NGUYỄN đức HUẤN

Lời nói đầu
Đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học
không những giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến
thức đã học, mà nó còn là cơ sở quan trọng cho các môn chuyên
ngành.
Do lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán thiết kế chi tiết mấy
cùng với sự hiểu biết còn hạn chế, cho nên dù đã cố gắng tham khảo
tài liệu bài giảng của các bộ môn liên quan. Song bài làm cảu sinh
viên không thể tránh khỏi những sai sót. Sinh viên kính mong được sự
hướng dẫn và chỉ bảo tân tình cảu các thầy cô bộ môn giúp cho sinh
viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc
biệt là thầy Vũ Thế Truyền đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ bảo tận
tình giúp sinh viên hoàn thành nhiệm vụ được giao.
Thái nguyên ngày 24 tháng 11 năm
2016
Sinh viên

Nguyễn Đức Huấn

1


MỤC LỤC

CHƯƠNG 1. CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG
Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ của động cơ điện , chọn quy
cách động cơ.
1.1

−

−

TÍNH CÔNG SUẤT CẦN THIẾT

Mà hiệu suất truyền động
ɳ=
Công suất tính toán
Theo đầu bài, ,
(s) , (s)

= = = 2,7 (k w)
= (kw)
1.1.1 XÁC ĐỊNH SỐ VÒNG QUAY CỦA ĐỘNG CƠ.
(v/p)
− Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
2


CHỌN QUY CÁCH ĐỘNG CƠ
Theo bảng 1.3 ta được động cơ có :
− Kiểu động cơ : 4A132S8Y3
− Công suất động cơ : 4 (kW)
− Vận tốc quay : 720 (V/P)
1.1.2

1.2

−
−

XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN CỦA TOÀN HỆ THỐNG VÀ
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO TỪNG HỆ THỐNG DẪN
ĐỘNG
Xác định tỉ số truyền
( v/p )
Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động.
Chọn =>
Mà
Ta có
Chọn , , ,
Theo biểu đồ 3.21 chọn và
Tính lại theo ta có.

−

Xác định công suất , moomen và số vòng quay trên các trục.
Ta có : ( kw )
( v/p)

−
−

−

Công suất làm việc
Tính công suất
(kw )
( kw )
( kw)
Tính số vòng quay

( v/p )
( v/p )
( v/p)
3


−

Tính mômen các trục.
(Nmm)
( Nmm)
( Nmm)
( Nmm)

BẢNG CÔNG SUẤT – TỈ SỐ TRUYỀN – SÓ VÒNG QUAY – MOMEN
Trục

Động cơ

1

2

3

4

3,4

3.2

3,06

Thông số
Công suất P,kw
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n, v/p

2
720

3
360

3.2
120

Momen xoắn T, Nmm

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1 Truyền động Đai Thang
2.1.1 Chọn dạng đai:
các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai :
= 720 (v/p)
= 4(k/w)

2.1.2.Xác định đường kính đai nhỏ:
Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ = 160 ( mm )
Vận tốc đai : = = 6,02 m / s nhỏ hơn vận tốc cho phép = 25 m /s

4

37


2.1.3 Xác định đường kính đai lớn :
Theo công thức ( 4.2 ) ta có :

Với là đường kính bánh đai lớn :
Suy ra :
= 2* 160*(1 0,02 ) = 313,6(m/s)
Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn = 315 mm
Như vậy tỉ số truyền thực tế :
==2
Kiểm nghiệm : = 1 %

2.1.4.Xác định chiều dài đai :
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = = 315 ( mm) , theo công thức
(4.4 ) chiều dài đai :
L = 2a + 0,5* () +
= 2. 315+ 0,5 * 3,14 * ( 160+315 ) + = 2300 mm
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2300 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s ,theo (4.15):
i = = = 2,92 ( s ) < 10 (s)
2.1.5. Khoảng cách trục a :
Theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2300 mm :
Theo 4.6 :
a=
Với :
= 2300 – 0,5* 3,14 * ( 160 + 315 ) = 1554,25

5


= = = 77,5


a = = = 444,24 mm

do đó a = 444,24 mm
Theo ( 4.7 ) góc ôm: = 180

= 180

= 160 > = 120
2.1.6. Xác định số đai cần thiết :
Theo bảng (4.7) : = 1,25
Với =

, = 0,86 bảng 4.15

Với : = 1 ,

= 1

Theo bảng 4.17 với : u = 4 ,

= 1,14

Theo bảng 4.19 [ ] = 2,71 với : v = 6,02 m/s , = 160mm
=

2,05 ,

= 0,93

Thay vào công thức
Z=

= 3,7

Lấy : z =4 đai
2.1.6.1 Xác định các kích thước của bánh đai :
Chiều rộng bánh đai
B = ( z – 1 ) *t + 2*e
= ( 4 – 1 ) *19 + 2.12,5 = 82 mm
Đường kính ngoài của bánh đai :
Đường kính bánh dẫn :
= +2* = 160 + 2* 4,2 = 168,4 mm
Đường kính bánh bị dẫn
= +2. =315+ 2. 4,2 =323,4 mm

