Đồ án chi tiết máy giúp tôi cao điểm hơn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ ĐỒNG NAI
KHOA KT

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY (Khoa Công Nghệ)
Sinh viên thực hiện:Phạm Văn Hải
MSSV :1822041815
: Nguyễn Đình Thái Bảo MSSV:……………..
:Nguyễn Tuấn Cơng
MSSV:……………..
:Phạm Duy Thiên
MSSV:……………..
Ngành đào tạo: Đồ án chi tiết máy
Người hướng dẫn: Nguyễn Văn Dũng
Ký tên:……………..
Ngày bắt đầu:.
Ngày kết thúc: .
Ngày bảo vệ:

Đề số 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số:

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ
hai cấp phân đôi;
4- Nối trục đàn hồi;
5- Thùng trộn.
¿Phần 1: Xác định động cơ ( CT trang 24 quyển 1)


p

T
Ta có : pCT = n trong đó : pCT là công suất cần thiết.
1

n là hiệu suất chung.
pT =

F ⋅ V 6000 × 0.8
=
=4,8 ( KW )
1000
1000

n=nk ⋅ n D ⋅ nBr . nOL =1.1.0,963.0,994=0,8499 (Bảng 2.3 tính chất)
3

n

4

4,8
Suy ra pCT 0,8498 =5,6479(KW )

Số vịng quay sơ bộ :nsb=nlv×u ch
nlv=

60.1000 .V 60.1000 .0,8
=
=192(v / p)

2. P
50.5

vch=ud.vh=3.8=24 (bảng 2.4 tính chất )
suy ra : nsb= 192.24=4608(v/p)
vì {P đc≥ p CT }
{nđb≈ nsb}

Tra bảng 1.3 trang 237 sách ‘ tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí “ Tập một
Pđc=7,5(KW)

nđb=4608(v/p)
Kiểu động
Công
cơ
suất
4A123S4Y3 7,5

Vận tốc
quay
1455

Tỉ số truyền:
-Tỉ số truyền của hệ dẫn động .
nđc

1455

Vch= n = 55 =26,45
lv

cos sφφ

μ%

T max
T dn

TK
T dn

0,86

87,5

2,2

2,0


-Chọn Vh=8 (Bảng 2.4 trang 21 và 3.1 trang 43 tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ
khí)
U 1=3,08

Suy ra { U =2,6 }
2
-Tỉ số truyền của bộ truyền đai .
Vch=Ud.Vh=Ud.V1.V2
¿>U d=

V ch
26,45
=¿3,303
=
3,08.2,6
V 1. V 2

Ta có : phân phối công suất trên các trục.
P

P3 = n

5

ol .not . n K

P3

= 0,99.0,33.1 =5,43 (KW )
5,43

P2= n n = 0,99.0,96 =5,71( KW )
ol . br
2

P1

5,71

P1= n n = 0,99.0 .96 =6,008(KW )

ol . br
1

P1

6,008

Pđctt= n n = 0,99.0.96 =6,32(KW )
OL. d
-phân phối vòng quay trên các trục .
N 1=

r dc 1455
=
=440,509¿ v/p)
u d 3,303

N 2=

r 1 440,509
=
=143,02¿ v/p)
u1
3,38

N 3=

r 2 143,02
=
=55 ¿v/p)

u2
2,6

-Tính tốn momen xoắn trên các trục
P đctt

Tđc=9,55.106. n
đc


6 6,32
=9,55. 10 . 1455 =41481,79 ¿N/m)

P

6,008

P

5,71

1
T1=9,55.106. n =9,55.106. 440,509 =130250(N/m)
1

2
T2=9,55.106. n =9,55.106. 143,02 =381278 (N/m)
2

P

5,43
3
T3=9,55.106. n =9,55.106. 55 =942845(N/m)
3
P
5
T4=9,55.106. n =9,55.106. 55 =¿868181,81(N/m)
lv

Trục động
cơ
6,32

Cơng
suất(KW)
Tỉ số
truyền
Số vịng
1455
quay (v/p)
Moomen
41481,79
xoắn (N/m)

