Đồ Án Chi Tiết Máy Hộp Giảm Tốc 2 Cấp Bánh Răng Trục Vít

Đồ án chi tiết máy, Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trục vít, Ưu điểm của hộp giảm tốc này là truyền được momen xoắn giữa hai trục chéo nhau, có tỉ số truyền lớn, có khả năng tự hãm. Nhược điểm của hộp giảm tốc này là sinh ra nhiệt lớn.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

-ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤC VÍT

Chuyên ngành: Cơ Khí

GVHD : Bùi Vũ HùngSVTH : Hoàng Văn Tú

LỚP : Công Nghệ Chế Tạo Cơ Khí

Năm học: 2019 - 2020

MỤC LỤC

Đề VI – Phương án 5

Các thông số cho trước:

- Lực vòng trên băng tải (kG) : 460

a Chọn hiệu suất của hệ thống

- Hiệu suất truyền động :

η=η kn2 η br .η tv η ol3 =0,9 9 2.0,97 0,80 0,993 =0,738

Với:

η kn=0,99 : Hiệu suất khớp nối trục

η br=0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng

η tv=0,80 : Hiệu suất bộ truyền trục vít không tự hãm ( z 1 =2 )

η ol=0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.

1 §éng c¬ ®iÖn

2 Bé truyÒn b¸nh r¨ng

3 Bé truyÒn trôc vÝt – b¸nh vÝt

4 B¨ng t¶i

5 Khíp nèi.

b Tính công suất cần thiết

- Công suất trên trục máy công tác:

P lv=M= F v

1000=

460.9,81.0,3

1000 =1,35 (kW )Trong đó: F: Lực kéo băng tải (N).

c Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Số vòng quay trên trục máy công tác

- Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trục vít là: U t = 68 (Bảng 2.4)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ

2 Phân phối tỉ số truyền

 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động

Trong đó: u h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp, u h = u 1 u 2

u n : Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài, u n = 1

u 1 : Tỉ số truyền của cấp nhanh - bộ truyền bánh răng.

u 2 : Tỉ số truyền của cấp chậm - bộ truyền trục vít- bánh vít.

- Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta chọn C = 0,9 Dựa vào u h = u t = 68,27, gióng lên ta

có u 1 = 2,3 Thay lại công thức u h = u 1 u 2 ta được:

u2=u h

u1=

68,27

2,3 =29,7

- Kiểm tra sai số:

∆ u=¿

3 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

a Phân phối công suất trên các trục

P3= P tđ

ηol ηkn=

1,21 0,99.0,99=1,234 (kW )

P2= P3

η ol η tv=

1,234 0,99.0,80=1,558(kW )

P1= P2

η ol η br=

1,558 0,99.0,97=1,622(kW )

b Tính toán số vòng quay trên các trục

PHẦN II TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.

1 Thiết kế bộ truyền bánh răng

a Chọn vật liệu

- Vì công suất trên bánh dẫn không lớn Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, thuận tiện trong việc gia công chế tạo, ta chọn vật liệu làm bánh răng là vật liệu nhóm I Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên ta có thể cắt răng chính

xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Cụ thể theo bảng 6.1, ta chọn:

- Bánh răng nhỏ ( bánh 1 ): nhãn hiệu 50, thường hóa có :

K xH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Y R : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

Y S : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất.

K xF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

K FC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K FC =1

- Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ:

Trong đó: c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c =1)

T i , n i , t i : Lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc

ở chế độ i của bánh răng đang xét

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

- Theo công thức: [σ H]max=2,8 σch

[σ H 1]max=2,8.σ ch1=2,8.350=980(MPa)

[σ H 2]max=2,8.σch2=2,8.340=952(MPa)

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

- Theo công thức: [σ F]max=0,8.σ ch

K Hβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Theo bảng 6.7, với ψ bd= 0,612

→ K Hβ= 1,02

- Thay vào công thức:

a w=49,5 (2,3+1) 3

√372,7310908,5 1,022 2,3 0,35=76,4 (mm)Lấy a w = 80 mm ( Theo TC SEV229-75).

d Xác định các thông số ăn khớp.

