Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15)

Tính moment xoắn trên các trục...7 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY...9 A... Tính toán các bộ truyền hở đai, xích hoặc bánh răng b.. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răn

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 3

ĐỒ ÁN MÔN HỌC 4

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: 6

1 Hiệu suất truyền động: 6

2 Xác định công suất động cơ: 6

3 Chọn động cơ 6

II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP: 7

1 Tỷ số truyền: 7

2 Tính toán công suất trên các trục 7

3 Tính số vòng quay trên các trục 7

4 Tính moment xoắn trên các trục 7

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY 9

A TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH: 9

Số liệu tính toán: 9

1) Chọn loại xích ống con lăn một dãy: 9

2) Số răng đĩa xích dẫn: 9

3) Hệ số điều kiện sử dụng xích: 9

4) Công suất tính toán: 9

5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=38,1 mm 10

6) Kiểm nghiệm bước xích: theo công thức 5.26 trang 183 ”sách Cơ Sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc” 10

7) Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn : 10

B TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC: 12

B.1 CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 12

1) Chọn vật liệu: 12

2) Xác định ứng suất tiếp xúc: 12

3) Số chu kỳ làm việc cơ sở: 12

4) Số chu kỳ làm việc tương đương: 13

5) Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ: 13

6) Ứng suất uốn cho phép: 14

B.2 TÍNH TOÁN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG: 15

1) Số liệu: 15

2) Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 15

3) Xác định các thông số ăn khớp: 15

4) Tỉ số truyền thực: 16

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 16

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : 18

7) Các thông số hình học của bộ truyền: 19

8) Giá trị các lực: 20

B.3 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 20

1) Số liệu: 20

2) Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 21

3) Xác định các thông số ăn khớp: 21

4) Tỉ số truyền thực: 22

5) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc: 22

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 24

7) Kiểm nghiệm răng về quá tải : 26

8) Giá trị các lực : 28

B.4 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU 28

C SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ TRUYỀN 29

1) Lực tác dụng lên các bánh răng: 29

D TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 31

TÍNH VÀ CHỌN THEN TRÊN 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 31

D.1 Chọn vật liệu : 31

1) Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép [ ] 31

2) Xác định nối trục vòng đàn hồi: 31

D.2 Tính toán thiết kế trục: 32

1) Tính sơ bộ trục: 32

2) Xác định khoảng cách các gối đỡ và các điểm đặt lực: 33

3) Tải trọng tác dụng lên trục : 34

E TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC ĐÀN HỒI : 48

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN 48

CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 53

Do đó điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa 54

F THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 54

THIẾT KẾ VỎ HỘP 54

CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 56

PHẦN III:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 58

PHẦN IV: TÀI LIỆU THAM KHẢO 59

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Thiện Tính MSSV: G0902801

Ngành đào tạo: Ô tô – Máy Động Lực

Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh Ký tên:

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

Đề số 2 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI

Thời gian phục vụ 9 L(năm)

Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8giờ)

Nội dung thuyết minh:

1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:

a Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng)

b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít )

c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực

d Tính toán thiết kế trục và then

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

ηkn= 0,99 : Hiệu suất khớp nối

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

ηx= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền xích

ηol= 0,99 : Hiệu suất truyền của 1 cặp ổ lăn

- Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Số vòng quay của trục công tác

nlv = 60000. 60000.0,8

v D

   30,558 (vòng/phút)

Tỷ số truyền uch = uh.ux

Chọn: uh = 8 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp

ux = 3 là tỷ số truyền của bộ truyền xích

Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí

Tập Một” của “Trịnh Chất và Lê Văn Uyển” ta chọn động cơ “4A160M8Y3 ”có

công suất là 11 KW và số vòng quay của trục chính là 730 ( Vòng/Phút )

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP:

1 Tỷ số truyền:

Tỷ số truyền chung của hệ thống:

