BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC MỎ ĐỊA CHẤT... Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc N HE và NFE được tínhtheo công thức NHE = 60... Bộ truyền cấp chậm: Bá
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ CÁC THÔNG SỐ ĐẦU VÀO CỦA CÁC TRỤC, CÁC BỘ TRUYỀN
Chọn động cơ
Công suất cần thiết : Pct = 1000 P v ƞ
Trong đó: P là lực kéo băng tải. v là vận tốc băng tải. η là hiệu suất hệ dẫn động.
+ Ta có: η=¿ (η ot) n (η ol) m (η br) k (η d) j (η k) h
Hiệu suất của bánh răng: η br = 0,97
Hiệu suất của bộ truyền đai: η d = 0,95
Suy ra hiệu suất hệ thống : η ht = η ot η k η 3 ol
Số vòng của trục tang quay : nlv = 60000 π D v = 60000.1,5 π 400 = 71,61 vg/ph
Số vòng sơ bộ của động cơ : nsb = nlv.ut
Trong đó tỷ số truyền chung của hệ dẫn động ut = uh ud
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc uh = 10
Tỷ số truyền của đai ud = 4
=> nsb = nlv.ut = 71,61.10.4 = 2864,4 vg/ph
Chọn động cơ phải cần có: P đc ¿ P ct
Theo phụ lục bảng P1.2 chọn động cơ DK.52-2 có P = 7 KW, nđc = 2900 vg/ph
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động ut = uh ud
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc uh = u u t d = 40,4 4 = 10,1 , lấy uh = 10 Theo bảng 3.1 chọn: u1 = 3,83và u2 = 2,61
Công suất, mô men và số vòng quay trên các trục
Công suất trên trục làm việc Plv = 1000 P v = 3.1000.1,5 1000 = 4,5 KW
Công suất trên các trục khác:
Số vòng quay trên trục I: n 1=n đc )00vg/ph
Số vòng quay trên trục II: n 2=n 1 u 1 )00 3,83u7,1vg/ph
Số vòng quay trên trục III: n 3=n 2 u 2 u7,1 2,61 )0,07vg/ph
2900 = 16136,2 Nmm Mômen xoắn trên trục II: T2 =9,55.10
Mômen xoắn trên trục III: T3 = 9,55.10
181 = 154738,5 Nmm Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđc = 9,55.10
Từ kết quả tính toán ở trên ta có bảng thông số kỹ thuật của hệ thống đã cho:
Trục Động cơ I II III
Số vòng quay, vg/ph 2900 2900 757,1 290,07
BỘ TRUYỀN ĐAI NGOÀI
Chọn loại đai và tiết diện đai
Công suất trên trục chủ động: P = 4,7KW
Tốc độ quay của trục chủ động: n1 = 290,07 vg/ph
Momen xoăn trên trục chủ động: T1 = 154738,5Nmm
Tỷ số truyền: u = 4,04 b) Chọn tiết diện đai B theo bảng 4.13 ta có các thông số: bt = 19 mm, b = 22 mm, h = 13,5 mm, y0 = 4,8 mm, A = 230 mm 2
Xác định các thông số của bộ truyền7
Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ: d1= 224 mm.
60000 =3,4m/s < vmax = 25 m/s Đường kính bánh đai lớn: d2 = (1− d 1 u ε
Tỷ số truyền thực tế: u t = d 2 d 1 (1−ε)= 900
Sai lệch tỷ số truyền ∆ u=(u¿¿t−u) u 100=(4,05−4,04)
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau: 0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1 + d2)
Chọn sơ bộ a: theo bảng 4.14 chọn sơ bộ a = d2 = 900 mm.
Ta chọn chuẩn l theo bảng 4.13 chọn l = 3550 mm.