 Xác định môđum

m = (0,01 ÷ 0,02).a w = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6 (mm) Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn m n = 1,5 (mm)

Số răng bánh lớn:

Z2=u1 Z1=2,3.33=75,9 (Răng) Chọn Z2 =76(Răng)

Số răng tổng:

Z t=Z1+Z2=33+76=109 răng

Mà Δyy= kx Zt

1000 =

0,008.(33+76)

1000 =0,001 →tổng hệ số dịch chỉnh xt=1 ,17 +0,001=1,171. (mm).

-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1

x1=0,5.[1,171−(76−33). 1,17

33+76]=0,35(mm)

¿x2=x t−x1=1,171−0,35=0,82(mm)

f.Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xỳc

-ứng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức

+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/106.với

kH hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng đồng

2,T 1

H H

Vật liệu làm bỏnh răng thỏa món điều kiện về tiếp xỳc

g Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-Bánh răng 1

Để thoả mãn về độ bền uốn thì

σ F 1=2 T1 K F Yε Y F 1

bw dw1 m ≤[σ F 1].Y S .Y R Y XH T1=min[[10809,5(Nmm) ,bW =min[[28 (mm), dW1=min[[48,48(mm)

+ Y ε= 1

ε α=

1 1,74=0,57.

+Bánh răng thẳng  0o Y 1

 +YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18 →YF1=min[[3,54

→ [σF1].YR.YS.KXF=min[[226,29.1,05.1.1=min[[238(MPa)> σF1=min[[47,56(MPa).

Vậy điều liện về độ bền uốn đợc thoả mãn

- Ứng suất tiếp xỳc cực đại:

σ Hmax=σ H √K qt=372,73.√1,4=441(MPa)<[σ H]2 max=952(MPa)

- Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max=σ F 1 K qt=47,56.1,4=66,58<280(MPa)

σ F 2 max=σ F 2 K qt=46.1,4=64,4<272( MPa)

Vậy cỏc điều kiện được thỏa món

i.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.

Z 2

Z 1 = 33

Z 2 = 76 Khoảng cỏch trục chia a 81,75

Khoảng cỏch trục a w a w = 80 (mm)

Đường kớnh vũng chia d d 1 = m Z 1 = 49,5 (mm)

d 2 = m Z 2 = 114 (mm) Đường kớnh vũng lăn d w d w1 = 2.a w /(u+1) = 48,48 (mm)

d w2 = d w1 u 1 = 111,5 (mm) Đường kớnh đỉnh răng (ăn

khớp ngoài)

d a d a1 = d 1 + 2.(1+x 1 -∆ y).m = 53,55 (mm)

d a2 = d 2 + 2.(1+x 2 -∆ y).m = 119,5 (mm) Đường kớnh cơ sở d b d b1 = d 1 cosα= 46,5 (mm)

d b2 = d 2 cosα= 107 (mm)

- Khi tiến hành thiết kế, chọn vật liệu là bước đầu tiên, nhưng để chọn được đúng cần

phải biết vận tốc trượt Vì vậy phải dựa vào công thức gần đúng sau đây để xác định vận tốc trượt:

v t=8,8 10−3.√3 P2 u2n22=8,8 10−3 3√1,558 29,7 6172=2,29(m/s)

- Vậy vt < 5 m/s có thể chọn vật liệu trục vít bằng thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn 45÷

50 HRC, ren thân khai, sai khi cắt ren được mài Vật liệu bánh vít là đồng thanh nhôm sắt niken ЬpЖH 10-4-4 đúc ly tâm có σpЖH 10-4-4 đúc ly tâm có σH 10-4-4 đúc ly tâm có σ b = 600 MPa, σ ch = 200 MPa ( Bảng 7.1)

b Ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσ H ]

- Theo bảng 7.2, với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 đúc ly tâm có σpЖH 10-4-4 đúc ly tâm có σH10-4-4, ta có:

T3: Mô men xoắn trên trục bánh vít.

