Đồ án nghiên cứu chi tiết máy

Chia sẻ: Nguyễn Công Chỉnh | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:49

2
1.284
lượt xem
676
download

Đồ án nghiên cứu chi tiết máy

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tài liệu tham khảo về đồ án chi tiết máy

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án nghiên cứu chi tiết máy

  1. I Tính toán hệ dẫn động 1.1 Chọn động cơ 1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ F .v 7750.0,52 Công thức xác định Pct = = =4,03 Kw 1000 1000 Hiệu suất hệ dẫn động: η=∏ ηimi Theo sơ đồ đề bài cho: η=∏ ηimi = ηxích. ηo.lm. ηbrk. ηk m: số cặp ổ lăn,m=4 k: số cặp bánh răng,k=2 Tra bảng 2.3 được các hiệu suất: - hiệu suất ổ lăn được che kín: ηo.l=0,99 - hiệu suất truyền của một cặp bánh răng được che kín: ηbr=0,97 - hiệu suất nối trục đàn hồi: ηk=0,98 - hiệu suất xích để hở: ηxích = 0,92 Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống: η = ηxích. ηo.l4. ηbr3. ηk=0,92.0,994.0,972.0,98=0,81 Công suất tương đương của động cơ: Pct 4, 03 Ptd= η = 0,81 =4,98 Kw 1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Chọn sơ bộ tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống là Usb. Theo bảng 2.4 ( trang 21 ), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp. Bộ truyền ngoài bằng xích. Usb=Usbh.Usbx=12.3=36 số vòng quay của trục xích tải:
  2. 60000.v 60000.0,52 nlv= z. p = =34,67 vg/ph 9.100 Trong đó: V: vận tốc xích tải Z: số răng đĩa xích P: bước xích tải Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Usbdc=nlv.Usb=34,67.36=1248,12 vg/ph Tmm Tk Chọn động cơ: Ptđ ≤ Pdc ; ndc ≈ nsbdc ; ≤ ; T Tdn Tmm Ta có: Ptđ = 4,98 Kw; nsbdc= 1248,12 vg/ph; =1,4 T Theo bảng phụ lục P1.3 ta chọn đông cơ là: 4A112M4Y3 Có các thông số: Tk Pdc=5,5 Kw; ndc=1425 vg/ph; =2,0 Tdn 1.2 Phân phối tỷ số truyền. ndc 1425 tỷ số truyền chung: uc= n = 34, 67 =41,10 lv 41,10 chọn ux=3,125 suy ra: uhộp= 3,125 =12 ta có: uh=u1.u2 trong đó: u1 : tỷ số truyền cấp nhanh u2 : tỷ số truyền cấp chậm Mặt khác ta lại có: u1=(1,2÷1,3).u2 chọn u1=4 u2=3
  3. uc 41,10 Tính lại uxích : ux= u .u = =3,43 1 2 4.3 1.3 Xác định số vòng quay trên các trục Pct=4,03 kw Pct 4, 03 PIII = η .η = 0,99.0,92 =4,42 kw o.l xích PIII 4, 42 PII = η .η = 0,99.0,97 =4,60 kw o.l br PII 4, 60 PI= η .η = 0,99.0,97 =4,79 kw o.l br PI 4, 79 Pdc= η .η = 0,99.0,98 =4,94 kw; o.l k 1.3.1 Số vòng quay trên các trục. ndc=1425 vg/ph nI = ndc =1425 nI 1425 nII = u = = 365,25 vg/ph 1 4 nII 365, 25 nIII = u = = 118,75 vg/ph 2 3 nIII 118, 75 nlv = u = 3, 43 = 34,67 vg/ph xich 1.3.2 Mômen trên các trục động cơ ( I,II,III) của hệ dẫn động. Pdc 4,94 Tdc=9,55.106. n =9,55.106. =33106 Nmm dc 1425 PI 4, 79 T1= 9,55.106. n = 9,55.106. =32101 Nmm I 1425
  4. PII 4, 60 T2 =9,55.106. n = 9,55.106. 356, 25 =123312 Nmm II PIII 4, 42 T3= 9,55.106. n =9,55.106. 118, 75 =355461 Nmm III Pct 4, 03 Tct=9,55.106. n =9,55.106. 34, 67 =1110680 Nmm ct 1.4 Bảng kết quả tính: Trục I II III trục công tác Thông số U Khớp nối u1 =4 u2=3 ux=3,43 P (Kw) 4,94 4,79 4,60 4,42 4,03 n (vg/ph) 1425 1425 356,25 118,75 34,67 T (Nmm) 3310 32101 123312 355461 1110080 6