73030,558

ch

u  = 23,889Đối với hộp giảm tốc u1 3,3;u2 2, 42 chọn từ bảng 3.1 trang 43 sách “ TínhToán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “Trịnh Chất và Lê VănUyển”

23,8898

ch x h

u u u

7, 20,99.0,96

ol x

P P

 

2 1

7,990,99.0,98

ol br

P P

 

2 1

8, 240,99.0,98

ol br

P P

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY

Điều kiện làm việc - Quay một chiều, làm việc 2 ca

- Tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt

- Trục đĩa xích điều chỉnh được

Kđc = 1 Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

Kbt = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

Kđ = 1 Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Kc = 1,25 Hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

Nên K = 1,25

Ta có hệ số vòng quay 01

1

500,5591

n

n K n

z

K Z

Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: kx = 1

4) Công suất tính toán:

1, 25.0,55.1,09.7,99

5,99( )1

n z t

Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt

Số vòng quay thực nghiệm n01= 20 (v/p) nên bước xích pc= 38,1(mm)

5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=38,1 mm

Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 500 (v/p) > nbộ truyền = 91 (v/p)

Ta thấy bước xích vừa chọn trên thỏa mãn

6) Kiểm nghiệm bước xích: theo công thức 5.26 trang 183 ”sách Cơ Sở Thiết Kế

Máy – Nguyễn Hữu Lộc”

3

1 1

.600

[ ]

c

x

P K p

Z n Po K

 Tra bảng 5.3 trang 181 [III] , ta chọn [P0] = 29 ( MPa )

Nên bước xích đã chọn pc=38,1 mm thỏa mãn điều kiện trên

7) Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :

1) Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây :

Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 trang 85 [I], ta có :

     ( thỏa điều kiện )

2) Kiểm tra xích theo hệ số an tòan :

Theo công thức 5.15 trang 85 [I] , ta có :

o Q = 127 kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích

( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )

o F t = 6012 N - lực trên nhánh căng , k  d 1

o F v = q m v 2 = 5,5.1,3292 = 9,7(N)

Với q m = 5,5 (kg/m) – khối lượng 1m xích

( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )

o F 0 - lực căng ban đầu

B TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC:

Số liệu thiết kế:

t1=45s t2=44s

Điều kiện làm việc

- Quay một chiều , làm viêc 2 ca

- 1 năm làm việc 300 ngày,1 ca làm việc 8 giờ

Bánh nhỏ Thép 45 tôi cải thiệnσ Độ rắn HBI = 241 ÷ 285

bI = 850 Mpa σchI = 580MPaBánh lớn Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn HBII = 192 ÷ 240

σbII = 750MPa σch = 450 MPaPhân tỉ số truyền Uh = 8, ta được u1 =3,3; u2 =2,42

2) Xác định ứng suất tiếp xúc:

 Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250

 Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 240Theo bảng 6.2 trang 94 [I]:

0 lim 0 lim

1,8

H F

HB HB

H F

S S



Bánh nhỏ: olim1 2.250 70 570( )

3) Số chu kỳ làm việc cơ sở:

Theo công thức 6.5 trang 93 [I] ta có:

2,4

30 HB

HO

N  H

4) Số chu kỳ làm việc tương đương:

Theo công thức 6.7 trang 93 [I] ta có:

2 max

60 ( )

H

m i

5) Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

Theo công thức 6.1a trang 93 [1], ta có:

  olim HL

H

K S

 Tra bảng 6.2 trang 94 [1], ta có SH1 = 1,1

1 2

1[ ] 570 518, 2( )

1,11

Theo công thức 6.12 trang 95 [1], ta có:

 [H] 1, 25[ H]min(thỏa điều kiện)

o Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng:

 Thỏa điều kiện

6) Ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức 6.8 trang 93 [I] ta có:

max

F

m i

Và NFO = 4.106 ( đối với tất cả các loại thép)

Nên NFE1 > NFO suy ra KFL1 = 1

NFE2 > NFO suy ra KFL2 = 1

Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

Theo công thức 6.2a trang 93 [1], ta có:

