THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP CÓ NHANH PHÂN ĐÔI

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy.Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng .Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Đà Nẵng, ngày tháng năm 201Sinh viên thực hiện

LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi họcxong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án mônhọc Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ

sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiếtmáy Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành

cơ khí Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điệnđến cơ cấu chấp hành

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” cócác ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọctrục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo,

dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tươngđối đồng đều Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhượcđiểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chitiết và khối lượng gia công tăng

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vàomột công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyếtcác vấn đề có liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầutay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên

ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng nhưnghiên cứu và tính toán.

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mongquý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm,những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiệncác đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô

Đà Nẵng, ngày tháng năm 201

Sinh viên thực hiện

Phạm Văn Đức

PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆNĐộng cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ côngsuất động cơ Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép

- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản banđầu của phụ tải khi mới khởi động

- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều

Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:Các số liệu đã cho:

- Tải trọng P = 3525N

- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s

- Đường kính tang D = 675 mmNếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải

 _ là hiệu suất truyền dộng



 1000

2 , 1 3525

2 

bộ)

995 , 0

3 

2 , 1 3525

7764 , 4



lv

N

5,3934Kw

Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này.Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gióA02-42-4 có:

Công suất động cơ Nđm = 5,5 Kw

Hiệu suất động cơ đm = 88%

Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg

Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyềnchung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫnđộng

Kiểm tra mômen khởi động của động cơ:

dm

mm

M M

Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của độngcơ

M

M qt

 Mmm>Mqt.Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làmviệc.

II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

II-1 Tỷ số truyền

Tý số truyền động chung: i = nđm/nt

1000 60

t t

ing tỷ số truyền của bộ truyền xích

it tỷ số truyền của hộp giảm tốc

in tỷ số truyền cấp nhanh

ic tỷ số truyền cấp chậm

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đếnkích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí Việc phân phối tỉ số truyền

cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyêntắc:

- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất

- Điều kiện bôi trơn tốt nhất

Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi đểcho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trongdầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau(R2  R4), chọn in=1,2ic

Chọn: ix=4 ;

 ing = ix =

c c c

n i i i i

i

2 , 1

647 , 42

4

* 2 1

647 42

N

Kw N

N

Kw N

N

II III

I II

O I

0004 , 5 98 , 0 995 , 0 1281 , 5

1281 , 5 995 , 0 98 , 0 3664 , 5

3664 , 5 1 995 , 0 3934 , 5

3 2

2 3

2 2

4 3

405

576 , 3

48 , 405

0004 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 864 , 102921 405

1281 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 220 , 35344 1450

3664 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

) ( 048 , 35522 1450

3934 , 5 10 55 , 9 10

55 , 9

6

3 6

6

2 6

6

1 6

6 6

Nmm n

N M

Nmm n

N M

Nmm n

N M

Nmm n

N M

III XIII

II XII

I XI

ct

ct XâC

Trục động cơ

Ưu nhược điểm của bộ truyền xích.

Ưu điểm :

+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn 8m.

+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần

lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau.

+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau.

+Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt

và bộ truyền không được che kín.

Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn.

Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế:

Giai đoạn 2:

Bước 1:Sơ đồ kết cấu của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của bộ truyền.

Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D 1 ,D 2 ,X,t).

1) Chọn loại xích

Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.

có giá thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng.

2)Tính số răng của đĩa xích

Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn

Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số

3)Định bước xích t:

Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao.

Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.

Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng k=k đ k A k o k đc k b k c [S I ,B6-6,T105].

Trong đó.

k đ -Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài Vì tải trọng rung

Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặc con lăn căng

Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25

Công suất tính toán của bộ truyền xích.

N t =N.k.k z k n [S I ,Ct6-7,T106].

Hệ số răng của đĩa dẫn

Hệ số vòng quay của đĩa dẫn.

Thay vào công thức ta có.

q =2,57(kg).

Số dãy xích con lăn được xác định theo điều kiện.

x[N Nt] =118,39,4 =0,736 ta chọn xích ống con lăn một dãy nên ta lấy x1.