Kiểm nghiệm số vòng quay của đai trong 1 giây i = v/l = 3,4/3,55 = 0,95 s < imax
Tính lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6) a = (λ+ √ λ 2 −8 Δ 2 )
822,77 3,1 0 >¿ α min = 120 0 đối với đai sợi tổng hợp
Xác định số đai8
Trong đó: Kđ Hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 chọn Kđ = 1,45
C1:Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai, theo bảng 4.16 với l l
Cu: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, theo bảng 4.17 ta chọn Cu = 1,14
[ P 0 ]: Trị số công suất cho phép theo bảng 4.19 ta có [ P 0 ] = 2,3kW
Cz: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai
2,3≈2,04kW do đó theo bảng 4.18 ta có Cz = 0,95
([ P 0 ] C α C 1 C u C z ) = (2,3.0,88 1.1,14 0,95)4,7.1,45 = 3,10 ta lấy z = 4 đai (nên lấy ≤ 6 đai)
Theo bảng 4.21 ta có chiều rộng bánh đai :
B = (z - 1).t + 2.e = (4 - 1).25,5 + 2.17 = 110,5 mm. Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ : da1 = d1 + 2.h0 = 224+ 2.5,7 = 235,4 mm Đường kính ngoài của bánh đai lớn : da2 = d2 + 2.h0 = 900 + 2.5,7 = 911,4 mm.
Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục PHẦN III: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG A Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng nghiêng
Trong đó Fv_ lực căng do lực ly tâm sinh ra theo công thức (4.20) ta có
Fv = qm v 2 = 0,300.3,4 2 = 3,46 N với qm là khối lượng 1m chiều dài
Theo bảng 4.22 ta chọn qm = 0,300 Kg/m
2,3.0,88.4 + 3,46 ≈ 447,6 N Lực tác dụng lên các trục:
PHẦN III: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển với các số liệu sau: P1 4,7(kW); n1 = 2900 (vg/ph); n2 = 290,07 (vg/ph); Uh = 16; thời hạn sử dụng 16800 giờ
A Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng nghiêng
Chọn vật liệu cho bánh răng
Do yêu cầu không đặc biệt theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB$1…285 σb1 = 850Mpa, σch1 = 580Mpa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB2…240 σb2 u0Mpa, σch2 = 450Mpa
Phân tỉ số truyền
Tỷ số truyền đã được phân: u1 = 3,83
Ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσH] = σ 0 Hlim.KHL/SH (6.1a) Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở [σσF] = σ 0 Flim.KFC.KFL/SF (6.1b)
Theo bảng 6.2 ta chọn: σ 0 Hlim = 2HB + 70 SH = 1,1 σ 0 Flim = 1,8HB SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230 σ 0 Hlim1 = 2.245 + 70 = 560Mpa σ 0 Flim1 = 1,8.245 = 441 Mpa σ 0 Hlim2 =2.230 +70 = 530Mpa σ 0 Flim2 = 1,8.230 = 414 Mpa
Trong đó: K FC : Hệ số kể đến ảnh hưởng cách đặt tải K FC = 1
K HL, K FL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
K HL = m √ H N HO /N HE (6.3); K FL = m √ F N FO /N FE (6.4) m H , m F : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn m H = 6 và m F = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350)
N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4.10 6
N HE và NFE Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc N HE và NFE được tính theo công thức
Trong đó: Ti, ni, ti lần lượt là momen xoăn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
N HE 2>N HO2 nên lấy N HE 2 = N HO2 do đó K HL2 = 1
Tương tự: N HE 1>N HO1 nên lấy N HE 1 = N HO 1 do đó K HL1 = 1