  5. II Thiết kế bộ truyền xích 2.1 Các thông số đầu vào: Công suất trục chủ 4,42 Kw động Số vòng quay đầu 118,75 vòng/phút vào Tỷ số truyền 3,43 Góc nối tâm bộ 00 truyền Số ca làm việc 2 Đặc tính làm việc Va đập nhẹ Tải mở máy Tmm= 1,4T1 2.2 Chọn loại xích Do tải trọng nhỏ, số vòng quay thấp ⇒ chọn xích con lăn. 2.3 Xác định thông số bộ truyền Theo bảng 5.4 với u=3,43. Chọn số răng đĩa xích nhỏ: Zx1=25 Số răng đĩa xích lớn Zx2=Zx1.ux=25.3,43=85,75< 120=Zmax. Theo công thức 5.3 công suất tính toán:
  6. Pt=p.k.kz.kn kz=25/Z1=1 kn =no/n1=50/118,75=0,42 Theo công thức 5.4: k=ko.ka.kdc.kd.kc.kbt=1.1.1.1,2.1,25.1,3=1,95 Trong đó: ko=1, đường tâm của đĩa xích nằm ngang ka=1, chọn a=40p kdc=1, điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích kd=1,2 va đập nhẹ kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, ở chế độ bôi trơn II Do đó: pt=4,42.1,95.1.0,42=3,62 Kw Theo bảng 5.5 với n01= 50 vòng/ phút, chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích: p=31,75 mm. thoả mãn điều kiện bền mòn pt< [p]=5,03 Kw Khoảng cách trục:a=40p=40.31,75=1270 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: 2a ( z1 − z 2 ) .p = 2 x= p + 0,5.(z1+z2) + 4π 2 .a ( 25 − 86 ) 2 .31, 75 = 80 + 0,5.(25+86) + 2 = 80 + 55,5 + 2,36 = 137,86 4.3,14 .1270 Lấy số mắt xích là 138 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 a=0,25.p.{xc-0,5.(z1+z2)+  x c- − 0,5. ( z1 + z 2 )  − 2.[( z1 − z 2 ) / π ]2 } 2  
  7. =0,25.31,75.{138-0,5.(25+86)+ 138 − 0,5. ( 25 + 86 )  − 2.[( 25 − 86 ) / π ]2 } 2   =1272,31 mm Để xích không quá căng, giảm a một lượng Δa=0,003.a=3,82 mm do đó: a=1268,50 Số lần va đập của xích theo công thức 5.14 z1n1 25.118, 75 i= = =1,43 < [i] = 20 ( thoả mãn ) 15.x 15.138 Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo 5.15 hệ số an toàn của xích S= Q/( kd.Ft+F0+Fv) Theo bảng 5.2 tải trọng phá huỷ ứng với p=31,75 là Q=88500 N, khối lượng của 1m xích là q=3,8 kg. chọn kd=1,2 do Tmm=1,4T1 z1.p.n1 25.31, 75.118, 75 v= = =1,57 m/s 60000 60000 Ft= q.v2 = 3,8.1,572 = 9,36 N F0= 9,81.kf.q.a=9,81.6.3,8,1,27=284 N Trong đó kf =6 ứng với bộ truyền nằm ngang 88500 S= ( 1, 2.2815 + 9,36 + 284 ) =24 Theo bảng 5.10 [s]=8,5. Kết luận: đảm bảo bền cho xích. 2.5 Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17 & bảng 13.4 d1=p/sin( π /z1)=31,75/sin(3,14/25)=253,45 mm d2=p/sinh( π /z2)=31,75/sin(3,14/86)=869,78 mm da1=p.[0,5+cotg( π /z1)]=31,75.[0,5+cotg(3,14/25)] =267,33 mm
  8. da2= p.[0,5+cotg( π /z2)]= 31,75.[0,5+cotg(3,14/86)] =885,07 mm r=0,5025.d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,622 mm ( theo bảng 5.2 có d1=19,05 mm ) df1=d1-2r=253,45-2.9,62=234,21 mm df2=d2-2r=869,78-2.9,62=850,54 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức: 0, 42. ( 2815.1 + 4,94 ) .2,1.105 бH1=0,47. =457,9 Mpa 262.1 Fvd=13.10-7.n1.p3.m=13.10-7.118,75.31,753.1=4,94 Kr=0,42 E=2,1.105 Mpa A=262 mm2 theo bảng 5.12 kd=1, xích 1 dãy Vậy ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [бH]=600 Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1. 2.6 Lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20: Fr=kx.Ft=1,15.2815=3237 N với kx=1,15 do bộ truyền nằm ngang, hoặc bé hơn 400 2.7 Bảng kết quả tính: Các thông số Đĩa xích 1 Đĩa xích 2 Số răng Z 25 86 Đường kính vòng chia d(mm) 253,45 869,78 Đường kính vòng đỉnh răng da (mm) 267,33 885,07
