 = lm23 = 40mm

Mayơ bánh răng 4 và đĩa xích trên trục III

lm34 = lm3x = ( 1,2 1,5 ) 45 = 54 68(mm) Chọn lm34 = lm3x = 60 mm

Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộpChọn k2 = 10 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộpChọn k3 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

Chọn k4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quayChọn hn = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

3.1.4.Xác định chiều dài giữa các ổ.

Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y:

Fy10 Z

Fr2

Fy21 Fx21

91

3.1.6.Xác định chính xác đường kính và chiều dài các trục

Biểu đồ mô men trục I

Biểu đồ moomen trục II

Biểu đồ momen trục III

164028.35

209702

258513.1

M d

Lấy theo tiêu chuẩn d12 = 17Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp khớp nối:

Lấy theo tiêu chuẩn d13 = 15

Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 10

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11

d10 = d12 = 17TRỤC II:

[ ]σ

: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10-5[TL1] →[ ]σ =67 Mpa( )

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng và tiết diện 2-2 lắp bánh răng thẳng là tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết diện 2-1

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 20 và 23

d20 = d23 =25TRỤC III:

[ ]σ

:Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10-5[TL1] →[ ]σ =67 Mpa( )

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 3-0, 3-1 và tiết diện 3-2 là các tiết diện nguy hiểm

Tại tiết diện 3-0 lắp đĩa xích:

τ c= 2.T

d l t b=

2.258513,1 38.48.12 =23,6≤[τ c]=30 MPa

=> Then đủ bền.

3.1.9 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TL1]

s j= s σj s τj

√s σj2+s τ2≥[ s]

Trong đó

[s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

1 j

σ aj , σ mj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

τ aj , τ mj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

do đó

σ aJ tính theo công thức 10-22/196[TL1]

σ mj = 0 σ aj = σ maxj = j

j

W M

j j

32 2.

j j

32

j j

Đối với tiết diện tròn:

3 3

16

j oJ

j j

j

j

b t d t d

16

j j

j

j

b t d t d

ψ σ = 0,05 ψ τ = 0 Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

TRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng

TRỤC III: Mặt cắt 3-0 lắp đĩa xích, mặt cắt 3-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 3-2 lắp bánh răng Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

6x6 5x5 8x7 8x7 10x8 12x8

3,5 3 2,8 2,8 5 5

540,61 259,34 2374,51 1901,11 3240,28 4527,31

1213,99 590,68 5025,23 4056,25 7098,94 9914,35

37,81 0 20,47 4,63 0 19,05

10,0 9 20,7 5 9,04 11,19 18,2 1 13,0 4

y

K K K

K

σ σ

dj

y

K K K

K

τ τ

Trong đó

K x : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Các trục được gia công trên máy tiện

ε σ, ε τ : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được ε σ, ε τ

K σ, K τ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng 1-1

2,06 2,06 2,06 2,06 2,06 2,06

1,73 1,67 1,9 1,9 1,9 1,97

1,64 1,64 1,64 1,64 1,64 1,64

1,96 1,91 2,06 2,06 2,06 2,16

1,79 1,73 1,96 1,96 1,96 2,03

3,5 - 6,2 27,4 - 6,36

8,7 4,3 9,9 7,19 4,42 5,9

3,25 - 5,25 6,95 - 4,32

Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.

Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động.

Theo công thức 11.3[1] với F a =0 tải trọng quy ước Q=X.V.F r k t k d