N FE 2 > N FO2 nên lấy N FE2 = N FO2 do đó K FL2 = 1
Tương tự: N FE1 > N FO 1 nên lấy N FE 1 = N FO 1 do đó K FL1 = 1
Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ ¿¿ H ] ¿ = σ 0 Hlim K S HL
Cấp nhanh sử dụng răng nghiêng trên nên
2 = 495,4 Mpa < 1,25 [ σ ¿¿ H ] 2¿ + Ứng suất uốn : [σ ¿¿ F ]¿ = σ 0 Flim K FC S K FL
Do bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1; tra bảng 6.2 ta có S F = 1,75
+ Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện hoặc tôi thể tích:
+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Tính toán cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w 2 = K a (u 1 +1)√ 3 [ σ T H 1 ] 2 K u 1 Hβ ψ ba
Trong đó: K a :Hệ số phụ thuộc vật liệu răng và loại răng tra bảng 6.5 K a = 43 Theo bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,3, với răng nghiêng K a = 43 ψ bd = 0,5 ψ ba (u + 1) = 0,5.0,3 (5,23 + 1) = 0,9345 ≈ 1 Theo bảng 6.7 chọn K Hβ = 1,15 (sơ đồ 3) ;T 1 = 154738,5 Nmm
495,4 2 3,83.0,3 = 139,5 mm => Lấy a w 2= 140mm. b) Xác định thông số ăn khớp
Xác định modun: m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02).140 = 1,4 ÷ 2,5 mm Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5
Xác định góc nghiêng của bánh răng ꞵ
Chọn sơ bộ ꞵ= 10 o do đó cosꞵ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ từ công thức(6.38) z 1= 2.a m.(u+ w cosβ 1) = 2.140.0,9848
Tính lại u1 = 111/29 = 3,827 c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z Ɛ √ 2.T b 1 K w u d H (u 2 1 +1) (6.33)
+Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5 ta chọn Z M = 274 Mpa 1 3
+ Z H :Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc được tính theo (6.34)
Z H = √ sin 2 2 cosβ α tw b tgβ b = cosa t tgβ α t = α tw = arctg ( cosβ tgα ¿ = arctg (0,9836 tg 20 ¿ = 20,306 tgβ b = cos a t tgβ = cos (20,306).tg (10,39) = 0,17 suy ra β b = 9,75 o
Z H =√ sin 2 2 cosβ α tw b = √ sin 2 2.cos (20,36) (9,75 ) = 1,683
+ Z Ɛ : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ɛ β = b w sinβ π m = 53,4.sin (10,39 ) π.2,5 = 1,226 ;b w = a w ψ ba = 140.0,3 = 53,4
Do Ɛ β ≥ 1 nên ta tính Z Ɛ theo công thức (6.3c) Z Ɛ = √ Ɛ 1 α = √ 1,712 1 = 0,764 Ɛ α = [σ1,88 – 3,2( z 1
2 )].cosβ = [σ1,88 – 3,2(29 1 + 111 1 )].0,9836 = 1,712 + K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H = K Hβ K Hα K Hv
Theo bảng 6.7 đã có K Hβ = 1,15 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w 2 = 2 a w u+1 = 3,83 2.140 +1 = 73,706
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Tra bảng 6.15 chọn δ H = 0,002; Tra bảng 6.16 chọn g 0 = 56
F8,06Mpa d) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức (6.1) ta có: [ σ ¿¿ H ] ¿ = [ σ ¿¿ H ] ¿ Z V Z R K xH
Với v = 6,09 m/s > 5m/s, Z V = 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công độ nhám R a = 2,5 1,25 μm do đó m do đó Z R =0,95. Với d a < 700 mm, K xH = 1 do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) ta có:
Như vậy σ H F8,06< [ σ ¿¿ H ] ¿ = 475,7 (thỏa mãn yêu cầu) e) Kiểm nghiệm về độ bền uốn σ F1 = 2.T 1 K F Y Ɛ Y β Y F1 b w d w 1 m ≤ [ σ ¿¿ F 1] ¿ ;σ F2 = σ F1 Y F2
Theo bảng 6.7 với ψ bd = 1 chọn K Fβ = 1,32