¿

Trục1

Trục2

Trục 3

Trục4

6,008

5,71

5,43

5

3,03

3,08

2,6

1

440,509

143,02

55

55

130250

381278

942845

868181,81

Phần 2:Bộ truyền đai

B1: chọn vật liệu dây đai và bộ truyền đai ( bảng 4.1)
-Chọn dạng đai là đai dẹt , vật liệu là việc của công sai
B2 : Xác định đường kính bánh đai nhỏ

√

d1= (1000÷1300). 3

P1
n1

(CT: hình 4.42 trang 148)

Làm tròn theo dãy số tiêu chuẩn ( trang 148)


6,008

√

=> d1=(1000÷1300) 3 440,509 = 238,9÷310,6

Theo tiêu chuẩn chọn d1 =250mm
B3: Tính vận tốc:
v1 ¿

π . d 1.n 1 π .250 .440,509
=
=¿6,46(m/s)
6.104
6.10 4

(CT: hình 4.6 trang 132)

B4: Chọn hệ số trượt§ và tính d2( làm trịn theo tiêu chuẩn -trang
148) tính chính xác v trong đó § là hệ số trut tng i :
Đ=0,01ữ0,02
Ta cú: ud



d2
n 1 v 1. d 2
¿
=
n 2 v 2. d 1 [d 1 .(1−§)]

(CT: hình 4.10 trang 133)

=>d 2=u d [ d1 .(1－§)]=3,303.[ 280.(1−0,01)]
=>chọn d2=800mm
B5:khoảng cách trục a

a≥2.(d1+d2) <=> a≥2(250+800)
<=> a≥2.100 => a¿2100mm
Ta có

L¿2a+

π (d 1+ d 2)
2

π (250+800)
=2.2100+
2

+

+

(d 1−d 2)2
4a

(CT hình 4.4 trang 132)

(250−800)2
4.2100

=5885,348mm=>chọn L=6000mm
B7 :Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây:
v

5,766

Ta có i= l = 6.10−3 =0,961≤ [i ]=10
=> đạt yêu cầu


B8 : Góc ơm đai:
α =¿ 180-57

(d 2−d 1)
(800−250)
=¿180-57.
a
6000

(CT hình 4.2 trang 131)

=174,775°
B9: chiều dài đai :δ =6mm
d 1 250
= 6 =41,67>30=>đai
δ

vải cao su

Tra bảng trang 141: C=Cr.Cv.Cα.Co+Ca=1-0,003.(180-α1)

=1-0,003.(180-174,775)=0,984
+Cv =1-0,04(0,01.5,766 -1)=1,026
2

+bộ truyền đai ngang Co=1
+chế độ tải không đổi : Cr=1
=> C=1.1,026.0,984.1=1,0096
B10: Tính bề rộng dây đai b và làm trịn:
σ t=

F1
A

≤[σ t]
Ft

(CT hình 4.39 trang 147)
1000. P 1

=> b≥ δ [Ϭ t ] = δ v [Ϭ t ] (CT hình 4.40 trang 147)
Chọn [σ t]=2,3
=>[σ t]=2,3.C=2,3.1,0096=2,322
1000. P1

1000.6,008

b≥ δ v [Ϭ t] = 6+5,766+2,322 =74,779 (mm)
Chọn b=70 (mm)


Theo bảng 4,5 B=80 (mm)
B11: lực căng dây đai ban đầu :
Fα=1,8×70×6=756α=1,8×70×6=756 (N)
+lực tác dụng liên tục

F r=2 F α×Sin(

α1
¿
¿ =2,756×Sin(174,77 ¿
2
2

=1516,18(N)
+Lực vịng có ích
Fα=1,8×70×6=756t=

1000. P 1 1000.6,008
V 1 = 5,766 =1041,97

(N)

B12:Từ điều kiện để sinh ra trượt trơn :

Fα=1,8×70×6=756o ≥

Ft (e fαα +1)
2(e fαα −1)

(xem hình 4.44 trang 159)

Suy ra hệ số ma sát đổi chiều
1

756.2+ 1041,97

Fα=1,8×70×6=756min¿ 3,04 ln.( 756,2−1041,97 )=0,557(N)
B13 :Ứng suất lớn nhất :
σ max=σ 0+0,5.σ t+σ u1+σ v
756

= 3,04.70 +

1041,07
3.04 ×70

( CT hình4.28 trang 138)
6

+1000.5,766 ×10 + 250 ×100=10,88 (Mpa)
2

−6

B12: Tuổi thọ dây đai ( xem hình 4.37 trang 146) :
Lh

=

σn m
)
σmax
3,04.70

(

=¿ ¿=171(giờ)


¿

PHẦN 3: Bánh răng trụ thẳng:

B1: Momen xoắn trên trục của bánh dẫn :
T 1=130250 N . mm .
Tỷ sφố truyềnu=3,08
S ố vòng quay

n = 440,509 vg/ph.