A=40.t=40.25,4=1016(mm).

ta có.

X= 2.251016,4 +23 292+( 292 .3,141523 ) 2 101625,4 = 140,5 Để tiện cho việc lắp ghép ta lấy X=140.

Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.

u=

X

n Z

15

. 1

140 15

136 23

= 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập trong một giây.

2 2 1 2

1

2

Z Z 8 2

Z Z X 2

Z Z X 4

t

A

14 , 3 2 23 92 8 2

92 23 140 2

92 23 140 4 4 ,

5 Tính đường kính của đĩa xích :

 Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :

) ( 5 , 186 23

180

4 , 25 180

1

Sin Z

Sin t

 Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :

) ( 744 92

180

4 , 25 180

2

Sin Z

N k 10 6 P k



Trong đó :

4 , 25 23

0004 , 5 15 , 1 10 6

.

10 6

.

7 7

N n

t Z

N k P

Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu

đề ra, thoã mãn các điều kiện bền.

PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC.

III.1.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNGCẤP NHANH:

bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau:

truyền cấp nhanh

vậy khi chọn hệ số chiều rộng răng sao cho cần thoã mãn bch 2bnh

tốt, có va đập, vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịchchỉnh

III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng

_ Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

k1= 600 N/mm2 ; ch1= 300N/mm2 ; HB = 200

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm

_Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170

Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm

III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1 Ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1= 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1)Trong đó:

_ Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng sốgiờ bánh răng làm việc ở chế độ i

mômen quá tải)

_ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng

Ntđ1=60.1.6,5.330.16.1450.[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 167,95.107

> No

Thường N0=107.Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:

Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No

[]tx = []Notx k’N.[]tx1= 520 N/mm2

[]tx2= 442 N/mm2

2.Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)mni.Ti (3.2)Các thông số như trên

m_ bậc của đường cong mỏi uốn Đối với thép thường hoám= 6

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:

Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107

Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No

Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn N0=5.106

[]u=





 k n

k 5 ,

N 1

(3.3) do răng làm việc một mặtGiới hạn mỏi uốn của thép 45: -1= 0,43 k = 0,43.600=258 N/mm2

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k = 1,8

III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:

Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi

Do vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ

6 1

'

] [

10 05 , 1 ) 1 (

n

N k i

i A

’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc

2 6

III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánhrăng:

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

s m i

n A

) 1 576 , 3 (

1000 60

1450 135 2 )

1 ( 1000 60

.

Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :

A

1 576 , 3

135 2 1

2

m 5 , 2

b n (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4

Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421

421 , 1

421 , 1 5 , 1

421 , 1

135 3

sb k

k

mm (3.8)

10 cos 133 2 ) 1 (

cos 2

A

Số răng bánh lớn:

Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100Tính chính xác góc nghiêng :

130 2

2 128

2 5 , 2 sin

5 , 2



III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Bánh lớn: Ztđ2 =100/(0,984)3= 105

Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:

y1 = 0,451

y2 = 0,517Lấy ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng

Đối với bánh răng nhỏ:

2 6

1 1

2 1

6

5 , 1 40 1450 28 2 451 , 0

3664 , 5 5 , 1 10 1 , 19 ''

.

10 1 , 19

mm N b

n Z m y

N k

III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt=2,5[]Notx.(3.14)

Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2

ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt =0,8.ch.(3.15)

Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2

Pa1

Pr

Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt I

I

n b

N k i i

) 1 (

10 05 ,

1450 40 2 , 1

3664 , 5 5 , 1 576 , 4 576 , 3 133

10 05 , 1

mm N



txqt2=

2 3

6

/ 64 , 508 4

, 1 405 40 2 , 1

1281 , 5 5 , 1 576 , 4

Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng

P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa

d n

N d

Mx P

.