Theo bảng 6,14 với cấp chính xác 8, v > 5 K Fα =1,37
Theo bảng 6.15 chọn δ F =0,006 Theo bảng 6.16 chọn g 0s do đó v F = δ F g 0 v√ a u w = 0,006.73 2,31√ 5,23 140 = 3,31
Số răng tương đương: Z v1= z 1 cos 3 β = 29
Y F 1 ¿ = 68,98.3,6 4,06 = 61,16 Mpa Với m = 2,5 ta có Y S = 1,022, Y R = 1, K xF = 1
Tương tự [ σ ¿¿ F 2] ¿ = 241,7 Mpa =>Như vậy: σ F1N HO4 nên lấy N HE 4 = N HO4 do đó K HL4 = 1
Tương tự: N HE 3>N HO3 nên lấy N HE 3 = N HO3 do đó K HL3 = 1
N FE 4 > N FO 4 nên lấy N FE 4 = N FO 4 do đó K FL4 = 1
Tương tự: N FE3 > N FO 3 nên lấy N FE 3 = N FO 3 do đó K FL3 = 1
Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ ¿¿ H ] ¿ = σ 0 Hlim K S HL
Cấp nhanh sử dụng răng nghiêng trên nên
+ Ứng suất uốn : [σ ¿¿ F ]¿ = σ 0 Flim K FC S K FL
Do bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1; tra bảng 6.2 ta có S F = 1,75
Suy ra: [ σ ¿¿ F ] 3¿ = 432.1 1 1,75 = 246,8 Mpa; [ σ ¿¿ F ] 4¿ = 414.1 1 1,75 = 236,5 Mpa + Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện hoặc tôi thể tích:
+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
III.4 Tính toán cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w 2 = K a (u 2 +1)√ 3 [σ T H 2 ] 2 K u H β 2 ψ ba
Trong đó: K a :Hệ số phụ thuộc vật liệu răng và loại răng tra bảng 6.5 K a = 43 theo bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,3, với răng nghiêng K a = 43 ψ bd = 0,5 ψ ba (u + 1) = 0,5.0,3 (2,61 + 1) = 0,5415
Theo bảng 6.7 chọn K H β = 1,15 (sơ đồ 3)
T 2 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2 = 60546,8Nmm
490 2 2,61 0,3 = 111,4 mm Lấy a w 2= 120 mm. b) Xác định thông số ăn khớp
Xác định modun: m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02).120 = 1,2÷ 2,4mm Theo bảng 6.8 chọn m = 2
Xác định góc nghiêng của bánh răng β
Chọn sơ bộ β = 10 o do đó cos β = 0,9848
Số răng bánh nhỏ từ công thức(6.38) z 3= 2 a w cos β m.(u+1) = 2.120.0,9848
Tính lại u2 = 78/30 = 2,6 c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc σ H = Z M Z H Z Ɛ √ 2T b 2 w K u2 H (u d 2 2 w +1) 3 (6.33)
Trong đó: + Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 ta chọn Z M = 274 Mpa 1 3
+ Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc được tính theo công thức (6.34)
Z H = √ sin 2 2 cos α β tw b tg β b = cosa t tg β α t = α tw = arctg (cos tgα β ¿ = arctg ( tg 0,98 20 ¿ = 20,51 tg β b = cosa t tg β = cos (20,51).tg (13,369) ,549 0
+ Z Ɛ : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ɛ β = b w sin β π m = 42 sin (11,47 ) π.1,5 = 1,77 b w = a w ψ ba = 120.0,3 = 34,5
Do Ɛ β ≥ 1 nên ta tính Z Ɛ theo công thức (6.3c) Z Ɛ = √ Ɛ 1 α = √ 1,685 1 = 0,77 Ɛ α = [σ1,88 – 3,2( z 1
2 )].cos β = [σ1,88 – 3,2(30 1 + 78 1 )].0,9729 = 1,225 + K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H = K H β K Hα K Hv
Theo bảng 6.7 chọn K H β = 1,15 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w 3 = 2 a w 2 u+1 = 2,61+ 2.120 1 = 61,66
60000 = 2,4 m/sTheo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Tra bảng 6.15 chọn δ H = 0,002; Tra bảng 6.16 chọn g 0 = 73
33,3.2,66.61,66 2 = 463,8MPa d) Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức (6.1) ta có: [ σ ¿¿ H ] ¿ = [σ ¿¿ H ]¿ Z V Z R K xH