- Hệ số dịch chỉnh:

x= a W

m−0,5.(q+ Z2)= 135

5 −0,5.(25+30 )=−0,5

Thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh vít.

d Kiểm nghiệm răng bánh vít

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

T 3 m: Mômen xoắn trung bình trên trục bánh vít.

T 3 max: Mô men xoắn lớn nhất trong các T 3 i

T 3 m=∑T 3 i t i n 3 i

∑t i n 3 i

8+

0,7 1,4.

σ H ≤[σ H]=250(MPa)

Bộ truyền thỏa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.

 Kiểm nghiệm độ bền uốn

- Thay vào công thức:

σ F= 1,4 567390 1,76.1,2

101.150 4,99 =22,4 (MPa)Thỏa mãn:

σ F ≤[σ F]=180,6(MPa)

Bộ truyền thỏa mãn điều kiện độ bền uốn.

e Các thông số cơ bản của bộ truyền

d a2 = m.(z 2 + 2 + 2x ) = 155 (mm) Đường kính vòng đáy d f1 = m.(q - 2,4) = 113 (mm)

d f2 = m.(z 2 -2,4 + 2.x) = 133 (mm) Đường kính ngoài bánh vít d aM2≤ d a2 +1,5.m = 162,5 (mm)

d aM2 = 160 (mm)

f Tính nhiệt của truyền động trục vít

- Với trường hợp không làm nguội nhân tạo mà để nhiệt lượng tỏa đi qua vách hộp giảm tốc, nhiệt độ t d của dầu trong hộp giảm tốc phải thỏa mãn điều kiện:

t d=t0+ 1000.(1−η) P2

[K t A (1+ψ ) β]≤[t d]

β: Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do

làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa.

∑P P i t i2

1.5

8+0,7.

3 8

=1,13

Với: P i ,t i: Công suất và thời gian chịu tải ở chế độ thứ i của

chu kỳ.

P2: Công suất trên trục vít.

t ck: Thời gian của một chu kỳ tải trọng.

ψ: Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, Lấy ψ=0,3

[t d]: Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu Lấy [σt d ] = 90 o

t0: Nhiệt độ môi trường Lấy t o = 25 o

K t: Hệ số tỏa nhiệt của bề mặt được quạt Lấy K t=13(w/m2 0C).

η: Hiệu suất bộ truyền.

η= 0,95 tan γ w

tan(γ w+φ)=

0,95 tan 2,38 tan (2,38+1,78)=0,54Với: φ : Góc ma sát Tra bảng 7.4 => φ=1,78 A: Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc.

t d ≤[t d]=900

PHẦN III THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

A Tính trục

1 Chọn vật liệu trục

- Với yêu cầu chế tạo trục trong hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn

vật liệu làm trục là thép 45 thường hoá và tôi cải thiện cho cả 3 trục có:

σ b=600 ( MPa) , σch=360 ( MPa) , ứng suất xoắn cho phép là [τ]=12 ÷ 20(MPa)

- Lực hướng tâm:

F r 1=F r 2=F t 1 tan α tw

cos β =

450 tan 22,69 cos 0 =188 ( N )

Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

- Với d1=25 (mm) , theo bảng 10,2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục I là

b01=17(mm).

Với: k1 là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay Theo bảng 10.3 chọn k1=12(mm)

k2 là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp Theo bảng 10.3 chọn k2=10 (mm)

k3 là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ Theo bảng 10.3 chọn k3=15 (mm)

h n là chiều cao lắp ổ và đầu bulông Theo bảng 10.3 chọn h n=18 (mm)

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối:

Mômen uốn tại C: M yC=F r 1 .(45,5+61,5)=20116 (N mm)

Mômen tại điểm C: M xC=−F t 1 .(45,5+61,5)=−48150(N mm)

d I 3=√3 530310,1.63=20,3(mm).