  9. Đường kính vòng đáy răng df (mm) 234,21 850,54 Bước xích p (mm) 31,75 Số mắt xích 138 Khoảng cách trục (mm) 1268,50 Hệ số an toàn S 24 Lực vòng Ft (N) 2815 Lực tác dụng lên trục (N) 3237 III Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc Các thông số: PI (kw) 4,79 n1 ( vg/ph) 1425 PII (kw) 4,60 n2 (vg/ph) 356,25 TI (Nmm) 32101 u1 4 TII (Nmm) 123312 u2 3 Thời gian phục vụ: lh=14000 giờ A. Phần tính toán chung. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau. 3.1 Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285 có бb1=850 Mpa; бch1= 580 Mpa. Chọn HB1= 245 (HB). Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192…240 có бb2=780 Mpa; бch2=450 Mpa. Chọn HB2=230 (HB). 3.2 Xác định ứng suất cho phép. [бH]=( б0Hlim/ SH).ZR.ZV.KxH.KHL
  10. chọn sơ bộ: ZR.ZV.KxH=1 → [бH]= б0Hlim.KHL/ SH SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; SH=1,1 б0Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở б0Hlim= 2.HB+ 70 suy ra: б0Hlim1= 2.245+70=560 Mpa б0Hlim2=2.230+70=530 Mpa б0Flim1=1,8.245=441 Mpa б0Flim2=1,8.230=414 Mpa KHL= mH N HO / N HE với mH=6 mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO=30.H2,4HB HHB: Độ rắn Brinen. NHo1=30.2452,4 = 1,6.107 NHo2 =30.2302,4 =1,4.107 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: c.n j ∑ t ∑( T / T ) 3 NHE= 60. u i i 1 .t i / t ck j c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay Ti;ni;ti: Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. c.n1 ∑ t ∑( T / T ) 3 NHE=60. u i i 1 .t i / t ck 1 356, 25 NHE2=60.1. .14000.(13.4/8+0,63.3/8)=16,2.107 > NH02=1,4.107 3
  11. Do đó kHL2=1 Suy ra: NHE1 > NH01 nên kHL1=1. Như vậy theo 6.1a sơ bộ xác định được: [бH]= s0Hlim.KHL/бH 560.1 ⇒ [бH]1= =509 Mpa 1,1 530.1 [бH]2= 1,1 =482 Mpa Với bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm bánh trụ răng thẳng : [бH]=482 Mpa Theo 6.7 NFei=60.c. ∑ ( Ti / T1 ) .n i .Ti 6 356, 25 NFE2= 60.1. .14000.(16.4/8+0,66.3/8)=5,2.107. 3 Vì NFE2=5,2.107 > NF0=4.106 nên KFL2=1 Suy ra NFE1 > NF0 do đó KFL1=1 Từ đó theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta có: [бF]= s0Flim.KFC.KFL/бF [бF1]= 441.1.1/1,75=252 Mpa [бF2]= 414.1.1/1,75= 237 Mpa, ứng suất quá tải cho phép: theo 6.13 và 6.14 ta có: [бH]max= 2,8.бch2=2,8.450=1260 Mpa [бF1]max = 0,8. бch1=0,8.580=464 Mpa [бF2]max= 0,8. бch2=0,8.450=360 Mpa B. Thiết kế các bộ truyền