432.1.1

271,51,75

F

F

MPa MPa

 

 

 

2 max

1 max 1

2 max 2

2,8 2,8.450 12600,8 0,8.580 4640,8 0,8.450 360

MPa MPa MPa

w

a Z

119

2, 4249

m

Z u

Z

Sai lệch so với trước: 0%

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :

Zm = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

2.cossin 2

b H

1, 764sin 2.20

H

tg acrtg acrtg tg

1 2

43

.6.10

w

d n

vĐường kính vòng lăn bánh nhỏ:

3 3 2

2

.1

2

δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:

Ta thấy σH < [σH ]=1260 MPa nên thoả điều kiện tiếp xúc

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : 2

119cos

2, 423,753.105.122,8

2.361732.1,03.1,131,03.1,13.1,057 1, 23

Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn

7) Các thông số hình học của bộ truyền:

Đường kính vòng đáy 3 3

4 4

2,5 122,5 2,5.2,5 116, 252,5 297,5 2,5.2,5 291, 25

2 2.361732

5891, 4122,8

t w

Theo quan điểm thong nhất hóa trong thiết kế ta chọn m = 2,5 (mm)

Đối với bánh răng nghiêng 20 0   8 0

Z

Z Z

5) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

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

Theo bảng 6.5 trang 96 [I] với vật liệu thép – thép ta có : ZM = 274 (MPa)1/3

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có :

2.cossin 2

b H

tw





Ở đây : tgb cos t tg (công thức 6.35 trang 105 [I])

Với αt : góc profin răng

αtw : góc ăn khớp

Theo TCVN1065 – 71 , α = 200 (từ bảng 6.11 trang 104 [I] )

0

0 0

2.cos15,57

1, 7sin(2.20,8 )

(theo công thức 6.38b trang 105 [I] )

Suy ra: 1 0,75

1, 76

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6.39 trang 106 [I] , ta có : K H K H.K H.K Hv

Trong đó :

Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng 1

4

.6.10

Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v < 4 ta chọn cấp chính xác là 9.

Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,16 và KFα = 1,40

KHV - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.41 trang 107 [I] , ta có :

1 1

.1

δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng

Vì H < H nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :

T K  K 

 K F K F.K F.K Fv 1,17.1, 4.1,3 2,1

120, 44cos cos 16, 6

V

V

Z Z

Z Z

V V

Z Z



 (răng)

Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có:

Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,7Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6

2.3,7.111068.1,17.1,3.1, 4.0,57.0,88

77, 484.54.2,5

7) Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo công thức 6.48 trang 110 [I], ta có :

Hmax H Kqt Hmax

Trong đó :

Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

Theo công thức cuối trang 109 [I] với max

MPa Y

MPa MPa

2,5.106

276,5cos cos16,6

Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:

 Mức dầu thấp nhất ngập ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 (h2 2, 25m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là 10mm)

 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin  10 15mm

 Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng (da4

H       (thỏa điều kiện bôi trơn)

C SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ TRUYỀN

1 1

0 0 0

2 2.111068

2644( )84

.cos

2644( )1048( )775( )

t r

Ta có:

2 3 3

0 3

2144( )

5891, 4( )2144( )

t w

t r

D TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

TÍNH VÀ CHỌN THEN TRÊN 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

1) Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép [ ].

Chi tiết thiết kế thuộc hộp giảm tốc không có yêu cầu đặc biệt chịu tải trọng trungbình nên ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện có độ rắn HB=200

+ Giới hạn bền: σb = 600Mpa

+ Giới hạn chảy: σc = 450Mpa

Trị số của ứng suất cho phép tương ứng với σb = 600MPa là [σ] = 63MPa

( tra bảng 10.5 trang 195 [I])

Ứng suất uốn cho phép:

[ ] = 20 ÷ 25 Mpa đối với trục đầu vào và đầu ra

[ ] = 10 ÷ 15 Mpa đối với trục trung gian.

