tính toán kết cấu ôtô

Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

CÁC THÔNG SỐ CẦN THIẾT
Các thông số cần thiết
(Tài liệu mercedes-Benz việt nam)

Loại xe

Đặc điểm xe

Kí hiệu

Đơn vị

Mercedes-benz Xe khách 16 chỗ
Printer minibus
FR

Loại động cơ
Mô mem xoắn cực đại

Giá trị

4x2
Diesel

Memax

300

Nm

Số vòng quay ứng với momen cực đại

nm

2000

v/ph

Trọng lượng toàn bộ xe

G

35000

N

129

HP

nN

3800

v/ph

Vmax

140

Km/h

Chiều rộng cơ sở

B

1933

mm

Chiều dài cơ sở

L

1665

mm

Chiều cao toàn thể

H

2345

mm

Công suất cực đại

Số vòng quay ứng với công suất cực đại

Tốc độ cực đại

SVTH: Đỗ Như Linh

Trang 1


Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

I.

TÍNH TOÁN HỘP SỐ

1. Xác định tỉ số truyền số thấp nhất – tỉ số truyền số cao nhất.
1.1 Giá trị tỉ số truyền số thấp nhất ih1 được xác định theo điều kiện sau:

Trong đó:
- G là trọng lượng toàn bộ xe: 35000 ( N )
- Hệ số cản lớn nhất của đường: ψmax = f
Chọn độ dốc tiêu chuẩn lớn nhất 20%, hê số cản lăn lớn nhất (đường đất cát) f = 0.2 [1]
ψmax = 0,2

= 0,39

- Bán kính làm việc của bánh xe chủ động: ( 185/65R14 )
rbx = (185.0,65) +

.25,4 = 298,05 (mm)

- Momen xoắn cực đại của động cơ: Memax = 300 (N/m)
- ηt : Hiệu suất hệ thống truyền lực.
Do xe thiết kế là xe tải khách 16 chỗ vi sai một cấp nên chọn ηtl = 0.89
- Tỉ số truyền lực chính i0.

Trong đó:
- nemax = nN, với: nN = 3800v/ph, λ = 1 ( động cơ diesel) => nemax = 3800v/ph
- ihn: tỉ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe
chủ động. Vì có số dọc OD nên ta chọn ihn = 0,8
- Chọn vmax = 140km/h

để tính toán.
= 3,80

=>
SVTH: Đỗ Như Linh

=

= 4,01
Trang 2


Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

Kiểm tra theo điều kiện kéo và điều kiện bám:
- Hệ số bám:
P�
Pk P hay G
<=>
≤
≤

[2] chọn
max ≤

<=> 4,01 ≤ ih1 ≤

≤G

= 7,711

Do xe tải khách 16 chỗ nên chọn ih1= 5,85
1.2 Xác định tỉ số truyền của các số còn lại.
Vì hộp số dọc 5 cấp có OD với số IV là số truyền thẳng thì: ih4 =1, Ta tính công bội q:
√

√

1,644

Ta tính được tỷ số truyền các tay số còn lại như sau:
Số 2:
Số 3:
Số 4 :

Số OD:

0,8

Số lùi: theo [3] iR = (0,8-1,3)ih1
2. Xác định kích thước cơ bản của hợp số :
2.1 Bánh răng của hợp số :
a) Chọn khoảng cách giữa các trục
Khoảng cách giữa các trục được chọn theo công thức kinh nghiệm sau:
A = C√

SVTH: Đỗ Như Linh

Trang 3


Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

(mm)

SVTH: Đỗ Như Linh

Trang 4


Môn: Tính Toán Thiết Kế ô tô

GVHD: Trần Anh Sơn

Ở đây: Memax là momen xoắn cực đại của động cơ (Nm)
C là hệ số kinh nghiệm:
-

Đối với xe dùng động cơ diezel: C = 20 ÷ 21, ta chọn C = 20,5

Thay số ta được: A = C √

= 20,5 √

= 137,23 (mm)

Theo [4] chọn A = 140 mm.
b) chọn môđuyn pháp tuyến của bánh răng.
mn = (0,032 ÷ 0,040).A (mm)
 mn = 4,8 ÷ 5,6 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm
c) xác định số răng của các bánh răng.