B2: Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn . chọn thép 45Cr được tôi cải
thiện .Theo phụ 5.2(44) đối với bánh dẫn , ta chọn độ rắn trung bình
HB 1=250; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB 2=¿228. Vật
liệu này có khả năng chạy đà tốt.
B3: Số chu kì làm việc cơ sở ( Dựa vào trang số 258 cơ sở thiết kế
máy).
2,4
7
N HO 1=30. HB 2,4
1 =30. 250 =1,71.10
2,4
7
N Ho 2=30. HB 2,4
2 =30.228 =1,37.10

chu kì

chu kì
= 5.106

NFα=1,8×70×6=756O1 = NFα=1,8×70×6=756O2

chu kì

B4: Số chu kì làm việc trương đương , xác định theo sơ đồ tải trọng :
Ti

NHE1 = 60c∑ ( T

max

¿ )¿mH/2

niti

( xem hình 6.50 trang 227)

T 3
0,8 3
t 1+
t2
T
T

[( ) ( ) ]

= 60.1.440,509.

=60.1.440,509.(1,45+0.83.44)
=1,78.106 chu kì
( xem ở trang 258 cơ sở thiết kế máy)
Ta có : NFα=1,8×70×6=756E1 = 60.1.440,509.(1,45+0,86.44)


=1,49.107
NFα=1,8×70×6=756E2¿

N FE 1
=0,485.1 07
ubr

B5: Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác
định như sau:
σ 0 H lim ¿=2 HB+70, sφuy ra ¿

σ H lim 1=2.50+ 70=570(MPa)

Và σ 0 H lim 2=2.228+ 70=526 ( MPa )
σ 0 F lim ¿=1,8 HB sφuy ra σ

0F lim 1

=1,8.250=450 MPa ¿

Và σ 0 F lim 2=1,8.228=410.4 MPa ( dựa vào trang 259 cơ sở thiết kế máy).

B6:Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ σ H ]=
¿

σ 0 H lim . Z . Z . K . K
. K HL
SH
r

σ 0 H lim .0,9
. K HL
SH

v

l

XH

(xem hình 6.39 trang 225)

( xem hình 6.33 trang 222)

Khi tơi cải thiện SH =1,1do đó :
[ σ H 1 ]=

570.0,9
=466,4 MPa
1,1

[ σ H 2 ]=

526.0,9
=430,4 MPa
1,1

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn [ σ H ]=[ σ H 2 ]=430,4MPa
B7: Ứng suất uốn cho phép : [ σ F ]=
226)
Chọn SFα=1,8×70×6=756=1,75, ta có :

σ 0 H lim ¿
. K FL ¿
SF

( xem hình 6.47 trang


[ σ F 1 ] =¿
[σ F1]=

450
.1=257,14 MPa
1,75

410,4
.1=234,51 MPa
1,75

B8: Theo bảng 6.15 trang 231 do bánh rang nằm đói xứng các ổ trục

nên ψ ba=0,3 ÷ 0,5 chọn ψ ba= 0,4 theo tiêu chuẩn . Khi đó:
ψ ba=

ψ ba (u+1)
=0,7
2
¿

0.4 .(3,08+1)
=0,816
2

Theo bảng 6.4 trang 209, ta chọn KHB = 1,035 và KFα=1,8×70×6=756B = 1,065
B9: Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:

√

α w =50. ( u ±1 ) . 3

T 1 . K HB
2

ψ ba [ σ H ] .u

√

¿ 50. ( 3,08+ 1 ) . 3

( xem hình 6.67 trang 231)

