Tiểu Luận PRO(123docz.net)

ĐẠI HỌC QUỐC GIA
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH
····☼···�

ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
ĐỀ 1- Phương án 5
LỚP L09-HK 211

Thành phố Hồ Chí Minh – 2021


Tiểu Luận PRO(123docz.net)
ĐỀ TÀI
Đề số 1: Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray trục
Phương án: 5

Hệ thống dẫn động gồm:
1: Động cơ điện

2:Nối trục đàn hồi

4:Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp
5: Đường ray

6: Bánh xe

Số liệu thiết kế :

Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )

Lực cản của đường ray , F (N)

2400N

Vận tốc vịng, v (m/s)

1,25m

Đường kính bánh xe ,D mm

/s
400m

Thời gian phục vụ, L năm

m
6 năm


Tiểu Luận PRO(123docz.net)
MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC

3

LỜI NÓI ĐẦU


6

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ

7

1.2 Phân phối tỷ số truyền

8

1.3 Bảng thông số kỹ thuật

9

Phần 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

10

2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

10

2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )

10

2.1.1.1. Chọn vật liệu

10


2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép

10

2.1.1.3. Xác định các thông số ăn khớp

12

2.1.1.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn

13

2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc

13

2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá tải

14

2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp

14

2.1.2.1. Chọn vật liệu

14

2.1.2.2 Xác định ứng suất cho phép


15

2.1.2.3. Xác định các thông số ăn khớp

16

2.1.2.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn

16

2.1.2.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc

17

2.1.2.6.Kiểm tra răng về quá tải

17

2.2. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

19

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục

20

2.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

20


2.2.3 Phân tích lực trên bộ truyền

21

2.2.4. Chọn và kiểm nghiệm then

25


Tiểu Luận PRO(123docz.net)
2.2.5. Kiểm nghiệm độ bền trục

2.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN

27
30

2.3.1 Trục I

30

2.3.2 Trục II

32

2.4 TÍNH TỐN NỐI TRỤC

33


Phần 3 : CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ
LẮP GHÉP
1. CHỌN THÂN MÁY

34

2. CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP

36

3. CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

39

4. BẢNG TỔNG KẾT BULONG

41

5. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

41


LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai
trị hết sức quan trọng đối với đời sống con người. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật
chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần khơng nhỏ
trong việc thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an tồn cho họ trong quá trình làm việc. Các hệ thống cơ khí chính là sự
thay thế tuyết vời cho sức người trong việc tự động hóa sản xuất và tăng năng

suất lao động. Kết hợp với việc điều khiển chúng, ta sẽ góp phần vào cơng cuộc
tự động hóa hiện đại hóa mà đất nước Việt Nam đang thực hiện.
Hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray cầu trục là hệ thống di chuyển vật
nặng hoặc cồng kềnh phía trên nhà xưởng thay vì di chuyển theo lối đi trên sàn
nhà là thiết bị có khả năng nâng lên, hạ xuống và di chuyển vật nặng từ nơi này
sang nơi khác. Hệ thống được sử dụng phổ biến để di chuyển nguyên vật liệu
phục vụ sản xuất, lưu kho hàng hóa, bốc xếp hàng hóa trong nhà xưởng, phục vụ
kho bãi ngoài trời, phục vụ tại các ga tàu hoặc bến cảng.


Hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray cầu trục là một mơn học giúp cho
sinh viên có những kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ
khí, để từ đó có cách nhìn về hệ thống sản xuất, về việc điều khiển các hệ thống
tự động trong các nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng.
Trong phạm vi đồ án, các kiến thức từ các môn cơ sở như Nguyên Lý Máy, Cơ lý
thuyết, Vẽ kỹ thuật…được áp dụng giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về một


hệ thống dẫn động cơ khí. Từ đây, cộng với những kiến thức chuyên ngành, em sẽ
tiếp cận được với các hệ thống thức tế, có được cái nhìn tổng quan hơn để chuẩn
bị cho đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp.


Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ :
1.1.1 Chọn hiệu suất của động cơ
Hiệu suất truyền động của hệ thống:
η = ηbr1ηbr2ηntη3o =0,97.0.94.0,98.0.9953 =0,8802
l


Với :
ηbr1= 0,97 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của
hộp giảm tốc 1 cấp ( được che kín)
ηbr2= 0,94 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (để hở)
ηnt = 0,98 : là hiệu suất của nối trục đàn hồi
ηol = 0,995: là hiệu suất của ổ lăn
1.1.2 Tính cơng suất cần thiết của động cơ
Cơng suất của bộ phận công tác là bánh xe:
Pct = �

1000

= 2400 . 1,25 = 3 KW
1000

Suy ra công suất cần thiết của động cơ là
P=� =
η

3

= 3,41 KW

0,8802

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay trên trục cơng tác:
=59,68 vịng /phút


ct= 60000� =
n
60000.1,25

.400

Chọn tỷ số truyền sơ của hệ thống
usb =uhgt.ubr.unt = 6.4.1 = 24
Với uhgt = 6 : tỷ số truyền của hôp giảm tốc
ubr= 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
unt = 1 : tỷ số truyền của nối trục
Dựa vào bảng 3.2 sách giáo trình cho tiết máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc


trang 95, ta chọn được uhgt = 6, ubr= 4, unt = 1


Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nsb= usb.nct = 59,68. 24= 1432,32 (vòng/phút)
1.1.4 Chọn động cơ điện
Chọn động cơ điện thỏa mãn :
Pđc ≥ P với P = 3,41 Kw
nđc ≈ nsb với nsb =1432,32 vòng/ phút
-Ta chọn được động cơ SGA 112M có cơng suất là 4KW và số vòng quay của
động cơ là 1440 vòng/ phút theo phụ lục 15.2 trong sách bài tập Chi tiết máy của
thầy Nguyễn Hữu Lộc
1.2 Phân phối tỷ số truyền
Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:
uch =


ndc

=

1440

nlv

= 24,13
59,68

Tỷ số truyền trên hộp giảm tốc: uhgt = 6
Tỷ số truyền trên bánh răng: ubr =4,02
Sai số tỉ số truyền: Δ%= 24,13−24 = 0.54%
24

Tính tốn các giá trị cơng suất trên các trục:
P =

Pct

=
III

3
η

=

ol


P
II

P=
I

=

III

ηbr2ηol
P
II

=

ηbr1ηol
đc

3,015

= 3,224(KW)

0,995
0,94.0,995

P
=


= 3,015(KW)
P

3,224
0,97.0,995

= 3,344(KW)

η

=

nt

PI

3,35

= 3,41 (KW)

0,98
Số vòng quay trên trục:
nđc = 1440(vòng/phút)


n=
I

ndc


unt

=

1440

1

= 1440(vòng/phút)


= II

4
4
0

d
c

n = nI uhgt

1

1
4
4
0

T = 9,55

× 106 ×

=
2
4
0
(
v
ị
n
g
/
p
h
ú
t
)
6

PI = 9,55
× 106 ×
3,334 =
22110,90
N. mm
nI

n

III


=

n

=
240 59,7
4,0 0(vị
2 ng/p
hút)
=

II

u

br

4
0

1
4
T = 9,55 ×
106 × PII =
9,55 × 106 ×
3,224 =

Momen xoắn trên các
trục:


128288,33 N.
mm
2
4
0

9,5 nII

T

5

=
9,5
5

×
10

T = 9,55 ×
6

×

×
6

10
×


106 × PIII =
9,55 × 106 ×

3,4

3,015 =
482298,995 N.