6


2.1.6.2 Xác đinh lực căng ban đầu và lực căng của trục
Theo (4.19):
=

+

Trong đó : =
Với : = 0,178 kg/m
= 0,178 . = 11,47 N
= 787,99 N
*lực tác dụng lên trục
= 2 * * z = 2. 787,99 * 2 * sin () = 31040 N
Bảng thống số bộ truyền đai ;
Thông số

Giá trị
Bánh đai nhỏ

Bánh đai lớn

Đường kính đai

= 160 mm

= 315 mm

Đường kính ngoài của
bánh đai

= 168,4 (mm)

= 638,4 (mm)

Chiều rộng bánh đai

B = 82 (mm)

Số đai

Z=4

Chiều dài đai

L = 2300 (mm)

Khoảng cách trục

a = 444,25(mm)

Góc ôm

= 160
7


Lực tác dung lên trục

2.2

= 31040 N

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN
2.2.1 CHỌN VẬT LIỆU
Bánh răng nhỏ: thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 … 285 ,có ,
,
• Bánh răng lớn : thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…204 có

•
,
• 2.2.2 Phân tỉ số truyền cho cặp bành răng côn
• 2.2.2.1 ( cấp nhanh ) và bánh răng trụ (cấp chậm)
• Theo phần chọn đai ta có ,
2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
, , ,
Chọn độ rắn bánh nhỏ , độ rắn bánh lớn khi đó
,
•

Ta có
,
= 60 * 1*20000 * * *4.3 + *3.5= 6.1*
, do đó hệ số tuổi thọ ,
− Với bộ truyền quay 1 chiều ta được
=
Vậy để tinh bộ truyền răng côn răng thằng ta lấy
MPa
•

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

•

Vì do đó hệ số tuổi thọ ,
Với bộ truyền quay 1 chiều ta có
8

•

2.2.2.3 ứng suất quá tải cho phép

2.2.3

TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
2.2.3.1 XÁC ĐỊNH CHIỀU DÀI CÔN NGOÀI
Với bộ truyền bánh răng bằng thép
, chọn theo bảng 6.21 với
Trục bánh côn lắp trên ổ đũa , sơ đồ I, HB 350, với hệ số vừa tìm
được bằng 0.42 tra bảng 6.21 ta được , với
ta có:

•

= 139 mm
2.2.3.2.XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ ĂN KHỚP
số răng bánh nhỏ
, do đó tra bảng 6.22 được
. Với HB 350 , số răng bánh nhỏ
Đường kính trung bình
mm
Môdun trung bình
Môdun vòng ngoài
Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn , do đó
, lấy răng
Số răng bánh lớn
, lấy răng, do đó tỉ số truyền

•

góc côn chia
Theo bảng 6.20 với chọn hệ số dịch chỉnh đều ,
Đường kính trung bình của bành nhỏ
Đường kính trung bình bánh lớn
Chiều dài côn ngoài
2.2.3.3KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Theo bảng 6.5,hệ số kể đến cơ tính vật liệu
9


Theo bảng 6.12 với chọn hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc
Hệ số kể đến sự trùng khớp
Trong đó hệ số trùng khớp ngang


Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Với bánh răng côn răng thẳng
Vận tốc vòng ,
theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác là 8
Trong đó theo bảng 6.15 hệ số kể đến sai số của ăn khớp
Theo bảng 6.16 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước
răng


Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong đó


Do đó hệ số tải trọng tiếp xúc

•

ứng suất cho phép
Trong đó v 5 => , => ,
,

Ta thấy thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
2.2.3.4KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
Với , tỉ số tra bảng 6.21 được
Trong đó theo bảng 6.15 , theo bảng 6.16


Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Do đó
Với răng thẳng , với ,
Với ,
, tra bảng 6.18 được
,
Từ các gia trị tính được ta có
Như vậy điều kiện bền uốn luôn được đảm bảo
2.2.3.5KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI



10

Với

Theo bảng 6.19 ta tính được
Chiều dài côn ngoài
Modun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Dường kính chia ngoài
Gốc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Dường kính đỉnh răng ngoài

