NGUYỄN HỒNG THANH

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm một vai tròn
quan trọng.
Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của ngành cơ khí
.môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn , thực tế
hơn với những kiến thức đã được học , mà còn là cơ sở rất quan trọng của các môn
chuyên ngành sẽ được học sau này.
Đề tài được giao là thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp
bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền đai.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết
còn hạn chế, nên không thể tránh khỏi những sai sót .Kính mong được sự hướng
hẫn và chỉ bảo tận tình của thầy VŨ THẾ TRUYỀN và các thầy trong bộ môn.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc biệt là thầy
VŨ THẾ TRUYỀN đã trực tiếp hướng dẫn chỉ bảo tận tình để em hoàn thành tốt
nhiệm vụ được giao.
Thái nguyên, ngày … tháng… năm 2016

Sinh viên :

Nguyễn Hồng Thanh

1


Mục lục

CHƯƠNG I:TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI
TỶ SỐ TRUYỀN.
1.1.Chọn động cơ
1.1.1.Xác định công suất của động cơ :
:

1.1.2.Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ thẳng =0,97
Hiệu suất bộ truyền xích=0,96
Hiệu suất ổ lăn
Hiệu suất khớp nối

Công suất cần thiết

2


Số vòng quay của băng tải khi làm việc
(v/ph)
.3=60
Trong đó bộ truyền xích
Bộ truyền của hộp giảm tốc
Số vòng quay trên trục động cơ
)
Chọn
Chọn động cơ thỏa mãn điều kiện sau
Tra bảng ta có kết quả sau

1.2.Phân chia tỷ số truyền
1.2.1.Công suất số vòng quay
Mà

)

4,17

1.2.2.Số vòng quay trên các trục

3


Số vòng quay trên các trục
n1= ndc = 1420 (v/p)
(v/p)
(v/p)
=v/p)

1.2.3.Moomen xoắn trên các trục
)
)
= 9,55.= 517381,5 (N.mm)

Tct = 9,55.106.

= 9,55.106.= 1478471,2 (N.mm

TRỤC

Động cơ
(I)

II

III

Công tác

Công suất P (kW)

4

3,5

3,36

3,2

Tỷ số truyền u

u1=5,49

THÔNG SỐ

u2=4,17

ux=3

4


Số vòng quay n
(v/p)
Momen xoắn T
(N.mm)

1420

258,65

62,02

20,67

517381,5

1478471,2

CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1.Thiết kế bộ truyền ngoài :bộ truyền xích
KW

5


u

2.1.1.Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc êm và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên ta chọn
xích ống con lăn

2.1 .2.Chọn số răng đĩa xích
chọn= 23
3.23=69

chọn

69

2.1.3.Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng 5.5 trang 81 với đk
(
Ta có
Ta chọn bộ truyền xích thí nghiêm là bộ truyền xích tiêu chuẩn có số răng và vận
tốc nhỏ nhất.
Ta có
1,08
0,7
k

(1)

k được tính tư các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với
– hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền 1,25
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích1
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xich1
6


hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn0,8
hệ số tải trọng động ,kể đến tính chất của tải trọng1,2
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền1,45
Từ 1 ta có k1,74
Công suất cần truyền P=4,0 kW
Do đó ta có4.1,74.1,08.0,7=5,26 (Kw)
Tra bảng 5.5 trang 81 ta có điều kiện sau

Ta được như sau :
Bước xích p=12,7mm
Đường kính chốt
Chiều dài ống B=8,90mm
Công suất cho phép P=4,52Kw

2.1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Chọn sơ bộ a=40.p=40.12,7=508mm
Số mắt xích
x=127,3
Chọn số mắt xích là chẵn x=127
Chiều dài xích L=x.p=127.12,7=1612,9mm

=335,5mm
Để xích không quá căng ta cần giảm a một lượnga=
7


Ta cóa=.0,003 = 1,0065mm
Do đó a =Δa
số lần va đập của xích i
số lần va đập cho phép của xích 60
i< 60

2.1.5.Kiểm nghiệm xích về độ bền mòn.
svới Q là tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2 trang 78
ta có p = 12,7 mm

: Q = 18,2 kN

,
v

là lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Trongđó
Ta có suy ra .

8


Do vậy s=
Suy ra thỏa mãn đk bền.

2.1.6.Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia

Đường kích đỉnh răng
105,13mm

39,45mm
Bán kính đáy r=0,5025 mm
Với
Đường kính chân răng
=
=
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc
(2)
Hệ số tải trọng động theo đề bài ta chọn 1
A là diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12 ta có A=39,6m

suy ra

9


Lực va đập trên m dây xích 13.
E là modun đàn hồi tính bằng công thức sau
E=
Do
Từ 2 ta có =
Tra bảng 5.11 trang 86 ta chọn vật liệu làm đĩa xích là gang xám độ rắn HB429
với các đặc tính tôi ram có