130250.1,035
=171.17 mm
0,4.(430,4)2 .3,08

Theo tiêu chuẩn , ta chọn:
α w =200 mm (dựa vào bảng trang 231)

B10: Mơđun răng:
m=(0,01÷ 0,02) . α w =2 ÷ 4 mm ( xem hình 6.68 trang 232)
theo tiêu chuẩn ta chọn m=4mm
B11: Tổng số răng :
z1 +z2 ¿

2 α w 2.200
=
=100 răng
m
4

Số bánh răng dẫn : z1¿

( xem CT hình 6.71 trang 232)

z1 + z 2
100
=
≈ 24,51
u+1 3,08+ 1

răng

Chọn z1 = 24 răng; z2= 100 – 24 =76 răng.
B12: Tỷ số truyền sau khi chọn bánh răng:
z2

u¿ z

1

=

76
=3,17
24

( xem hình 6.58 trang 229)

B13: Các thơng số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
-

Đường kính vịng chia:
d1=z1.m =24.4= 96 mm

; d2= z2.m =76.4 =304 mm

- Đường kính vịng đỉnh :
da1=d1+2m =96+2.4 =104 mm
da2 = d2+2m =304+2.4 = 312 mm
- Khoảng cách trục: α w =

m. z 1 .(1+ u)
=200 mm
2

- Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn : b2 =ψ ba.α =0,4 .200 = 80 mm
Bánh dẫn : b1 = b2 +5 = 80 + 5 =85 mm
B14: Vận tốc vòng bánh răng :
v¿

π . d 2 .n1 π . 96.440,509
=
=2,214 m/ sφ
60000
60000

B15: Theo bảng 6.3 trang 204.
Ta chọn cấp chính xác là 9 với vgh=

3 m/s

B16: Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 211 , ta chọn:
K HV =1,06 ; K FV =1,11


B17: Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
σ H=

z m . z H . z c 2 T 1 . K HB . K HV .(u+1)

d w1
bw u

√

¿

( xem hình 6.63 trang 236)

275.1,76.0,96 2.130250 .1,035 .1,06 . ( 3,17+ 1 )
96
0,7.96 .3,17

√

¿ 362,01 MPa
σ H =362,01< [ σ H ]

=430,4 MPa

( Xem hình 6.54 trang 228) nằm trong khoảng cho phép ( không vượt
giá trị cho phép 4%).
B18: Hệ số dạng răng YF :
Đối với bánh dẫn : YFα=1,8×70×6=7561 = 3,47 +

13,2
13,2
=3,47+
=4,02
z1

24

Đối với bánh bị dẫn : YFα=1,8×70×6=7562 =3,47 +

13,2
13,2
=3,47+
=3,64
z2
76

B19: Ứng suất uốn tính tốn :
σ F2=

2 Y F 2 . T 1 . K Fβ . K FV
d w 1 . bu . m
¿

2.3,64 .130250.1,065 .1,11
=36,49 MPa
96.80 .4

σ F 2 =36,49 MPa ≤ 234,51 MPa

*chú thích 234,51 MPa ở bước 7.
Do đó được thỏa độ bền uốn.

*Bánh răng nghiêng:

Với số liệu cho trong phần bánh răng trụ thẳng , tính tốn thiết kế trong
trường hợp sử dụng bộ truyền bánh răng trụ nghiêng bôi trơn tốt .
Giải: Nếu thay thế bộ truyền bánh răng trụ thẳng bằng răng nghiêng thì
từ bước 9 có thây đổi như sau :
B9: Khoảng cách trục :
a w =¿

√

43(u+1).

3

T 1+ K Hβ
2

[

]

ψ ba [ σ H ] . u

¿ 43. ( 3,08+1 ) .

√
3

130250.1,035
¿
0,04. ¿ ¿

Theo tiêu chuẩn ta chọn : aw= 160mm ( xem ở trang 231)
B10: Môđun răng m = ( 0,01÷ 0,02 ¿.aw =1,6÷ 3,2 mm.
Theo tiêu chuẩn , ta chọn m= 3mm
B11: Từ điều kiện: 20° ≥ β ≥8 °
Suy ra

¿>

2 aw . cos 8 °
2 a . cos 20 °
≥ z1 ≥ w
mn .(u ± 1)
mn .(u ± 1)

2.160 . cos 8 °
2.160 . cos 20 °
≥ z1 ≥
3.(3,08+1)
3.(2,5+1)

¿>25,89 ≥ z 1 ≥ 24,25

Ta chọn z1= 25 răng , suy ra số bánh răng bị dẫn:
z2=25.3,08=77 răng
Góc nghiêng răng : β=arccos .