,
,
,
,
,
,
,

2.3.BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
2.3.1.Chọn vật liệu
2.3.2.Xác định ứng suất cho phép
Chọn như bánh răng côn
2.3.3Xác định các thông số của bánh răng

2.3.3.1 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC
Theo công thức :
= *( *
+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5
với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : = 49,5 MP
+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động , Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
11


+ u – tỉ số truyền
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
+ , – các hệ số . Tra bảng 6.6 : = 0,3
= 0,53* (u +1 ) = 0,53 * 0,3 * (6+ 1 ) = 1.1
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : = 1,06
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( *
= 49,5* ( 3 +1 ) * = 136.1 mm
Lấy = 136 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
= *
+ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : =
77 MP


= 77 * = 61.7 mm

2.3.3.2 . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ ĂN KHỚP
a. XÁC ĐỊNH MODUN

m = ( 0,01 0,02 ) *
m = ( 0,01 0,02 ) * = ( 0,01 0,02 ) * 136 = ( 1.36 2.72 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn
là m = 2
b. XÁC ĐỊNH SỐ RĂNG, GỐ NGHIÊNG VÀ HỆ SỐ DỊCH CHỈNH
Ta có góc nghiêng = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 34
Lấy = 34

12


Số răng bánh lớn : = * = 34 * 3= 102
Lấy = 102
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 3
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 136 mm
c. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
=* **

]

Trong đó :
+ - là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp .Tra bảng 6.5 ta
được =274 MP
+ – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
=
+ – là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :
tg = cos . tg = 0 => = 0

+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20
+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 61.9
Thay số liệu vào ta có :
= =

= 1.55

Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
Với là chiều rộng vành răng :
= * = 0,3 * 136 = 40.8 mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
13


= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,75


= = 0,74

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= * * (1 )
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng , tra bảng
6.7 ta được : = 1,06
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng thời ăn
khớp = 1

Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
v = = = 2.3 ( m/s )

Với v = 2.3 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 6. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 6 và v 15 m/s suy ra =1,01
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 38
= * *v * = 0,006 * 38 *2.3 * = 3.5
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + = 1.04
Theo (1 ) ta được : = * * = 1,06 *1 *1.04= 1.1
Thay các số liệu vào :

=* **

= 274 *1.55* 0,74 * = 428.6 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

14


Ta có với : v = 2.3 m/s 2.5 m/s , = 1với cấp chính xác là động học là 6 , chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 5 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5….
1,25m , do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] * * * =318.8 *1*0,95 . 1 = 302.8

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
d. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt

quá một giá trị cho phép :
=
=

[]

[]

Theo bảng 6.7 : = 1,05 , theo bảng 6.14 với v < 2.5 m/s và cấp chính xác là 6 ,
= 1.12
Theo công thức : = * * v *
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 38

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 * 38 *2.3* =9.4
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + = 1.1
Do đó : = * = 1,05 * 1.12 * 1.1 = 1.29
Ta có :

= 1,73 => = = = 0,578
= 0

=>

= 1–

= 1

Số răng tương đương :
= = = 34
= = = 102
Theo bảng 6.18 ta được : = 3,80 , = 3,6
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
15


Với m = 2 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] * * * = 252* 1 * 1 * 1 = 252
[ ] = [ ] * * * = 236.5 * 1 * 1 * 1 = 236.5
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :
=

=
= 112.6 MPa [ ] = 252 MPa

= =

= 106.6 MPa [ ] = 236.5 MPa

e. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy , … vv )
với hệ số quá tải :
=
Trong đó : là momen xoắn quá tải , T là monen danh nghĩa

Theo 6.48 với = = 2.2
= * = 318.8* =472.8 MPa < [ = 1260 MPa
Theo (6.49) :
= * = 65.7*2.2 = 144.54MPa < [ = 464 MPa
= * = 49.27*2.2 = 108.3MPa < [ = 360 MPa


Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :
= = 61.7mm
= = *u = 61.7*3= 185.1mm
+ Đường kính đỉnh răng :
16


= + 2 * ( 1 + - ) *m = 61.7+ 2 * ( 1 + 0 ) * 2 = 64.7 mm
= + 2 * ( 1 + - ) *m = 185.1+ 2 * ( 1 + 0 ) * 3 = 191,1 mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 * ) * m =61.7– 2,5 * 2 = 56.7 mm
= – ( 2,5 – 2 * ) * m =185.1– 2,5* 2 = 180,1mm
Các thông số và kích thước của bộ truyền :

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

= 136 mm
m = 2 mm
= 40.8mm
=3
= 34 , = 102
=0, =0
=0

•

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN
3.1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
3.1.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có ,ứng xuất xoắn
cho phép
3.1.2.TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC
Chọn
Trục I