2.1.7.Xác định lực tác dụng lên trục.
Xác định lực tác dụng lên các trục

Trong đó :
: Hệ số kể đến trọng lượng của xích :bộ truyền đặt nằm nghiêng 1 góc β ≥
0
40 , ta chọn = .
: Lực vòng , = 578,87 (N)
Thông số
Loại xích
Bước xích
Số mắt xích
Chiều dài xích
Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích nhỏ
Số răng đĩa xích lớn
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

Đường kínhvòng chia đĩa xích lớn
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn
Lực tác dụng lên trục
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ
Đường kính chân răng đĩa xích lớn

Ký hiệu
P
X
L
A

Giá trị
Xích ống con lăn
12,7(mm)
127
1612,9(mm)
39,6(mm)
23
69
93(mm)
278(mm)
105,13(mm)
39,45(mm)
607,8(N)
84,36(mm)
269,36(mm)
10

2.2.Thiết kế bộ truyền trong : bộ truyền bánh răng
2.2.1.Chọn vật liệu.
- Do công suất truyền tải không lớn lắm ,không có yêu cầu gì đặc biết về vật liệu ,
để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau cụ thể chọn thép
45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên
nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị
+ ( 10 … 15 ) HB
•

Bánh nhỏ :

+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa
+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
•

Bánhlớn :

+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
+ Giới hạn bền : = 750 MPa
+ Giới hạn chảy : = 450 MPa
Chọn độ rắn của bánh lớn : = 220

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
11

Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] được xác định bởi
công thức :
[] =
[] =

( 1)
( 2)

Trong đó :
- lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì
cơ sở
, – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70
= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75

Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260 , độ rắn của bánh lớn : = 220

= 2 + 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa
= 2 + 70 = 2 . 220 +70 = 510 MPa
= 1,8 = 1,8 . 260 = 468 MPa
= 1,8 = 1,8 . 220 = 396 MPa
*Tính hệ số và – hệ số tuổi thọ
– hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7
,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :
12

=
=
ở đây : , – bậc của đườngcong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30
= 30 = 30 . = 1,87 .
= 30 = 30 . = 1,25 .
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4 .đối với tất cả các loại thép
, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương .Khi bộ truyền làm việc với tải trọng
thay đổi :
= 60c
=
= . = 2,53
Do đó = 1
Suy ra do đó = 1
Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :
[] =
[] = = 536,36
[] = = 463,63
Với bộ truyền bánh răng trụ thằng ,ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá trị trung
bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1,25 []
13


[] = = = 500 1,25 []
•

Kiểm tra sơ bộ ứng suất :

1,25 [] = 1,25 . 463,63 = 625 MPa 527,39 =>Thỏamãnyêucầu
Theo :
= 60c

=
= .=
Vì 2,24 = 4 .do đó: = 1 và = 1
Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được :
[] =
[] = = 267,43 MPa
[] = = 226,28 MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
[ = 2,8 . = 2,8 . 580 = 1624 MPa
[ = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 580 = 464 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 450 = 360 MPa

2.2.3. 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
14

+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động ,Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
+ u – tỉ số truyền
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tínhvề tiếp xúc
+ , – các hệ số . Tra bảng 6.6 : = 0,3
= 0,53. (u +1 ) = 0,53 . 0,3 . ( 5,49 + 1 ) = 1,03
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 3 : = 1,1
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. (5,49 +1 ) . = 129,55mm
Lấy = 130mm
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 .= 38,39 mm

2.2.4.Xác định các thông số ăn khớp.
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) . = ( 0,01 0,02 ) . 130 = ( 1,3 2,6 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m=2
Ta có góc nghiêng β = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 20,03
15


Lấy = 20
Số răng bánh lớn : = . = 20.5,49 = 109,8
Lấy = 110

Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 5,5
Khoảng cách trục thực tế :
= = 130 mm

2.2.5. 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
a=0,5m.()=90
+ = arccos ( ) = arccos ( ) =0,99
Thay số liệu vào (*) ta có :
= =

= 7,6

Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
16

Với là chiều rộng vành răng :
= . = 0,3 . 130 = 39 mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,69


= = 0,87

– 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 : = 1,07
+ – 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 = = = 9,66 ( m/s )
Với v = 9,66 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 7. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 7 và suy ra= 1,07
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 47
= . .v . = 0,006 . 47 .9,66 . = 13,2
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + =1,04
17

Theo (1 ) ta được : = . . = 1,07.1,07 .1,04 =1,19
Thay các số liệu vào : = . . .
= 274 .9,39. 0,87. = 2453,65MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có với : v =9,66 m/s m/s , =0,87 với cấp chính xác động học là 7, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5…. 1,25m ,
do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] . . . = 500 .0,87 .0,95 . 1 = 413,25

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt

2.2.6.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 : = 1,16 , theo bảng 6.14 với v <10 m/s và cấp chính xác là 7, =
1,07
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 47

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 . 47. 9,66 . = 35,35
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + = 1,79

Do đó : = . = 1,16 . 1,22 . 1, 79 = 2,53
18


Ta có : = 1,7 => = = = 0,58
= 0

=> = 1 –

= 1

Số răng tương đương :
= = = 20
= = = 110
Theo bảng 6.18 ta được : = 4,08 , = 3,6
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 2 thì :
= 1,05 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] . . . = 267,43 . 1,05 .1 .1 = 281,17
[ ] = [ ] . . . = 226,28 . 1,05 .1 .1 = 237,6
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :
=