Với v = 2 m/s < 5m/s, Z V = 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công độ nhám R a = 2,5 … 1,25 μm do đó m do đó Z R =0,95. Với d a < 700 mm, K xH = 1 do đó theo công thức (6.1) và (6.1a) ta có:
Như vậy σ H = 463,8 Mpa < [ σ ¿¿ H ] ¿ = 470,7 Mpa e) Kiểm nghiệm về độ bền uốn σ F3 = 2.T 3 K b F Y Ɛ Y β Y F3 w d w 3 m ≤ [ σ ¿¿ F 3] ¿ (6.43) σ F 4 = σ F3 Y Y F4
Theo bảng 6.7 với ψ bd = 1,07 chọn K F β = 1,32
Theo bảng 6,14 với cấp chính xác 9, v < 2,5 K Fα =1,37
Theo bảng 6.15 chọn δ =0,006 Theo bảng 6.16 chọn g s do đó v F = δ F g 0 v√ a u w = 0,006.73.2,4.√ 120 2,6 = 7,1
Số răng tương đương: Z v3= z 3 cos 3 β = 30
F3 ¿ = 114,7.3,61 3,8 = 108,9 Mpa Với m = 2 ta có Y S = 1,022 Y R = 1, K xF = 1
[σ ¿¿ F 3 ]¿ = [σ ¿¿ F 3 ]¿ Y R Y S K xF = 246,8.1.1,022.1 = 252,2 Mpa Tương tự [ σ ¿¿ F 4] ¿ = 241,7 Mpa.
Như vậy σ F3σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58.261,6 = 157,728 Mpa σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j τaj, τmj: 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
aj tính theo công thức (10.22): σmj = 0; σaj = σmaxj = W M j j với M j theo (10.15) Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τmj = τaj = τ max j 2 = 2 T w j oj
Trong đó W và W là mômen cản uốn và momen cản xoắn được tính theo công thức
+) Đối với tiết diện tròn: W j =π d 3 j
16 +) Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
2.d j +) Đối với tiết diện có 2 rãnh then:
16 −b t 1 ( d j −t 1 ) 2 d j ψσ, ψr : Hệ số kể đến ảnh của trị số ứng suất trung bình đến gộ bền mỏi, tra bảng 10.7 ta có = 0,05; = 0
Ta áp dụng công thức được bảng sau:
Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm 3 ) Wo (mm 3 ) a a
0,48 15 15 4.6 7,1 21,19 8,5 11,9 Các hệ số Kσdj, Kdj đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau: Công thức (10.25): Kσdj = (Kσ/εσ + Kx – 1)/Ky
Công thức (10.26): Kdj = (K/ε + Kx – 1)/Ky
+) Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt các trục được gia công trên máy tiện Các tiết diện nguy hiểm đạt Ra= 2,5 0,63 μm do đó m theo bảng 10.8 ta có Kx=1,06
+) Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục, theo bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, chọn Ky=1 do ko dùng phương pháp tăng bền bề mặt+) εσ, ετ: Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, theo bảng 10.10 tìm được εσ, ετ
Ổ LĂN35 A Ổ lăn cho trục III
Chọn loại ổ lăn trục III
Phản lực hướng tâm trên các ổ là:
Lực dọc trục Fa= 766N Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ đũa côn.
Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường (0) và có độ đảo hướng tâm 20 μm do đó m, giá thành tương đối 1.
V.2 Chọn kích thước ổ lăn: Chọn theo khả năng tải trọng thay đổi Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d= 75 mm
Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7315 có:
Co = 148 kN; C = 178 Kn; α = 12,33 0 ; e = 1,5tg = 1,5.tg (12,33 0 ) = 0,327
Trong đó: Fr và Falà tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN
V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1
Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(t o