3.25 .(3,04 +1)
2.160

= 18,45°

B12: Tỷ số truyền sau khi chọn bánh răng:
u=¿

z2 77
= =3,08
z1 25


B13: Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng .
Đường kính vịng chia:\
d 1=z 1 . m=25.3=75 mm
d 2=z 2 . m=77.3=231 mm

Đường kính vịng đỉnh:
d a 1=d 1+2 m=75+2.3=81 mm
d a 2=d 2+2 m=231+2.3=237 mm

Khoảng cách trục : aw =160mm
Chiều rộng vòng răng:
Bánh bị dẫn:b 2=ψ ba . a=0,4.160=64 mm
b 1=b2 +5=64+5=69 mm

B14:Vận tốc vòng bánh răng:

v=

π . d 1 .n1 π . 75.440,509
m

=
=1,73
60000
60000
sφ

B15: Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với
6.3 trang 204).

v gh=3 m/sφ

(xem bảng

B16: Hệ số tải trọng động cơ theo bảng 6.5 trang 211 ta chọn.
K HV =1,02 ; K FV =1,04

B17: Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
σ H=

z m . z H . z c 2 T 1 . K HB . K HV . ( u+1 )
d w1
bw u

√

¿

( xem hình 6.63 trang 236)

2,75.1,76.0,96 2.130250 .1,035 .1,02. ( 3,08+1 )

75
0,7.75 .3,08

√


¿ 516,065 MPa

=430,4 MPa ( xem hình 6.54 trang 228)
nằm trong khoảng cho phép ( không vượt giá trị cho phép 4%).
σ H =362,01< [ σ H ]

B18: Hệ số dạng răng YF :
Đối với bánh dẫn : YFα=1,8×70×6=7561 = 3,47 +

13,2
13,2
=3,47+
=3,998
z1
25

Đối với bánh bị dẫn : YFα=1,8×70×6=7562 =3,47 +
B19: Ứng

13,2
13,2
=3,47+
=3,641
z2

77

suất uốn tính tốn :
σ F2=

2 Y F 2 . T 1 . K Fβ . K FV
d w 1 . bu . m
¿

2.3,64 .130250.1,065 .1,04
=72,95 MPa
75.64 .3

σ F 2 =72,95 MPa ≤ 234,51 MPa

Do đó được thỏa độ bền uốn.
¿Phần

4: Thiết kế trục:

-Ta có : P1= 6,008 KW , T1= 130250Nmm ; n1= 440,509
vg/ph . Vật lực trục ghép C35(
σ ch=304 MPa ; σ −1=255 MPa ; σ b =510 MPa ; τ−1=128 MPa .

B1: Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của
hệ thống truyền động:
- Lực tác dụng lên bộ truyền đai :
F r=2 F 0 sin

( α2 )=2.756. sin ( 174,775

)
2
1

1516,18(N)
- Lực tác dụng bộ truyền bánh răng :
¿


F T=

2 T 1 2.130250
=
=2713,5 N
d1
96

F r 1=F T .tgα =

2713,5. Tg20 °=987,65 N

B2: Chọn vật liệu trục là thép C35 , chọn sơ bộ ứng suất xoắn
cho phép [ τ ]=20 MPa .
B3: Xác định đường kính sơ bộ trục theo công thức :
d≥

√
3

T1

130250
=3
6,2.20
6,2 [ τ ]

√

= 31,93 mm

( xem hình 10.4 suy ra cơng thức trang 353)
Theo tiêu chuẩn ta chọn d= 32mm.
B4: Chọn kích thước dọc trục: ( công thức 10.5 trg 354)
l≈ l + 2 x +w
1