= MPa [ ]=267,43MPa

= = = 86,6MPa [ ] = 226,28 MPa

2.2.7.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 momen danh nghĩa
Theo (6.48) với = = 1,4
= . = 500. =591,6MPa< [ = 1624MPa
19


Theo (6.49) :
= . = 267,43.1,4 =374,4MPa <[ = 464MPa
= . = 226,28.1,4 =316,8 MPa< [ = 360MPa


Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :
= = 38,39 mm
= = .u = 31,8 . 5,5 = 211,15mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 .( 1 + - ) .m = 38,39 + 2 . ( 1 + 0 ) . 2 =
=42,39 mm
= + 2 .( 1 + - ) .m = 211,15 + 2 . ( 1 + 0 ) . 2 = =215,15mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 38,39 – 2,5 . 2 = 33,39 mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m =211,15 – 2,5. 2 = 206,15 mm

Bảng thông số và kích thước của bộ truyền :
Thông số
Khoảng cách trục

Modun
Chiều rộng vành răng

Kí hiệu
aw
m
bw

Kích thước
130
2
39
20


Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng

um
β
z1,z2
X1,x2
d1,d2
da1,da2
df1,df2

5,5
0
z1=20 ,z2=110
x1=0 ,x2=0
d1=38,39 ,d2=211,15
da1=42,39 ,da2=215,15
df1=33,39 ,df2=206,15

2.3.Tính toán thiết kế các trục
2.3.1.Chọn vật liệu.
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng thép 45 thường hóa
hoăc tôi cải thiện .
Thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau :
Độ rắn HB = ( 170 …217 )
Giới hạn bền : = 600 MPa
Giới hạn chảy : = 340 MPa

2.3.2.Tính toán thiết kế trục.
2.3.2.1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng.
Bộ truyền bánh răng trụ :
== = = 1413 ( N) =
= = = = 3123,77 ( N) =
= = . tg = 1413 . tg 0 = 0 ( N )
21


2.3.2.2.Xác định sơ bộ trục đường kính trục.
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
d

mm

Tra bảng 1.7 ta được : = 19 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 15 mm
Với trục II ta có :

- ứng suất xoắn cho phép , MPa với vật liệu thép 45
= ( 14 … 20 ) MPa . Ta chọn = 20 MPa


= = 29,4 mm

Lấy = 30 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 19 mm
Với trục III :



= = 42,04 mm

Lấy = 45 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 25 mm

2.3.2.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt
lực.
Xác định chiều dài mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo công
thức ( 10. 10)
= ( 1,2 … 1,5 ) . d
Với bánh răng 1 và động cơ ta có :

22


= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 19 = ( 22,8 … 28,5 ) mm
Lấy = 25 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36… 45 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 45 = ( 54 … 67,5 ) mm
Lấy = 65 mm
Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi :
= ( 1,4 … 2,5 ) . = ( 1,4 … 2,5 ) . 45 = ( 63 … 112,5 ) mm
Lấy = 110 mm
Trị số các khoảng cách :
Khoảng cách từ mặt cạnh từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :
= ( 8….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :
= ( 5….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nặp ổ :
= ( 10….20 ) mm . Lấy = 15 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông :
= ( 15….20 ) mm . Lấy = 20 mm
Khoảng cách côngxôn trên trục I :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 40 + 19 ) + 15 + 20 = 64,5 ( mm )
23


Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất :

= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 110 + 25 ) + 15 + 20 = 102,5 ( mm )
+ Xác định chiều dài các đoạn trục
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 40 + 19 ) + 15 + 15 = 59,5 ( mm )
= + 0,5 . ( + ) + = 59,5 + 0,5 . ( 40 + 65 ) + 15 = 127 ( mm )
= + + 3. + 2 . + = 40 + 65 + 3 .15 + 2 .15 + 15 = 195(mm)

2 .3.2.4.Thiết kế Trục I.
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 1413 ( N ) , = 3123,77 ( N ) ;

=0 ; =0

= 0,2 . = 0,2 . 3123,77 = 624,754 ( N )
Theo phương x : = . 195 – . 59,5 = 0


= = = 431,14 ( N )

Theo phương y :
= – .195 + . 59,5 + . 64,5 – = 0


= = = 1159,7 N

= ++ – = 0


= ––+ = –1159,7 – 624,754 + 3123,77 = 1339,31( N )

= –+ = 0


= – = 1413 – 431,14 = 981,86 ( N )

Chiều giải thiết đúng
•

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :
24


Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
=
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 165396,53 ( N. mm )
Momen tổng phía trái điểm C :
= = 65428,94 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=

Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 168085,98 ( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 71957,16 ( N.mm )
Tính đường kính trục tại các tiết diện:

•

=

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục . Tra bảng 10.5 : = 63 MPa
Đường kính trục tại tiết diện C :
= = 32,9 ( mm )
=

= 32,28 ( mm )

Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ bộ trục là = 19 mm
Ta có :
=

=
= 50206,62 ( N.mm )
25