Vậy để đảm bảo về độ bền và kết cấu lắp ghép ta chọn:

dI2=min[[25(mm), dI1=min[[30(mm), dI3=min[[34(mm),

*Chọn then và kiểm nghiêm then.

a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn

đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Đờng kính vòng chân bánh răng 1 df1=min[[48(mm),mà đờng kính trục dI3=min[[35(mm)

→df1-dI3-t2=min[[48-35-t2=min[[13-t2>>5.m=min[[5.1,5=min[[7,5(mm).Vậy ta dùng then để cố định bánh răng trên trục

-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô men xoắn,vì

dI3=min[[35(mm),tra bảng 9.1a ta chọn then

r=min[[0,32(mm).b=min[[10(mm),h=min[[8(mm),lthen=min[[(0,8ữ0,9).30=min[[24ữ27

Ta lấy lthen=min[[25(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=min[[5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=min[[3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

Vậy then thoả mãn điều kiện bền

b.Chọn then cho chỗ lắp khớp nối

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Đoạn lắp khớp nối ta cần chọn lắp then để truyền mô men xoắn từ động cơ sang trục I.

Đờng kính của chỗ lắp then dk=min[[25mm,tra bảng ta chọn loại then có kích thớc

nh sau:

b=min[[8mm, h=min[[7mm, t1=min[[4mm, t2=min[[2,8mm, r=min[[0,25mm.Chiều dài của then

dthen=min[[(0,8ữ0,9).40=min[[32ữ36mm,ta chọn lthen=min[[34mm

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=min[[4mm

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=min[[2,8mm

k k

23

-Vì đờng kính sơ bộ của trục dII=min[[25(mm).Tra bảng 10.2/189 chọn đợc chiều rộng ổ lăn b0=min[[17(mm)

-Chiều dài may ơ bánh răng

dmII2=min[[(1,2 4 1,5).d=min[[(1,2 4 1,5).25=min[[304 37,5(mm)

chọn dmII2=min[[35(mm)

-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục

lII1=min[[(0,9 4 1).daM2=min[[(0,94 1).160=min[[144 4 160(mm).Chọn

lmII1=min[[160(mm)

-Khoảng cách từ gối 0 đến giữa tiết diện lắp trục vít

lII3=min[[lII1/2=min[[160/2=min[[80(mm)

-Chọn k1=min[[12(mm),k2=min[[12(mm),k3=min[[15(mm),hn=min[[18(mm)

-Ta cólII2=min[[lmII2/2+k3+hn+b0/2=min[[35/2+15+18+19/2=min[[60(mm)

-Tổng chiều dài trục II

lII=min[[lmII2/2+lII2+lII1+b0/2=min[[35/2+60+160+19/2=min[[247(mm)

-Xác định các phản lực gối tựa.Ta có các phơng trình sau

-Tính đờng kính các đoạn trục II

Vì đờng kính trục sơ bộ dII=min[[25(mm),vật liệu làm bằng thép C45,[σb]=min[[600(MPa) →[σ]=min[[65(Mpa)

Mụmen uốn tại A: M xA=0(N mm)

Mụmen uốn tại A: M yA=0 (N mm)

Mụmen uốn tại B: M xB=−60 Fx0=−19560(N mm)

Mụmen tại điểm C: M xC=−140 Ft3=−67596(N mm)

Mụmen uốn tại B: M yB=60 Fy0=100980 (N mm)

Mụmen uốn tại C: M yC=−140 Fr3=−591895(N mm)

Vậy để đảm bảo về độ bền và điều kiện kết cấu ta chọn :

dII2=min[[30(mm),dII0=min[[dII1=min[[40(mm),dII3=min[[53(mm)

591895 81257

2Chọn then và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽchọn đợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

*Chọn then

Chỗ lắp bánh răng cần then vì dII2=min[[30(mm).Kích thớc của then là:

r=min[[0,25(mm),b=min[[10(mm),h=min[[8(mm),l=min[[(0,840,9).35=min[[28431,5(mm)

Chọn l=min[[30(mm)

+chiều sâu rãnh then trên trục t1=min[[5(mm)

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=min[[3,3(mm)

*Kiểm nghiệm then

-Vì đờng kính trục sơ bộ dIII=min[[55(mm).tra bảng 10.2/189 ta chọn đợc b0=min[[29(mm).-Chiều dài may ơ lắp bánh vít.