•

Chọn
Theo bảng 10.2 chiều rộng ổ lăn
Trục II

•

Chọn ,
Trục III
Chọn ,

3.1.3 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM
ĐẶT LỰC

+ Chiều dài mayo ở nửa khớp nối

17


Chọn
+ Chiều dài mayo bánh răng côn lớn

Chọn
+ Chiều dài mayo banh răng côn nhỏ

Chọn
+ Chiều dài mayo bánh răng trụ nhỏ

Chọn
+ Chiều dài mayo bánh răng trụ lớn

Chọn
+ Chiều dài mayo đai

Chọn
•

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đợn trục
Theo bảng 10.3 chọn , ,

+Trục I

Chọn



Trong đó

18


+ Trục II
= 60+66+23+3*8+2*5= 183 (mm)

=54.5+0.5(60+60) =93.9 (mm)
+Trục III

= 0.5(31 +80) +15 +10= 80.5 (mm)
= 0.5( 80 +31 ) +8 +5 = 68.5 (mm)
3.1.4. TÍNH TOÁN CỤ THỂ
3.1.4.1Lực tác dụng lên bánh răng côn
=
=844.1 =
= 281.3 (N)=
3.1.4.2Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng
=
=
=> =0
3.1.4.3Lực từ khớp nối tác dụng lên trục

Mà

đường kinh vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 15.10 chọn



Chọn
3.1.4.4Lực tác dụng từ bộ truyền đai
19


3.1.4.5.ĐỐI VỚI TRỤC I
Tính lực

Suy ra


Suy ra


Suy ra


Momen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm
o

Mặt cắt 1-1:

o

Mặt cắt 2-2 :

o

Mặt cắt 3-3 :

TÍNH CHÍNH XÁC TRỤC
o

Tại tiết diện 1 – 1
=
20


=96512 (Nmm)

Chọn
o

Tại tiết diện 2 -2

o

Tại mặt lắp bánh răng côn

=

Chọn
Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2 -2
Đường kính trục theo tiết diện 2 -2

Chọn đường kính trục

3.1.4.6.KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN

Trong đó
Hiện só an toàn xét ứng suất pháp
,
Thép cascbon
là biên độ và giá trị trung bìnhcuủa các ứng suất
Ta có

21


Trục quay =>



Trục làm việc 1 chiều =>


Với trục có rãnh then ,dao phay ngón . tra bảng 10.10 ta được
, => ,
Tra bảng 10.11 với kiểu lắm K6 ta được
, chọn để tính toán
ᵦ là hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề măt, do không được
tăng bền bề mặt =>
, hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
của thép cacbon => ,


Vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhấ tlớn hơn trị số cho phép

Ta chọn đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn
Tại chỗ lắp bánh răng côn
Tại khớp nối
+Chọn then giữa trục ,bánh răng và khớp nối
Với đường knh trục d=40 ta chọn then bằng có
b=6, h=6, t1= 3.5,
chiều dài then =0.8*72=57.6
kiểm tra điều kiện bền dập

Tra bảng 9.5 ta có => thỏa mãn điều kiện bền dập
22


Kiểm tra điều kiện bền cắt

Tra bảng 9.5 ta có =>thỏa mãn điều kiện bền cắt
BIỂU ĐỒ MOMEN
Fr

X2

Y1

Fr1
X1

Y2

MX

Fa1
Ft1 8678,1

52344
171610,9
My
Mz

45108

9521,3

3.1.4.7 ĐỐI VỚI TRỤC II
−

Tính các phản lực và vẽ biểu đồ momen

Suy ra


Suy ra
23




Suy ra


Momen uốn tại mặt cắt nguy hiểm

Mặt cắt 1-1 mắt cắt bánh răng côn do , gây nên

Momen tập chung
Mắt cắt 2-2 tại chỗ lắp bánh răng trụ

Momen tập chung
Momen xoắn trên trục

TÍNH CHÍNH XÁC TRỤC
Tại tiết diện 1 – 1
=
=
=254816.6 (Nmm)

Chọn
Tại tiết diện 2 -2

24


Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2 -2
Đường kính trục theo tiết diện 2 -2

Chọn đường kính trục
3.1.4.8KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN

Trong đó
Hiện só an toàn xét ứng suất pháp
,
Thép cascbon

là biên độ và giá trị trung bìnhcuủa các ứng suất
Ta có
Trục quay =>



Trục làm việc 1 chiều =>


Với trục có rãnh then ,dao phay ngón . tra bảng 10.10 ta được
, => ,
Tra bảng 10.11 với kiểu lắm K6 ta được
, chọn để tính toán
ᵦ là hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề măt, do không được
tăng bền bề mặt =>
25