Za

Z3

Z2

Z1 ZR
Z OD

TSC

TTC
Z

R

A
TTG

Sơ đồ tính toán số răng của các bánh răng
hộp số 3 trục.
A là khoảng cách giữa các trục
Za, Z´a là số răng của cặp răng luôn ăn
khớp.
Z1, Z2,….số răng của các bánh răng trên
trục trung gian.
Z´1, Z´2,…. số răng của các bánh răng trên
trục thứ cấp.
Khoảng cách A được tính như sau:
A=

Z�

Z3

Z2

Z1

Bởi vậy:

ZR

=
=

–1

ZOD

Trong đó:
ia tỷ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp
mn: mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng luôn ăn khớp
βa: góc nghiêng của răng của cặp bánh răng ăn khớp.
SVTH: Đỗ Như Linh

Trang 5


-




0

0

0

Với bánh răng nghiêng theo [5] 20 ≥β≥8 chọn β = 20

Ta có ih1 = 5,85 theo công thức kinh nghiệm ta chọn Za = (16 ÷12)
lấy Za = 15.
=

–1=

= 2,51

= ia.za = 2,51.15 = 37,65 ( răng ) chọn

= 38 răng.

ỉ số truyền của các cặp bánh răng được gài là:
 Ta có: igi =

suy ra: ig1 = 2,331 : ig2 = 1,425; ig3 = 0,862 ; igOD = 0,32;

 igR = igR1.igR2 = 1,865
số răng của các bánh răng trục trung gian và trục thứ cấp được xác định:
;
Trong đó:
zi số răng của bánh răng thứ i trên trục trug gian.
số răng của bánh răng thứ i trên trục thứ cấp.
βi góc nghiêng của cặp bánh răng thứ i.
mi mô đun pháp tuyến của cặp bánh răng thứ i.

chọn z1= 16(răng)
= 16.2,311 = 37,296 chọn

(răng)

Tương tự:
(răng), =>
= 28 (răng),=>
= 40(răng),=>

= 31 (răng)
= 25(răng)
= 13 (răng)

Số R: ; igR = igR1.igR2 = 1,865 chọn Z
igR1

R=

31 (răng), ZR = 14 (răng)

=> igR2

vậy : z'R = 0,84.31 =26,04 chọn z'R= 26 (răng)


Xác định lại tỉ số truyền các cặp bánh răng gài số:
Số 1 : ig1 =

2,3125

Số 2 : ig2 =
Số 3 : ig3 =
Số lùi: igR =

Số OD : igOD =
Xác định lại tỉ số truyền của hộp số: ihi = ia.igi
ih1 = 2,51.2,3125 = 5,8
Tương tự: ih2 = 3,54; ih3 = 2,24; iR = 4,66; ihOD = 0,82
Tính chính xác khoảng cách trục A.
-

Cặp bánh răng luôn ăn khớp: Aa =

-

Cặp gài số 1: A1 =

-

Cặp gài số 2: A2 =

-

Cặp gài số 3: A3 =

-

Cặp gài số OD: AOD =

Chọn A= Aa= A1= A3=AOD = 141(mm)
3. Trục hộp số
Chọn sơ bộ kích thước trục:
Ta có thể chọn kích thước sơ bộ theo các công thức kinh nghiệm sau:
Đối với trục sơ cấp: d1 = 5,3 √

,
với d1 là đường kính của trục sơ cấp (mm),
Memax là momen cực đại của động cơ (Nm).
Thay số ta được: d1 = 5,3 √
=
= 35,48 (mm) = 3,548 (cm)
√
Đối với trục trung gian: d2

0,45.A và

= 0,16 ÷ 0,18

Với d2, l2 là đường kính và chiều dài của trục trung gian (mm)
A là khoảng cách giữa các trục hộp số (mm)
Thay số ta được: d2 = 0,45. 141 = 63,45 (mm) = 6,345 (cm)
l2 = d2/0,18 = 352,50 (mm) = 35,250 (cm)


Đối với trục thứ cấp : d3

0,45.A và

= 0,18 ÷ 0,21

Với d3, l3 là đường kính và chiều dài của trục thứ cấp
A là khoảng cách giữa các trục số
Thay số ta được : d3 = 0,45. 141 = 63,45(mm) = 6,345(cm)
l3 = d3/0,21 = 304,143 (mm) = 30,4143(cm)

II.