  12. Tính bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng): 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: T1.K Hβ aw1=ka.(u1+1) 3 [ бH ] 2 .u1.Ψ ba T1 : Mômen xoắn trên trục động cơ, T1=32101 Nmm ka : Hệ số phụ thuộc vào loại răng, ka=49,5 (răng thẳng) Hệ số Ψ ba =bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn có Ψ ba =0,3 ⇒ Ψ bd =0,53. Ψ ba (u1+1)=0,53.0,3.(4+1)=0,795 Do đó theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 3, KHβ=1,12 [бH]=482 Mpa Thay số vào ta được khoảng cách trục sơ bộ: 32101.1,12 aw1=49,5.(4+1) 3 =125,04 mm 4822 .4.0,3 3.4 Xác định các thông số ăn khớp Môđun m: m = (0,01÷0,02). aw1=(0,01÷0,02).125,04=1,25÷2,5 Chọn m=2 mm Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: 2.a w1 2.125,04 z1= m. ( u + 1) = 2.(4 + 1) =25,01 1 Lấy z1=25, Số răng của bánh lớn: z2=u1.z1=4.25=100 z2=100 tổng số răng của cả hai bánh: zt=z1+z2=25+100=125 tỷ số truyền thực tế là 4, sai số tỷ số truyền = 0. Khoảng cách trục được tính lại: aw=m.zt/2=2.125/2=125 mm
  13. Khi z1 =25
  14. 2cosβ b 2.1 ZH= = =1,764 sin2a tw sin2.200 εa=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)] =[1,88-3,2(1/25+1/100)]=1,72 Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng zε2= ( 4 − εa ) = 4 − 1, 72 =0,872 3 3 π .d w1.n1 π .50.1425 vận tốc vòng: v= = =3,73 m/s 60000 60000 theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8. Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8 Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.15 δH=0,006 a w1 125 VH= δH.g0.v. =0,006.56. =7,01 u m1 4 Do đó theo 6.14 ta có hệ số ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: v H .b w1.d w1 7, 01.37,5.50 KHV=1+ 2.T .k . k =1+ 2.32101.1,12.1 =1,183 1 Hβ Ha kH= kHβ.kHa.kHv=1,12.1.1,183=1,32 thay các giá trị: 2.32101.1,32.(4 + 1) бH=274.1,764.0,872. =448 Mpa 37,5. 502.4 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[бH]=[бH].ZR.ZV.ZxH. với v=3,73 m/s ⇒ ZV=1 ( vì v < 5 m/s ),
  15. cấp chính xác động học là 8, chọn ,mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ=10÷40 μm. Do đó RZ=0,90. với da
  16. Vậy ứng suất uốn của cặp bánh răng : 2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1 2.27092.1, 67.0, 578.1.3, 45 σ F1 = = = 102,5 ( MPa ) 0,85.b.d m1.mtm 0,85.26.45,5.1, 75 Y 3,54 σ F 2 = σ F 1. F 2 = 102,5. = 105 ( MPa ) YF 1 3, 45 Vậy : σ F 1 ≤ [σ F 1 ]=268 ( MPa) ; σ F 2 ≤ [σ F 2 ]=257 ( MPa) nên đảm bảo về độ bền uốn. 3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Tmax Theo công thức 6.48[1] với K qt = = 2, 2 thì : T σ Hmax = σ H . K qt = 520. 2, 2 = 771 MPa < [σ H ]max = 1624 MPa Theo công thức 6.49[1] ta có : σ F 1max = σ F 1.K qt = 102,5.2, 2 = 225, 5 MPa < [σ F1 ]max = 464 MPa σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 105.2, 2 = 231 MPa < [σ F2 ]max = 464 MPa Tính toán bộ truyền cấp chậm ( bánh răng trụ răng thẳng) 3.8 Xác định khoảng cách trục sơ bộ: T2 .K Hβ aw2=ka.(u2+1) 3 [ бH ] 2 .u 2 .Ψ ba T2 : Mômen xoắn trên trục động cơ, T2=123312 Nmm ka : Hệ số phụ thuộc vào loại răng, ka=49,5 (răng thẳng) Hệ số Ψ ba =bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn có Ψ ba =0,4 ⇒ Ψ bd =0,53. Ψ ba (u1+1)=0,53.0,4.(3+1)=0,848 Do đó theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 5, KHβ=1,05 u2=3 [бH]=482 Mpa