1

mm

Pđc

n

đ
c

1.3 Bảng thơng số kỹ
thuật:

=
22614,93
= N. mm
n

III

59,

70


Thơng
số
Trục
Cơng suất(kW)
Tỉ số truyền
Moment xoắn
(N.mm)
Số vịng
quay(vịng/phút)


Phần 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng:
❖ Thông số kĩ thuật
- Thời gian phục vụ : L=6 năm
- Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )
- Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ( bánh răng trụ răng thẳng, được che
kín ):

N.mm
-Cặp báng răng trụ răng thẳng (để hở)

Tỷ số truyền :
6

uhgt =


Tỷ số truyền :
4,02

Số vòng quay

Số vòng quay trục

trục dẫn :

dẫn :

n1 = 1440 vòng/

n2 = 240 vòng/ phút

phút Momen

Momen xoắn trên

xoắn trên trục

trục dẫn :

ubr =

dẫn :
T2 = 128288,33
T1 = 22110,90

N.mm


2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )
2.1.1.1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu là thép 45C được tôi cải thiện là cả bánh dẫn và bánh và bánh
bị dẫn. Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc:
Đối với bánh dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, σb1 =850MPa,
σch1= 580 MPa
Đối với bánh bị dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 228,σb2 =750MPa,
σch2= 450 MPa
2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép :
*Số chu kì làm việc cơ sở:
-

NHO1 = 30 HB12,4 = 30.2502,4 =1,71.107 chu kì


-

NHO2 = 30 HB22,4 = 30.2282,4 =1,37.107 chu kì

-

NFO1=NFO2 = 5.106 chu kì

-

Tuổi thọ : Lh = 300.8.2.6 = 28800 giờ

*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vịng quay n khơng đổi:



NHE1=NFE1=60.c.n2.Lh =60.1.240.28800= 414720000 (chu kì )
= 414720000 = 103164179,1 (chu kì )

NHE2=NFE2= �1

4,02

�

-Ta thấy NHE1 > NHO1 ;NHE2 > NHO2 ; NFE1>NFO1 ;NFE2>NFO2
Cho nên : KHL1 =KHL2 =KFL1=KFL2 =1
❖ ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc, giới
hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :
* Giới hạn mỏi tiếp xúc:
σOHlim = 2HB +70 ,suy ra
σOHlim1 = 2.250 +70 =570 MPa
σOHlim2 =2.228 + 70 =526 MPa
* Giới hạn mỏi uốn:
σOFlim =1,8HB
σOFlim1 =1,8.250 =450 MPa
σOFlim2 =1,8.228 = 410,4 MPa
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Tính tốn sơ bộ : [σH] =

σOHlim.

.KHL = σOHlim0,9.KHL


- Khi tôi cải thiện = 1,1
[σH1] = 570.0,9 =466,36 MPa
1,1

[σH2] = 526.0,9 =430,4 MPa
1,1

-Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
[σH] = [σH2] = 430,4 MPa
* Ứng suất uốn cho phép :
[σF]= σOFlim .KFL với sF = 1,75 khi tôi cải thiện
[σF1] = 450.1 =257,14 MPa ; [σF2] = 410,4.1=234,5 MPa
1,75

* Ứng suất quá tải cho phép :

1,75


[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 450=1260 MPa
[σF1]max =0.8. σch1 =0,8.580 =464 MPa
[σF2]max =0.8. σch2 =0,8.450 =360 MPa
2.1.1.3. Xác định các thông số ăn khớp :
Chọn Z1 =18 răng , khi đó Z2 = 4,02.18 = 72,4 răng
Chọn Z2 =72 răng
Khi đó tỷ số truyền u = 2 = 72 = 4
18

1


Sai số tỷ số truyền : Δ%= 4,02−4 .100% = 0.5 %
4,02

* Hệ số dạng răng YF :
Đối với bánh dẫn : YF1
=3,47 + 13,2 =3,47 + 13,2

= 4,20
1

18

= 3,653

Đối với bánh bị dẫn YF2 =
3,47 + 13,2 = 3,47 + 13,2

2

72

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
-

Bánh dẫn :[1] = 247

-

= 58,8


4,2

1

Bánh bị dẫn :[2] = 234,5 = 64,19
2

3,653

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψbd = 0,8 theo bảng 6.16 và hệ số xét ảnh
hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng � =1,7 ,
�

=1,35 theo bảng 6.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
* Môđun m theo độ bền uốn :
m=

3
1

2.2..