lmIII2=min[[(1,2 41,8).d=min[[(1,2 41,8).55=min[[66 499(mm)

chọn lmIII2=min[[80(mm)

-Chọn k1=min[[12(mm),k2=min[[12(mm),k3=min[[15(mm),hn=min[[18(mm)

-Chiều dài may ơ đĩa xích

lmIII3=min[[(1,241,5).d=min[[(1,241,5).55=min[[66482,5(mm).chọn lmIII3=min[[70(mm)

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến chi tiết quay số 1

L22=min[[0,5.(b0+lmIII2)+k1+k2=min[[0,5.(29+80)+12+12=min[[78,5(mm)

lIII3=min[[lIII1+0,5.(b0+lmIII3)+k3+hn=min[[158+0,5.(29+70)+15+18=min[[240(mm)

-Chiều dài của trục III là

lIII=min[[lIII3+0,5(b0+lmIII3)=min[[240+0,5.(29+70)=min[[290(mm)

 Xác định các phản lực tại gối đỡ.Ta có các phơng trìmh phản lực

FX0=min[[2745(N),FX1=min[[6820(N),FY0=min[[1093(N),FY1=min[[1661(N)

Mụmen uốn tại B: M yB=−F r 4 .161=−443313(Nmm)

Mụmen uốn tại C: M yC=F y1 .82=136202(N mm)

Mụmen uốn tại B: M xB=−F t 4 .161=−1234097(N mm)

Mụmen tại điểm C: M xC=F x 1 .82=559240 (N mm)

-Tính đờng kính trục III

Vì đờng kính sơ bộ dIII=min[[55(mm),ta chọn đợc [σ]=min[[50(MPa)

+Đoạn trục lắp bánh vít

M td=√0,75 T2

+M x2 +M y2

=√0, 75.567390 2

+ 1234097 2

+ 443313 2 ¿1400347(N mm).

Vậy để đảm bảo điều kiện bền và kết cấu ta chọn:

dIII0=min[[dIII1=min[[70(mm),dIII2=min[[75(mm),dIII3=min[[65(mm)

*.Chọn và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đờng kính d của các trục sẽ chọn

đ-ợc kích thớc then nhất định theo bảng (9.1a)

a.Vị trí lắp bánh vít

*Chọn then

dIII2=min[[75(mm) tra bảng 9.1a ta đợc then có kích thớc

r=min[[0,3(mm),b=min[[20(mm),h=min[[12(mm),lt=min[[(0,8ữ0,9).105=min[[84ữ94,5(mm).Ta chọn lt=min[[90(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=min[[7,5(mm)

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=min[[4,9(mm)

*Kiểm nghiệm then

Vậy điều kiện về độ bền của then đợc thoả mãn.

*Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

-Ta tiến hành kiểm nghiệm về độ bền uốn cho trục ra của hộp giảm tốc(trục III) Để đảm bảo điều kiện về độ bề mỏi thì

ợc kx=min[[1.

+ky hệ tăng bền của bề mặt trục.Tra bảng 10.9 ta chọn đợc ky=min[[1,5

+Vì đoạn trục có then

*Tại tiết diện lắp ổ lăn 1

32.7868743

+ky hệ tăng bền của bề mặt trục.Tra bảng 10.9 ta chọn đợc ky=min[[1,5

+Vì đoạn trục không có then nên tra bảng 10.11/198 ta có ngay

S   S



Vậy điều kiện bền đợc thoả mãn

PHẦN IV THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC DÙNG Ổ LĂN 1.TRỤC I

-Chọn cấp chính xac của ổ lăn là cấp 0.Chọn cả hai ổ 0 và 1 cùng 1 loại ổ

1.3.Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động.

-Khả năng tả động Cd đợc tính theo công thức:

C d  Q.m L III( 8)

-m bậc của đờng cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=min[[3

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

.60

610

L h n

L 

Trong hộp giảm tốc ta có Lh=min[[104 giờ.n=min[[1420(v/phút)

→ L=10

4 60 1420

106 =852 (triệu vòng).

-Q tải trọng động quy ớc

Q=min[[X.V.Fr.Kt.Kđ (vì lực Fa=min[[0)