Trong đó l1 = b1 = 85mm ( kết quả tính từ bộ truyền bánh răng).
x =10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
w = 40 ( theo bảng 10.2 w =30÷ 70 khi
T =1000000 ÷200000 Nmm)
Suy ra : l = 85+ 20+40= 145 mm
Khoảng cách f chọn trong bảng 10.2 .
f không nhỏ hơn 60 ÷ 90 mm , ta chọn fα =90 mm .
B5: Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn :


- Trong mặt phẳng thẳng đứng zy , phương trình cân bằng
momen:
M XA=−F r .90−F r 1 .72,5+ RBY .145=0
R BY =

F r .90+ Fr 1 .72,5 1516,18.90+ 98765.72,5
=
145
145
¿ 1434,9 N

Phương trình cân bằng lực theo trục y:
F r + RBY −R AY −Fr 1=0
¿> R AY =F r + RBY −F r 1=1516,18+1434,9−987,65=1963,43 N

- Trong mặt phẳng nằm ngang zx, vì lực
F T 1 nằm đối xứng với haiổ nên:
R AX =R BX=

FT1
=1356,75 N
2

Biểu đồ mômen



B6: Các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí
D.
- Momen uốn tại D:
M =√ M + M = √ 136456,2 +98364,375 =168213,6879 Nmm
- Momen xoắn tại D: T= 130250Nmm
- Vì tại vị trí D khơng có lực trục dọc nên ứng suất pháp tại
tiết diện này thay đổi theo chu kì đối xứng với biên độ:
2

XD

D

σ α =σ F =

2
YD

2

2

MD
W

- Trục có một then , với đường kính d = 45mm, ta chọn then
( ví dụ 16.1) có chiều rộng b = 14mm; chiều cao h = 9mm;
chiều sâu rãnh then trên trục t = 5,5mm ; chiều sâu rãnh
then trên mayo t1= 3,8 mm.
Khi đó : (xem hik10.25 trg 361)
W=

π . d3
−bt . ¿ ¿
32
¿ 7611,3 m m3

Do đó : σ

α

=

168213,6879
=22,1 MPa
7611,3

σ m=0

( xem hik 10.22 trg360)

- Ứng suất xoắn :

τ=

T
W0

( xem hik 10.24 trg360)

Trong đó momen xoắn : : (xem hik10.25 trg 361)
W o=

π . d3
−bt . ¿ ¿
16

¿ 16557,5 mm 3

Do đó :τ =

130250
=7,87 MPa
16557,5


Khi ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
τ 7,87
τ α =τ = =
=3,935 MPa
2
2

- Tại tiết diện D có sự tập trung ứng suất là rãnh then . Theo
bảng 10.8 ta chọn K =1,75 với σ =510 MPa< 600 MPa , K =1,5
- Theo bảng 10.3 , ta chọn ϵ =0,84 và ε =0,78
Hệ số ψ =0,025 và ψ =0,0175 tra hình2.9 trang 44
B7: Xác định hệ số an tồn tại D theo cơng thức :( xem
hình 10.19 và 10.20 trg 360)
σ

b

σ

σ

σ−1

sφσ =

τ

τ

τ

=

255
=5,54
1,75.22,1
+0,025.0
0,84

Kσσα
+ψ σ σ m
εσ
τ −1
128
sφτ =
=
=19,63
K τ σα
1,5.3,39
+ 0,0175.3,6
+ψ τ τ m
0,78
ετ

Hệ số an toàn :
sφσ . sφ τ

5,54.19,63

=5,33> [ sφ ]= 1,5
2
2
+sφ √ 5,54 +19,63
D o đó điềukiện bền mỏi của trục tại tiết diện D được thỏ a .∗Then
sφ=

√ sφ

2
σ

2
τ

=

B1: Trục có một then , với đường kính d = 32mm, ta chọn then (
ví dụ 16.1) có chiều rộng b = 14mm; chiều cao h = 9mm; chiều
sâu rãnh then trên trục t = 5,5mm ; chiều sâu rãnh then trên
mayo t1= 3,8 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45.
B2: Chiều dài l của then :
l¿ 85−15=70 mm
B3: Kiểm tra độ bền dập theo công thức (16.1 trang 545)

l 1=l−b=70−14=56

h = 9mm; t2 =0,4.h ¿ 3,9 mm