2.ψ�.[]

=3 2.128288,33.2,295.4,2
= 3,38 mm
2
18 .0,8.247


Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm
* Đường kính vịng chia:
d3= z1.m = 18.5 = 90 mm
d4= z2.m =72.5= 360 mm


*Chiều rộng vành răng:


-

Bánh bị dẫn: b4= ψbd. d1 =0,8.90 =72 mm

-

Bánh dẫn: b3=b4 +5 =72 +5 =77 mm

* Khoảng cách trục:
aw = .(2+1) =5(72+18) = 225 mm
2

2

2.1.1.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:
Vận tốc vòng của bánh răng :
v=

.�1.2 = .90.240 =
60000
60000


1.13 m/s

Ta chọn cấp chính xác 9 với vgh =3 m/s
Dựa theo bảng 6.5 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc,
ta chọn KFV =1,11, KHV=1,06
* Ứng suất uốn :
11 =
F1 = 2.2
σ
2.128288,33.4,2.1,7.1,11

= 62,76 MPa <[σF1]
90.72.5

�1

σF2 = σF1. 2 = 62,76.3,653 =54,59 MPa <[σF2]
4,2

1

Do đó độ bền uốn được thỏa
2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:
Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM, xác định theo công thức:
2.�
1.�
�[�2 . 1 −1�2
2


ZM =

+�1(1−�2²)]
Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1 = E2 = 2,1.105 MPa và μ1 = μ2 = 0,3,

khi đó ZM = 190 MPa1/2
Ta chọn Zε =0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)
4

ZH =

σH =

2

�1

=

4
2.20

= 2,5

2.2.�.(�+1)
.�

=

190.2,5.0,96

2.128288,33.1,35.1,06.(4+1)
90

= 404,52 MPa < [σH] =430,4 MPa
Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

72.4


2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá
tải : Với hệ số quá tải :Kqt =1
Ứng suất tiếp quá tải:
σHmax =[σH]

�

= 430,4.
1

= 430,4 MPa < [σH]max
=1260 MPa

σF1max = σF1 .Kqt =62,76 .1=62,76 MPa < [σF1]max
σF2max =σF2. Kqt =54,59 .1=54,59 MPa < [σF2]max
Do đó độ bền q tải được thỏa
Thơng số hình học
Mơmen xoắn (Nmm)

Bánh răng trụ thẳng để hở
128288


Tỉ số truyền

,33
4

Số vòng quay (vg /phút)

240

Khoảng cách trục (mm)

225

Modun (mm)

5

Số
răng

18

Z1

72

Z2
Đường kính vịng chia(mm)


90

Vận tốc vòng (m/s)

360
1,13

2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp
2.1.2.1 Chọn vật liệu
Mômen xoắn trên trục của bánh dẫn

TI = 22110,90 N. mm , số

vòng quay n= 1440 vòng/phút
Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 được tôi cải thiện.


Theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 200, đối


với bánh răng bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB2=180. Vật liệu này có khả năng
chạy rà tốt.
2.1.2.2 Xác định ứng xuất cho phép
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
-

NHO1 = 30 HB 2,41 = 30.2002,4 =9,99.106 chu kì

-


NHO2 = 30 HB 2,42 = 30.1802,4 =7,76.106 chu kì

-

NFO1=NFO2 = 5.106 chu kì

-

Tuổi thọ : Lh = 300.8.2.6 = 28800 giờ

*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vịng quay n khơng đổi:
NHE1=NFE1=60.c.n1.Lh =60.1.1440.28800 =2488320000 (chu kì )
= 2488320000 = 414720000 (chu kì )

NHE2=NFE2= �1

6

ℎ�

-Ta thấy NHE1 > NHO1 ;NHE2 > NHO2 ; NFE1>NFO1 ;NFE2>NFO2
Cho nên : KHL1 =KHL2 =KFL1=KFL2 =1
Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc,
giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :
* Giới hạn mỏi tiếp xúc:
σOHlim = 2HB +70 ,suy ra
σOHlim1 = 2.200 +70 =470 MPa
σOHlim2 =2.180 + 70 =430 MPa
* Giới hạn mỏi uốn:
σOFlim =1,8HB

σOFlim1 =1,8.200 =360 MPa
σOFlim2 =1,8.180 = 324 MPa
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
-

Tính tốn sơ bộ : [σH] =

σOHlim.