10 55 , 9 2

3664 , 5 10 55 , 9





Lực hướng tâm: P tg n tg o 458 , 4N

3 10 cos

20 15 , 1240 cos

III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng

Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:

bk3 = 600 N/mm2 ; ch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200

Notx3=520N/mm2

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

bk4 = 500 N/mm2 ; ch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170

Notx4=442N/mm2

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100300) mm

III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1.Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

 []tx = []Notx k’ = 2,6.HB

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : []tx4 = 442 N/mm2

2.Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

k 5 ,

N

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k = 1,8

Bánh nhỏ: []u1 = 1,15,.5270.1,8.1= 150 N/mm2.

Bánh lớn: []u2 = 1,15,.5225.1,8.1= 125 N/mm2

III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:

Có thể chọn sơ bộ k = 1,5 Do ổ bố trí đối xứng

Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng

4

6

.

] [

10 05 , 1 ) 1 (

n

N k i

i A

A c

tx c

4 , 0

1281 , 5 5 , 1 98 , 2 442

10 05 , 1 ) 1 98 , 2

2 6

n A v

c

) 1 98 , 2 (

1000 60

405 178 2 )

1 ( 1000 60

2

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm i

A d

c

90 1 98 , 2

178 2 1

2

23 , 1 5 , 1

k A A

sb sb

5 , 1

23 , 1 178

167 2 ) 1 (

2





i m

A

Số răng bánh lớn:

Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

Với _hệ số giảm chiều cao răng.

Z

Z

Z2 1

5 ,

20 cos 3 111

2

cos

Với Z3=28;Z4=83 Suy ra 1=0,044; 2=0,128.

Vậy y1=0,451;y2=0,511Đối với bánh răng lớn:

2 2

6 3

4

2 1

6

67 136 83 3 451 , 0

0004 , 5 23 , 1 10 1 , 19

10 1 , 19

mm N b

n Z m y

N k

III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt = 2,5[]Notx.

Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt = 0,8.ch.

Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2

 

qt qt

tx

n b

N k i i

A

.

1 2 sin

64 , 0

10 05 , 1

3 6

  2

3 0

6

405 67

1281 , 5 23 , 1 1 98 , 2 28 20 2 sin

64 , 0

98 , 2

2 3 6

10 55 , 9

A: THIẾT KẾ TRỤC.

IV.A.1 Chọn vật liệu:

Trục phải đảm bảo các yêu cầu:

Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dểgia công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn

Chọn thép 45, tôi cải tiến

HB=200; k=600N/mm2; ch=300N/mm2; Notx=520N/

mm2

IV.A.2 Tính sơ bộ trục:

Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn

Tính đường kính sơ bộ của các trục:

3

n

N C

 d II 27 , 97mm

405

1281 , 5



Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII

chiều rộng B = 13mm_ là loại ổ trung bình

IV.A.3.Tính gần đúng trục:

Trình tự :

Định kích thước dài của trục

Dựa vào các số liệu:

* Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau:

Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục.

L3= L2+l3+l4+l5

= 241+ 18+ 15+ 60= 334mm

Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:

Trục II

Trục I

Theo sơ đồ phân bố lực ta có:

YA+YD=2Pr1- Rx=2.458,4-4342,635=-3246 N

YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3

 YA= Pr1+

2 1

3

2

.

K K

1 , 0

7 , 238644

1 , 0

54 , 254343

n n n

n k

22 , 35344 2

Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất sinh ra trên bề mặt ghép: p

.

75 , 49 27 , 2

2 2

Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn vềtrục

Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

6.3 Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻoquá lớn

Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường:

max 3

max 3

1 , 0

252495

mm N

1 , 0

22 , 35344

mm N

105922 149708

29275 27350

dB

3

50 1 , 0

56 , 248561

Theo bảng 7-10 ta có: k/ = 2,7

 k/ = 1+ 0,6(k/ - 1) = 2,02

Hê số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

6 , 3 30 1 5 , 2

270

.

024 , 25 6 , 3

2 2

Do tại tiết diện C có mômen uốn lớn nhất

Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn

7.3 Kiểm nghiệm trục II khi quá tải đột ngột:

Theo công thức (4.12)

3 25 , 46 / 45

1 , 0

53 , 232030

mm N

1 , 0

864 , 102921

mm N