TÍNH TOÁN LY HỢP

1. Xác định các thông số cơ bản của Ly hợp.
1.1 Momen ma sát yêu cầu của ly hợp:
Ly hợp phải có khả năng truyền hết momen xoắn lớn nhất của động cơ
Memax:
Mms = M

.β

Hình 1.1 Sơ đồ cấu tạo ly
hợp ma sát khô sử dụng một
đĩa ma sát:

emax

Mms : Momen ma sát yêu cầu của ly hợp. (N.m)

1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.

Memax : Momen xoắn lớn nhất của động cơ.(N.m)
β :Hệ số dự trữ của ly hợp. Vì là xe tải khách nên
β = 1,6÷2,25 nên ta chọn
β = 2,25.
Thế số ta được momen ma sát :
Mms = 300.2,25 = 675 Nm.

Trục khuỷu động cơ
Đĩa ép
Vỏ ly hợp
Bạc đạn chà
trục sơ cấp hợp số
càng mở
Lò xo đĩa
Đĩa ma sát
Bánh đà

1.2 Xác định các kích thước cơ bản của đĩa ma sát:
Khi thiết kế có thể chọn sơ bộ đường kích ngoài của đĩa ma sát theo
công thức kinh nghiệm sau:
D2 = 2R2 = 3,16√
Trong đó:
D2 đường kính ngoài của tấm ma sát (cm).
Memax Mômen xoắn cực đại (Nm).
C là hệ số kinh nghiệm.
Đối với xe tải khách chọn C = 3,6
Thay số ta được:
D2 = 2R2 = 3,16√
 R2 = 14,425cm

√

Hình 1.2 Kích thước vành của đĩa ma sát.


Bán kính trong của đĩa ma sát: R1 = (0,53 – 0,75) R2 ta chọn R1 = 0,65 R2 thay số ta
được:
R1 = 0,65.14,425 = 9,376 (cm)
Bán kính ma sát trung bình được xác định theo công thức:
Rtb =

=

= 12,079 (cm) = 0,12079(m)

1.3 Xác định lực ép lên đĩa ma sát:
Ta có thể viết lại phương trình M ms = M

.β = µ.P.R tb.p

emax

Trong đó:
- µ là hệ số ma sát của ly hợp, Theo [6] ta có µ = 0,25 ÷ 0,35. Chọn µ = 0,3.
- p là số đôi bề mặt ma sát. Đối với xe 1 đĩa ly hợp thì p = 2.
- P là lực ép lên các đĩa ma sát.
- Rtb là bán kính ma sát trung bình.
=>

P=

=

= 9313,685 (N)

9,313685(KN)

1.4 Chiều dày đĩa ma sát
Theo [11], chiều dày của đĩa ma sát là:
Vậy ta chọn:

xác định trong khoảng 4÷5(mm)

.

1.5 Tính áp lực tạo ra trên mặt ma sát
Áp lực tạo ra trên vành khăn ma sát được tính theo công thức sau:

2

(< 250 (KN/m ) thỏa yêu cầu điều kiện bền.
Trong đó: P là lực ép của cơ cấu (KN) .
2
S là diện tích vành khăn ma sát (m )
2. Tính toán công trượt của ly hợp

Jm

Ja

Hình 1.5 sơ đồ tính toán công trượt

t0

Ly hợpTrược

Tăng tốc

Tốc độ ổn định


2.1 Momen quán tính quy dẫn Ja (kg.m2)
Từ công thức quan hệ vận tốc tịnh tiến của ô tô và vận tốc gốc của bánh xe ta có:

: vận tốc gốc của bánh xe.[rad/s]
V: vận tốc chuyển động tịnh tiến của xe [m/s]
: vận tốc cực đại của trục ly hợp.

[rad/s]

Động năng của chuyển động quay:
Động năng chuyển động tịnh tiến:
Điều kiện cân bằng động năng khi ô tô đang chuyển động : wt = wđ

(

)

(Kg.m2)

Trong đó :
Ga: Trọng lượng toàn bộ xe Ga = 35000(N)
Gm: Trọng lượng toàn bộ rơ móc hoặc đoàn xe kéo theo,Gm = 0 (N)
rbx : Bán kính làm việc của bánh xe chủ động
ih tỉ số truyền của hộp số. Vì lúc khởi động thì sức ì lớn nhất nên ta chọn
ih = ih1 = 5,8
ip: tỉ số truyền của hộp số phụ. Không có hộp số phụ nên ip = 1
i0: tỉ số truyền lực chính. i0 =
Thế số ta được:
(

(Kg.m2)

)


Vớ δt Hệ số tính đến các khối lượng chuyển động quay trong hệ thống truyền lực,
trong tính toán lấy δt = 1,05÷1,06. Ta chọn δt=1,05.


a. Momen cản chuyển động qui dẫn Ma (N.m)
Momen cản chuyển động của xe qui dẫn về trục li hợp được tính khi xe bắt đầu khởi động:

Trong đó:
ψ là hệ số tổng cản tổng cộng của đường mà ô tô có thể khắc phục được
Theo [7] ta chọn ψ = 0,02.
K là hệ số cản không khí, tra bảng [8] chọn K = 0,5÷0,6 ứng với F nằm trong khoảng 4,5÷6
2
(m ), ta chọn K = 0,5.

v là vận tốc của xe, v = 0 (m/s) vì khi khởi hành tốc độ quá nhỏ.
F là diện tích mặt chính diện của xe, xem như một hình chữa nhật có kích thước 1933x2345
(mm)
Trong đó:
B - chiều rộng cơ sở của ô tô.(m)
H – chiều cao toàn bộ của ô tô (m)
m- hệ số điền đầy chọn theo chủng loại ô tô.
Đối với ô tô tải khách chọn m = 1,00÷1,10 lấy m = 1 ta có:
-6

2

2

F = 1933.2345.10 = 4,532 (m ) thỏa mãn điều kiện.[4,5÷6](m )
rbx là bán kính lăn của bánh xe bx = 298,05 mm = 0,29805m
it là tỉ số truyền chung của hệ thống truyền lực. it = ih1.i0.ip
ηt hiệu suất của hệ thống truyền lực. Xe tải khách vi sai một cấp chọn ηt = 0,89.
Thế số ta được:
(N.m)
2.3 Tính thời gian trượt trong các giai đoạn t1 và t2
Xét đến 2 giai đoạn thực tế của việc đóng ly hợp từ từ.
+ Giai đoạn 1: khoảng thời gian. (t1) tăng momen ma sát từ 0 đến Ma. Lúc đó xe bắt đầu
khởi động tại chỗ:
+ Giai đoạn 2: Tăng momen của ly hợp đến giá trị không còn sự trượt của ly hợp. (t2)
Khoảng thời gian (t1) và (t2) được tính như sau:


Trong đó:
(s)

A

t2 =

K

(s)

Với:
- K là hệ số tỉ lệ đặc trưng cho nhịp độ tăng momen của đĩa ly hợp khi đóng ly hợp.
Đối với xe tải khách:
K = 150 ÷ 750 Nm/s ta chọn K = 450 Nm/s.
thế số vào ta có:
- A có giá trị là:
√
Trong đó:
- ω a : vận tốc góc của ly hợp. Ta tính cho lúc khởi động nên ω a = 0 rad/s
- ω m : vận tốc góc của trục khuỷu.
Ta lấy ω m = ω max hay ω m =
t2 =

A

=

√

(rad/s)

√

(s)

√
√

K

 Công trượt toàn bộ L của ly hợp là:
(
)
(

)

(J)
3. kiểm tra công trược riêng của ly lợp:
Để đánh giá độ hao mòn của đĩa ma sát ta phải kiểm tra công trượt riêng, công trượt
riêng được xác định theo công tức sau:

Trong đó:
L=
công trược tổng cộng của ly hợp.
2
S: diện tích bề mặt ma sát của đĩa bị động (m )
S
=
p = 2 số đôi bề mặt ma sát.

2

[L0] công trược riêng cho phép, theo [9] ta có [L0] = 150 000÷250 000J/m đối với ô
tô tải có tải trọng nhỏ hơn 50KN


≤ [L0]


4 Tính khối lượng phần ma sát của đĩa ép.
m = Vms. = S.δms.
Với :
- Vms là thể tích của phần ma sát đĩa bị động.
Vật liệu làm đĩa ma sát gồm thép và nhiều thành phần chất khác nhau nên ta chọn gần
đúng đó là thép:
[

-

].

- δms chiều dày của đĩa ma sát δms = 5mm = 0,005m
- S diện tích bề mặt ma sát S =
=>

m=

. 0,005.7800 = 1,56 kg.

5. Tính toán nhiệt độ của đĩa ép
Công trược sinh ra làm đun nóng các chi tiết như đĩa ép, lò xo,... do đó phải kiểm tra
nhiệt độ các chi tiết bằng cách xác định độ tăng nhiệt độ khi xe khởi hành:

Trong đó:
0
T- nhiệt độ tăng lên của chi tiết ( K) [T]
K
hệ số xác định công trược dùng để đun nóng chi tiết cần tính,
như sau:

được xác định

: Đối với đĩa ép (n – số lượng đĩa bị động ) với n=1 =>
L=

công trượt sinh ra toàn bộ khi đóng ly hợp (J)

C - nhiệt dung riêng của các chi tiết khi đun nóng , đối với thếp và gang c
m – khối lượng chi tiết bị đun nóng.(kg)


III.

TÍNH TOÁN TRỤC CÁC ĐĂNG
Cardan 1
K

Đcơ

Vỏ đỡ

Cardan 2

Hộp số

Vi sai

L2

L1

L3

L4

L=3665mm
Hình III.1 Sơ đồ bố trí FR 4x2 dùng cardan kép
Trong quá trình chuyển động Cardan chịu xoắn là chủ yếu.
Theo lý thuyết bền ta có:
[13]
Trong đó:
: mômen xoắn (KNm)
Wp: mômen chống xoắn của mặt cắt ngang.
-

Đối với tiết diện tròn đặc ta có:

-

Đối với tiết diện tròn rỗng:

=

với d là đường kính trong và D là đường kính ngoài của thanh.

Do bề dày thành trục rỗng

= 1,85 ÷ 2 mm

có giá trị không đáng kể

nên nếu cùng một khối lượng vật liệu thì trục rỗng có mômen chống xoắn cao hơn nhiều
so với trục đặc.
 Ta chọn cardan trục rỗng khi tính toán thiết kế.


Giả thuyết khi bắt đầu chuyển động, nạng chủ động nằm trong mặt phẳng thẳng đứng
ta có:
[14]
Giả thuyết cả hệ thống quay đi với góc ta có:


Từ biểu thức trên ta thấy:
cấu cardan kép đồng tốc.
thì

tức

thì

tức

trường hợp này gọi là cơ

trường hợp này gọi là cơ cấu cardan kép khác

tốc.
Do cơ cấu cardan dọc nên trong tính toán kiểm nghiệm bền ta tính theo phương án cardan
khác tốc, nghĩa là:
.
Khi K là khớp cardan khác tốc thì trục bị động sẽ chịu mômen xoắn lớn hơn. Cho nên
nếu trục hai đủ bền thì trục một cũng đảm bảo điều kiện bền, vì vậy chúng ta chỉ cần tính
toán trục hai ứng với trường hợp K là khớp cardan khác tốc.
1.Xác định kích thước trục theo số vòng quay nguy hiểm nt:
Ta xác định số vòng quay cực đại nmax của trục các đăng ứng với tốc độ lớn nhất của xe:
nmax =
Ở đây :
nemax = λnN = 1. 3800 = 3800 (v/ph) là số vòng quay cực đại của động cơ
(do động cơ diesel nên λ=1)
ih = iOD= 0,82 là tỉ số truyền nhanh nhất của hộp số chính.
ip =1 là tỉ số truyền số cao nhất cảu hộp số phụ.
= 4634(vg/ph)
Thay số ta được:
nmax =
Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt của trục các đăng:
nt = (1,2 - 2).nmax = 4634.1,6913 = 7837,5[v/ph].


2. Đường kính cardan:

Đối với trục cardan thứ hai:
Ta khảo sát dưới dạng trục rỗng đặt tự do trong các điểm tựa.
[15]

√

Thay d1 =
:

- 2 vào công thức trên ta nhận được phương trình bậc 2 đối với
2

Giả thiết bề dày thành trục rỗng

2

-4 .