.KHL = σOHlim0,9.KHL

- Khi tôi cải thiện = 1,1
[σH1] = 470.0,9 =382,54 MPa
1,1


[σH2] = 430.0,9 =351,81 MPa
1,1

*Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
[σH] = 0,45([σH1] +[σH2]) =0,45 (382,54 +351,81) =330,45<[σH2]
Nên ta chọn [σH] =351,81 Mpa
* Ứng suất uốn cho phép :
[σF]= σOFlim .KFL với sF = 1,75 khi tôi cải thiện
[σF1] = 360.1 =205,71 MPa ; [σF2] = 324.1=185,14 MPa
1,75

1,75

* Ứng suất quá tải cho phép :

[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 340=952 MPa
[σF1]max =0.8. σch1 =0,8.450 =460 MPa
[σF2]max =0.8. σch2 =0,8.340 =272 MPa
2.1.2.3 Chọn hệ số ψba .Chọn sơ bộ hệ số KH
- Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn ψba = 0,4
theo tiêu chuẩn:
ψbd = ψ�(ℎ�+1)

2

= 0,4.(6+1) = 1,75
2

- Theo bảng 6.4, ta chọn KHβ = 1,07, KFβ = 1,13
2.1.2.4. Tính khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng aw, chọn môđun m,
số răng :
* aw

= 430(u+1)3

1. �

ψ�.[]².ℎ�

0,4.
430,4
.6

= 430 (6+1)3


22,11090.1,07

= 113,21 mm

- Ta chọn aw = 160 mm
- Môđun răng m = (0,01 ÷ 0,02). aw = (0,01 ÷ 0,02). 160= 1,6 ÷ 3,2 mm
- Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2 mm
-

Từ điều kiện 200 ≥ β ≥80

2


Suy ra :

2�.�8

0

( ± 1)

≥z≥
1

2�.�20

0

( ± 1)



2.160.�8

0

0

≥z≥

2.160.�20
1
2(6 ± 1)

2(6 ± 1)

22,63 ≥ z1≥ 21,47
-Ta chọn z1=22 răng => z2 = 22.6= 132 răng
-

Góc nghiêng răng : β =arccos (2+1) = arccos 2(132+22) =15,740
2.160

2�

- Khi đó tỷ số truyền sau khi chọn bánh răng ℎ� = 2 =132 = 6
1

22


- Sai số tỷ số truyền : Δ%= 6−6 .100% = 0 %
6

* Đường kính vịng chia:
�(17,82)

d1= 1

�

d2= 2

�

=

2.22
�(15,74)

=

2.132

=45,7 mm
=274,3 mm

* Đường kính vịng đỉnh:
da1 = d1 + 2m = 45,7 + 2.2 = 49,7 mm
da2 = d2 + 2m = 247,3 + 2.2 = 251,3mm
* Tính lại khoảng cách trục :

aw =(2+1) =
2�
� �

2(132+22)
2�(15,74)

= 160 mm

* Chiều rộng vành răng:
-

Bánh bị dẫn: b2= ψba. aw =0,4.160=64mm

-

Bánh dẫn: b1=b2 +5 =64 +5 =69 mm

2.1.2.5 Vận tốc vòng của bánh răng, chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
v=

.�1.1 = .45,7.1440
60000
60000

= 3,45 m/s

Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh =6 m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn:
KHV = 1,07 ; KFV= 1,14

2.1.2.6 Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: