Đồ án chi tiết máy (BKHCM): Hộp giảm tốc 2 cấp, bánh răng đồng trục (THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN)

Mục Lục 1. Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền 2.Thiết kế bộ truyền xích 3. Thiết kế bánh răng 4. Tính toán thiết kế trục 5. Tính toán và chọn ổ lăn 6. Chọn các chi tiết phụ 7. Bảng thông số liệt kê các bộ phận và số liệu 8. Bảng dung sai lắp ghép

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Thành phớ HCM, tháng 4 năm 2013

*Số liệu ban đầu: (Phương án 37)

-Công suất trên thùng trộn : 4,5 KW

-Số vòng quay trện trục thùng trộn :v = 40 (vòng/phút)

-Thời gian phục vụ : 3 (năm)

- Số ngày làm/ năm : 280 ngày

1 Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền:

1.1 Hiệu suất hệ thống:

Hiệu suất chung của hệ thống:

η∑ = ηk ηbr2 ηx ηol3

Trong đó:

ηk = 0,99 : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi

ηbr = 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηx = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền xích

ηol = 0,995 : Hiệu suất ổ lăn

(Các số liệu trên được tra theo bảng 2.3 tài liệu [1])

Ta được: η∑ = 0,99 0,982 0,97 0,995 3= 0,91

1.2 Công suất đẳng trị của động cơ:

-Công suất tính toán:

1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ:

Số vòng quay của trục công tác: 40 vòng/phút

Tỉ số truyền:

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp: uh = 12

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 3

 Tỉ số truyền chung sơ bộ là: uch = uh ux = 12 3 = 36

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

dn

T T

max

dn

T T

Khối lượng (kg)

1.5 Phân phối tỉ số truyền:

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động: uch = nđc

nct = 1440

Ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp: uh = 12

Suy ra: tỉ số truyền của bộ truyền xích :ux = uch

uh = 36

12 = 3

1.6 Công suất, số vòng quay,momen xoắn:

2 Thiết kế bộ truyền xích:

2.1 Chọn xích tải:

Do dùng cho máy trộn có công suất nhỏ vận tốc không cao nên chọn :

=> Xích con lăn 1 dãy

2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:

2.2.1 Chọn số răng đĩa xích:

Với ux = 3 Số răng đĩa nhỏ : Z1 = 29 – 2.u  19

Z1 = 29 – 2.3 = 23 chọn Z1 = 23Số răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1= 3.23 =69

2.2.2 Xác định bước xích:

Công suất tính toán:  P

k k k k P P

d z n

Trong đó:

kz = Z01/Z1 = 25/Z1 = 1,09 hệ số răng đĩa xích

kn = n01/n1 hệ số vòng quay

n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]

n1 = nIII =120(vòng/phút)

kn = 200/120 = 1,67

k = k0.ka.kđc.kbt kr klv ,tra bảng 5.6[1] ta được:

ko = 1 đường nối hai tâm đĩa xích nằm ngang

ka = 1 hệ số khoảng cách trục a= (30 50).p

kdc = 1 vị trí được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

kr = 1,2 tải trọng va đập

klv = 1 thùng trộn làm việc một ca

kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi,bôi trơn đạt yêu cầu.

k = 1.1.1.1,2.1.1,3 = 1,56

kx hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 1thì kx = 1

P = PIII = 4,66 (kW) công suất cần truyền

Công suất tính toán: Pt = 4,66.1,56.1,67.1,09/1 =13,23 kW

Tra bảng 5.5[1] với n01= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 (mm) thoả điều kiện bền mòn Pt <  P = 19,3 kW

2.2.3 Chiều rộng xích răng:

Tra bảng 5.5[1]- B = 27,46mm

2.2.4 Khoảng cách trục và số mắt xích:

Khoảng cách trục: a = (30 50).p Chọn a = 30.p = 30.31,75 = 952,5 mm

a Z

Z p

a

4

1 ) (

2

1

1 2 2 2

1 2 1

.5,

Trong đó:  i số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có  i = 25 1/s

i = 23.120/(15.108) = 1,7/s <  i

2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

2.3.1 Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:

S = Q/(kđ .Ft + F0 +Fv)   S

Trong đó:

Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 88,5 kN Khối lượng 1 mét xích: q1 =3,8 kg

v = Z1.p.n1/60000 = Z1.p.nIII/60000 = 23.31,75.120/60000 = 1,46 m/s

Ft = 1000.P/(kd.v) =1000.PIII/(kd.v) =1000.4,66/1,2.1,46 = 2659,82 N

F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81 6 3,8 953.10-3 =213,16 N (kf = 6 bộ truyền nằm ngang)

Fv = q.v2 = 3,8 1,462 = 8,1

Do đó: S = 88,5.103/(1,2 2659,82 + 213,16 + 8,1) = 26 Tra bảng 5.10[1]với n = 200 vòng/phút thì  S = 8,5 Vậy S > S nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền

2.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

 H d

vd đ t r

  0 , 47 (  ) /( )  1

Trong đó: H ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1]

3 Thiết kế bánh răng

3.1 Chọn vật liệu:

Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:

Bánh răng nhỏ: Thép 45tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB260),tra bảng 6.1[1] ta có бb1 = 850MPa, бch1 = 580MPa.

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB250),tra bảng 6.1[1]ta có бb2 = 850MPa, бch2 = 580MPa

3.2 Xác định ứng suất cho phép:

Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:

[бH] = (б0

Hlim/ SH).ZR.ZV.KXH.KHL[бF] = (б0

Flim/ SF).YR.YS.KXF.KFC.KFLTrong đó:Sơ bộ chọn ZR.ZV.KXH =1

YR.YS.KXF =1

б0

Hlim ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở

б0

Flim ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2 [1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

б0

HLim= 2HB + 70(Mpa) SH =1,1

б0

Flim =1,8.HB(Mpa) SF =1,75

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: б0

HLim1 = 2.260+70 = 590 MPa

б0 FLim1 = 1,8.260 = 468 MPa

Bánh răng lớn: б0

HLim2 = 2.250 + 70 = 570 MPa

б0 FLim2 = 1,8.250= 450 Mpa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:NHO=30 2 4

HB

H

NHO1=30.(260)2.4=18,75.106

NHO2=30.(250)2.4=17,07.106 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:

t n T

T

.

3

max

NFE= 60 cnt = 60.c.  i i

m i

T n T

T F

.

max

mF:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,mF =6 khi HB < 350

c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1

n:số vòng quay trong một phút

t :tổng số thời gian làm việc, t= 3.280.1.8 = 6720 giờ (làm việc 1ca)

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:

NHE = 60.c.(n1/u1).t i   i

i t T

Ta có:NHE 2 > NHO2 do đó: KHL2 =1

Suy ra: NHE1 > NHO1 do đó KHL1 =1

Theo (6.1a) [1], sơ bộ ta xác định được:

[бH] = б 0

Hlim.KHL/SH

[бH1]= б 0

Hlim1.KHL1/SH = 590.1/1,1 = 536,36 MPa [бH2]= б 0

T t T

 

 

 



Ta có:NFE 2 > NFO2 do đó KFL2 =1

Suy ra: NFE1 > NFO1 do đó KFL1 =1

Theo (6.2a) [1], sơ bộ ta xác định được:[бF]= б 0

Flim.KFc.KFL/SFVới bộ truyền quay một chiều KFC=1

[бF1] = 468.1.1/1,75 = 294,17 MPa [бF2] = 450.1.1/1,75 = 282,85 MPa Ứng suất quá tải cho phép:[бH]MAX=2,8.бch2 = 2,8.450 = 1260 MPa

[бF1]MAX=0,8.бch1 = 0,8.580 = 464 MPa [бF2]MAX=0,8.бch2 =0,8.580 = 464 MPa

3.3 Tính toán cấp chậm:

3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw2=Ka.(u2 1)3

2 2 2

][

ba H

H

u

K T

2 2 2

][

ba H

H

u

K T







T2 : mômen xoắn trên trục chủ động T2 = 109812 Nmm

Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.6[1]=> Ψba = 0,2

Ψbd = 0,53.Ψba.(u1 + 1) = 0,5.0,2.( 12 + 1) = 0,45

Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KHβ = 1,03 : hệ số kể đến sự phân bố

không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc

 aw2=43.( 12 + 1).3

2

109812.1, 03

527, 27 12.0, 2 = 160,744 mm

Chọn aw2 = 200 mm để đảm bảo ứng suất uốn cho phép

3.3.2 Xác định thông số ăn khớp:

Theo (6.17) [1], chọn m = (0,01…0,02)aw2 = (0,01…0,02).200 = 2…4 mm

Theo bảng 6.8[1] chọn m = 3 mm

Ta có:  = 8 … 200

)1.(

20cos 2)

1.(

8cos

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết

Ưùng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:бH = ZM.ZH.Zε

2 1 2

2

.

) 1 (

2

w m w

m H d u b

u K

ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =

cos

Đường kính vòng lăn bánh: dw1 = 2.aw2/(um+1) = 2.200/(3,45+1) = 89,89 mm

Vận tốc vòng:v =

60000

d w1 n II

H = H.g0.v.

M

w u a

H heô soâ ạnh höôûng cụa caùc sai soâ aín khôùp:Tra bạng 6.15[1] H = 0,002

Heô soâ sai leôch caùc böôùc raíng baùnh 1 vaø 2:Tra bạng 6.16[1] =>g0 = 73

w w H K K T

d b

2

.

Öùng suaât tieâp xuùc: H = ZM.ZH Zε 2 2

2

2 .( 1) ( )

Ra= 2.5 ñoô nhaùm cụa beă maịt laøm vieôc,ta coù heô soâ ạnh höôûng ñeẫn beă maịt laøm vieôc ZR=0,95 vaø da < 700 mm neđn KxH = 1

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.1,960,1 = 0,9:hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng

 ] > H,do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc

3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Để đảm bảo uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

m d b

Y Y Y K T w w

F F

F

.

2

1

1 2

1

F F F

Y Y

  [F2]

Trong đó:

Y:hệ số trùng khớp của răng:Y = 1/ = 1/1,68 = 0,6

Y:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y=1 - 0 /140 = 0,9

KF=KFB.KF .KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.

KFB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,06

KF :hệ số sự ïphân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,KF =1,37

KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp

W F

K K T d b

2

Do đó KF = 1,06.1,37.1,07= 1,55

YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2

Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos3 = 32

Zv2 = z2 /cos3 = 110 Tra bảng 6.18[1]: YF1 = 3,8

[ ' 1

F

 ] = [F1].YR.YS.KxF [ '

YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do da < 400 mm nên KxF =1

Do đó: [ '

1

F

 ] = 294,17.1.1,004.1 = 295,35 MPa[ '

3.4 Tính toán cấp nhanh:

3.4.1.Khoảng cách trục:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền Ở đây yêu cầu với độ ổn định và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết

Ưùng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:бH = ZM.ZH.Zε 2

2

2 ( 1)

Trong đó:

ZM:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5[1] => ZM = 274 Mpa1/3

ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =

cos

=>= [1,88 – 3,2.( 1 1

29100)].cos14,650 =1,68 Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0

Đường kính vòng lăn bánh: dw1 = 2.aw2/(um+1) = 2.200/(3,45+1) = 89,89 mm

Vận tốc vòng:v =

60000

d w1n1

 = .89,89.1440

60000

Tra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 8 vì bánh răng trụ răng nghiêng

v < 10 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn K H = 1,13

H = H.g0.v

m

w u a

H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1] H = 0,002

Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng :Tra bảng 6.16[1] =>g0 = 56

=>H = 0,002.56.6,78 200

3, 45 = 5,78 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>K H =1,02

Hệ sốtải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHV =1+







H H

w w H K K T

d b

2

.

Öùng suaât tieâp xuùc: H = ZM Z ZH .

) (

) 1 (

2

2 1 1 1

1 1

w w

H d u b

u K

Ra= 2.5 ñoô nhaùm cụa beă maịt laøm vieôc, ta coù heô soâ ạnh höôûng ñeẫn beă maịt laøm vieôc ZR=0,95 vaø da < 700 mm neđn KxH = 1

Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.5,780,1 = 1: heô soâ ạnh höôûng ñeân vaôn toâc voøng

3.4.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1

1 1

1

F F F

Y Y

  [F2]

Trong đó:

Y:hệ số trùng khớp của răng:Y = 1/ = 1/1,68 = 0,6

Y:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y=1 - 0 /140 = 0,9

KF=KFB.KF  KFv hệ số tải trọng khi tính uốn.

KFB hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,05

KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng, KF =1,37

KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp

W F

K K T d b

2

a Bảng 6.15[1]: F = 0,006 và bảng 6.16[1]: go= 56

YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2

Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos3 = 32

YS độ nhạy vật liệu đối với tập trung Ứ.suất,YS=1,08–0,0695.lnm =1,004

YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do da < 400 mm nên KxF =1

Do đó: [ '

1

F

 ] = 294,17.1.1,004.1 = 295,35 MPa [ '

Các thông số của bộ truyền bộ truyền bánh răng

sở bánh

db1 = 84,5 mm; db2 = 291,4 mm db1 = 84,5 mm; db2 = 291,4 mm

4 Tính toán thiết kế trục:

4.1 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 , có b = 750 Mpa , ứng suất xoắn cho phép [ ] = 10 30 MPa

4.2.Tính sơ bộ đường kính trục :