  17. Thay số vào ta được khoảng cách trục sơ bộ: 123312.1, 05 aw2=49,5.(3+1) 3 =153,33 mm 4822 .3.0, 4 lấy aw2=155 mm 3.9 Xác định các thông số ăn khớp Môđun m: m = (0,01÷0,02). aw1=(0,01÷0,02).153,33=1,5÷3,0 Chọn m=2,5 mm Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: 2.a w2 2.153,33 z1= m. ( u + 1) = 2.(3 + 1) =30,66 2 Lấy z3=31, Số răng của bánh lớn: z4=u1.z3=3.31=93 Z4=100 tổng số răng của cả hai bánh: zt=z3+z4=31+93=124 tỷ số truyền thực tế là 3, sai số tỷ số truyền = 0. Khoảng cách trục được tính lại: aw2=m.zt/2=2,5.124/2=155 mm Khi z1 =31 >30 không cần dịch chỉnh Theo 6.27 góc ăn khớp: z t .m.cosa 124.2,5.Cos200 Cos atw= 2a = =0,9396 w 2.155 ⇒ atw=200 3.10 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền Yêu cầu cần được đảm bảo: 2.T1.K H . ( u m + 1) бH=ZM.ZH.Zε. 3 ≤ [бH] b w .d w 2 .u m
  18. ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM= 274 Mpa1/3 ZH: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng? kH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw: chiều rộng của vành răng , bw1= Ψ ba . aw1=0,3.125=37,5 mm dw: đươờng kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (bánh chủ động). dw=2. aw/(um+1)=2.125/(4+1)=50 mm T1=32101 Nmm Góc prôfin răng ăn khớp: 2cosβ b 2.1 ZH= = =1,764 sin2a tw sin2.200 εa=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)] =[1,88-3,2(1/25+1/100)]=1,72 Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng zε2= ( 4 − εa ) = 4 − 1, 72 =0,872 3 3 π .d w1.n1 π .50.1425 vận tốc vòng: v= = =3,73 m/s 60000 60000 theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8. Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8 Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.15 δH=0,006 a w1 125 VH= δH.g0.v. =0,006.56. =7,01 u m1 4
  19. Do đó theo 6.14 ta có hệ số ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: v H .b w1.d w1 7, 01.37,5.50 KHV=1+ 2.T .k . k =1+ 2.32101.1,12.1 =1,183 1 Hβ Ha kH= kHβ.kHa.kHv=1,12.1.1,183=1,32 thay các giá trị: 2.32101.1,32.(4 + 1) бH=274.1,764.0,872. =448 Mpa 37,5. 502.4 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[бH]=[бH].ZR.ZV.ZxH. với v=3,73 m/s ⇒ ZV=1 ( vì v < 5 m/s ), cấp chính xác động học là 8, chọn ,mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ=10÷40 μm. Do đó RZ=0,90. với da
  20. Vậy hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn, theo công thức 6.67[1] : K F = K F β .K Fα .K Fv = 1, 25.1.1,335 ≈ 1, 67 1 1 Ta có : Yβ = 1 ; Yε = ε = 1, 73 = 0,578 α Tra bảng 6.18[1] được : YF 1 = 3, 45 ; Y2 = 3,54 Vậy ứng suất uốn của cặp bánh răng : 2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1 2.27092.1, 67.0, 578.1.3, 45 σ F1 = = = 102,5 ( MPa ) 0,85.b.d m1.mtm 0,85.26.45,5.1, 75 Y 3,54 σ F 2 = σ F 1. F 2 = 102,5. = 105 ( MPa ) YF 1 3, 45 Vậy : σ F 1 ≤ [σ F 1 ]=268 ( MPa) ; σ F 2 ≤ [σ F 2 ]=257 ( MPa) nên đảm bảo về độ bền uốn. 3.12 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Tmax Theo công thức 6.48[1] với K qt = = 2, 2 thì : T σ Hmax = σ H . K qt = 520. 2, 2 = 771 MPa < [σ H ]max = 1624 MPa Theo công thức 6.49[1] ta có : σ F 1max = σ F 1.K qt = 102,5.2, 2 = 225, 5 MPa < [σ F1 ]max = 464 MPa σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 105.2, 2 = 231 MPa < [σ F2 ]max = 464 MPa Bảng thông số chính của bộ truyền
Đồng bộ tài khoản