+ (4

2

-

)=0

= 1,85 ÷ 2 mm

Ta xác định được giá trị của đường kính D:
Chọn δ = 2mm = 0,002m

nt = 7837,5 (vg/ph).
Trên thực tế chiều dài cơ sở của xe là L = 3665mm = 3,665 m nhưng trừ đi chiều
dài hộp số và chiều dài vỏ đỡ vi sai(theo hình vẽ III.1) ta có l1+l2 nhỏ hơn L rất
nhiều.
trên kết quả khảo sát thực tế ta có l1= 85cm = 0,85m; l2=125cm=1,25m
(

)

Giải ra ta được
= 0,074(m) = 74 (mm) => d2 = 70 mm
3. Kiểm tra trục cardan
Khi làm việc trục hai sẽ bị xoắn, uốn, kéo (hoặc nén). Trong đó ứng suất xoắn là rất lớn
so với các ứng suất còn lại, cho nên ta chỉ cần tập trung tính trục theo giá trị M2max :

3.1 Ứng suất xoắn cực đại của trục cacđăng:

Trong đó :


là góc lệch giữa các trục. Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến các
cầu chủ động nên ta chọn
chọn
Momen chống xoắn nhỏ nhất của trục cacđăng :
3

(m )
Thay số ta có :

thõa điều kiện.

3.2 Tính giá trị góc xoắn của trục cardan
0

[]
Trong đó:
Mô men quán tính của tiết diện xoắn:
4

= 29,32 cm
2

5

2

G: mô đun đàn hồi khi xoắn – theo [16] ta có: G = 80GN/m =8.10 kG/cm
l2 = 125cm – là chiều dài của trục cardan thứ 2.
Memax mômen xoắn cực đại của động cơ. Memax= 300N.m = 30kN.cm
Thay số ta có :

trên một mét chiều dài trục nhỏ hơn giá trị góc xoắn cho phép
trên một mét chiều dài trục => thỏa yêu cầu.


3. Tính toán chốt chữ thập:

dc
P

A

A

R
P

Hình 3.1 sơ đồ lực tác dụng lên chốt
chữ thập.

Vì M2max > Mms nên lực P tính theo M2max.

Trong đó:
R = D/2 + δ/2 + k ; δ: bề dày phần thịt nạn cardan; K hệ số an toàn k>0.
Theo khảo sát thực tế ta chọn δ = 15 mm, k= 2mm
 R=

=0,0465m

: góc lệch giữa các trục. Do cardan thuộc loại truyền mômen xoắn từ hộp số đến các
cầu chủ động nên ta chọn
chọn
.

Dưới tác dụng của lực P, tại mặt cắt nguy hiểm A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và cắt.
Ngoài ra trên bề mặt của cổ chốt chữ thập còn chịu ứng suất chèn dập.


3.1 ứng suất uốn
2

≤ [ ] = 350MN/m
Với Wu – mô men chống uốn tại mặt cắt A-A.
Chốt có mặt cắt ngang hình tròn nên ta có:

dc - là đường kính mặt cắt ngang chốt. Theo khảo sát thực tế ta có dc= 25mm=0.025m
Ta có R = 46,5 mm ta chọn chiều dài cổ chốt l = 35mm = 0,035m
thay số ta có:
2

2

221 MN/m ≤ [ ] = 350MN/m
 Thõa điều kiện uốn.
3.2 ứng suất cắt

Ở đây: S - diện tích của tiết diện mặt cắt A-A. S=
Thay số ta được:


3.3 ứng suất chèn, dập
-6

-4

2

Ở đây: F – là diện tích tiết diện của cổ chốt. F = l.dc = 25.35.10 = 8,75.10 (m )
Thay số ta có:


5. tính toán nạng cardan
b

a

h

e
B
R

A

A
P

B

Hình 4.1 sơ đồ lực tác dụgn lên nạn
cardan.

Dước tác dụng của lực P, tại tiết diện A-A sẽ xuất hiện ứng suất uốn và ứng suất xoắn:
4.1 Ứng suất uốn:

Ở đây:

Wu- mômen chống uốn của tiết diện tại A-A.
Ta chọn mặt cắt tiết diện Elip:

h – đường kính dài: ta tính h = D + 2k ta có D = 74mm (đã tính ở trên),
K: độ dày mỗi bên so với đường kính D, chọn k =5mm
 h = 74 + 2.5= 84mm = 0,084m


Chọn e = 86mm=0,086m
Do tiết diện elip nên chọn b = 2δ = 30mm = 0,030m
Thay số ta có:

Thỏa điều kiện uốn.
4.2 Ứng suất xoắn

Chọn a = 0,0625m
Wx- mômen chống xoắn của tiết diện tại A-A.
Mặt cắt tiết diện Elip nên:

Thay số ta có:

 thõa điều kiện bền xoắn