Theo CT10.9[1], ®-êng kÝnh trơc dk 3    

2 ,

109812

33, 2

0, 2 0, 2.15

T d

370858

49,8

0, 2 0, 2.15

T d



Chän d3= 50 mm

4.3 Xác định sơ bộ bề rộng ổ:

Tra bảng 10.2[1] chiều rộng ổ lăn b0 :

d1 = 25mm  bO1 = 17 mm

d2 = 35 mm  bO2 = 21 mm

d3 = 50 mm  bO3 = 27 mm

4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

k3=15 mm _ khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn=15 mm _Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

4.5 Xaực ủũnh lửùc taực duùng cuỷa boọ truyeàn leõn truùc vaứ ủửụứng kớnh truùc:

Truùc I:

Lửùc taực duùng tửứ boọ truyeàn baựnh raờng trụ

1 13

t

w tw

(Với D T được tra từ bảng 16.12)

Dời lửùc doùc truùc Fa13 về tõm:

10 11

206 332

r r

491 694

t t

32618 31200

Moâ men töông ñöông:Mtñj = 2 2 2

16, 5 19

19, 4 0

Trục II:

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng trụ:

Bộ truyền cấp nhanh:

2 22

22

23

186.310,1

28840 2

639.89, 92

28730 2

471 756

r r

Trong mặt phẳng OXZ:

20 21 22 23 /0 22 22 23 23 21 21

89 1645

t t

Moâ men töông ñöông:Mtñj = 2 2 2

0 27,1 31,8 0

Trục III:

Lực tác dụng tưa bộ truyền bánh răng trụ:

3 32

t

w tw

Lực tác dụng từ bộ truyền xích: F r33 = 3059 N

Dời lực dọc trục Fa13 về tâm:

32 2 32

5964586

r r

11961196

t t

Moâ men töông ñöông:Mtñj = 2 2 2

0 42 44 41

4.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Giới hạn bềnb= 750 Mpa

Trong đó: mj trị số trung bình ứng suất pháp tại tiết diện j

aj

 trị số biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j

Khi trục quay 1 chiều :

j

j aj

aj mj

 biên độ ứng suất tiếp lớn nhất tại tiết diện j

 Chọn lắp ghép: Các ổ lăn trên trục ghép theo kiểu k6.Bánh răng,bánh

xích,khớp nối trục lắp theo kiểu k6 có kết hợp với lắp then.Kiểm tra độ bền mỏi các tiết diện nguy hiểm: tiết diện lắp khớp nối (12),ổ lăn (10,31),bánh răng (13,23,32),bánh xích (33).Lập bảng kích thước của then,trị số mô men cản uốn và mô men cản xoắn:

 Xác định hệ số Kdjvà Kdj đối với các tiết diện nguy hiểm:

y

x dj

K

K K K

K

K K K

11

Với Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Ky hệ số tăng bền bề mặt trụ

Gia công các trục trên máy tiện Ra = 2,5 … 0,63 m,b= 750 MPa tra bảng 10.8[1] chọn Kx = 1,1

Trục nhẵn,tôi bằng dòng điện tần số cao (bảng 10.9):Ky = 1,5

Tra bảng 10.11[1] tỉ số

S S

j j

j

 2 2

1



Lập bảng các thông số:

TjN.mm

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

12 27,7

0

8,43 5,3 3,29 7,06 8,06 10,36 13,67

2,2

- 2,28 2,42 2,48

- 2,39

2,25 2,25 2,25 2,25 2,75 2,25 2,25

2,15

- 2,32 2,44 2,47

- 2,42

1,75 1,75 1,75 1,75 2,15 1,75 1,75 Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị

2,15 1,75 2,32 2,44 2,47 1,75 2,42

1,57 1,57 1,59 1,68 1,90 1,57 1,66

1,5 1,23 1,61 1,69 1,72 1,23 1,68

- 9,83 13,03 5,4 14,34 7,54

-

- 27,95 34,72 15,43 13,36 14,29

-

- 9,27 12,2 5,09 9,77 6,67

-

S > [S] = 3 => Các tiết diện nguy hiểm đều bảo đảm hệ số an toàn cho phép

4.7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh:

tđ

Trong đó: max  3

.1,

4.8 Thiết kế then:

Chọn then theo TCVN2261-77

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

c

d t

d

b l d T

t h l d T

.2

][)]

.(

.[

.2

1

Trục I:

Có 2 chỗ ghép then là khớp nối và bánh răng trụ răng nghiêng

Khớp nối:

Chiều dài mayơ lm12 = 43 mm, đường kính trục d12 = 22 mm

Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có

1

2

3666

3, 52,8

Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,2mm

 d ứng suất dập cho phép, tải va đập nhẹ, tra bảng 9.5[1]  d = 100 MPa

 c ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ  c = 2030 MPa

 

2.32497

32,8322.36 6 3,5

2.32497

13, 6822.36.6