2) Xác định nối trục vòng đàn hồi:

Để truyền momen từ động cơ vào hộp giảm tốc ta chọn nối trục vòng đàn hồi vì nó

có nhiều ưu điểm : cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy Nốitrục vòng đàn hồi có thể làm việc bình thường khi độ lệch tâm r từ 0,2 – 0,6 mm,

độ lệch góc đến 10 Do trong quá trình lắp ghép không thể đảm bảo độ đồng tâm nêngây tải trọng phụ F r0 0,1 0,3 F t, với Ft – lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi Kích thước của nối trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16 – 10 [II] ta được:

Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: D0 = 90 mm

Lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi: 1

0

2468( ) 90

Hệ số chế độ làm việc k = 1,5 (tra bảng 14.1 trang 465 [III] )

Ứng suất dập cho phép của vật liệu ống cao su [d] = 2 3MPa

Ưng suất uốn cho phép của chốt F 60 80 MPa

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập giữa chốt và vòng cao su ( trang 70 [II] )

Độ lớn của Fnt: F r0 0,1 0,3 F t = 0,2.2468 = 493,6 ( N )

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức moment xoắn :

( Công thức 10.9 trang 188 [I])

3 0, 2.[ ]

T d

Ta tính dựa vào hình 10.6 và 10.7 trang 193 [I] và bảng 10.4 trang 191 [I].

Ứng với d1= 35mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b01= 21 mm

( theo bảng 10.2 trang 189 [I])

lm12 _ chiều dài mayo của nối trụcvòng đàn hồi

Ta có : l11= 2l13= 2.53,5 = 107 (mm)

Ứng với d2= 45mm ta chọn chiều rộng ổ lăn b02= 25 mm

( theo bảng 10.2 trang 189 [I])

F F F

R R

Ay

Cy

a1

r1 t1

ro

78,5 53,5

53,5 X

142952 Nmm

M Y

111068 Nmm

T

+

- Trong mp Oyz:

1

.53,5 107 0775.42 1048.53,5 107 0219,8( )

0

828, 2( )

Cy Cy

0465,9 2644 493,8 02672( )

Cx Cx

2 2 0,75. 2 44308,72 1429522 0,75.1110682 177906( )

1177906

 Trục 2:

F F

F

R R

a2

r2 t2

149,5 X

M Y E

66 198

 Tính phản lực tại các gối tựa:

Hy Cy

0

3205, 76 2644 5891, 4 05329,6( )

Hx Hx

 Trục 3:

F F

rx

165 258,5

+

M x

4

.258,5 165 82,5 06913,8.258,5 165 82,5.2144 011903,6( )

011903,6 2144 6913,8 02845,82( )

Jy Jy

My My

02945,7 5891, 4 02945,7( )

Mx Mx

 

2 2 0,75. 2 234780,152 243020, 252 0, 75.8350502 798224( )

17982243

Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Vật liệu trục : Thép C45 tôi cải thiện ,b 600MPa

Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn:

1 (0, 4 0, 5) b 0, 45.600 270MPa

1 (0, 22 0, 25) b 0, 25.600 150MPa

Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: K 1,75 K 1,5

(Tra bảng 10.8 trang 362 [III] )

Hệ số tăng bền bề mặt: β = 1,7 ứng với trường hợp phun bi

(Tra bảng 10.4 trang 360 [III])

Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình: ψσ = 0,05 ; ψτ = 0

(Tra bảng trang 359 [III])

Tra bảng 9.1a trang 173 [I], ta có :

Trục Vị trí

d(mm) Chi tiết lắp vào

Chọn Thenb(mm) h(mm) t1(mm) t2 (mm) lt=1,35d

( )

( ) 16

x y j

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có:

3, 2

0, 05.0

0, 88.1, 7

a

m

S K

1 150

13,13

0

0, 81.1, 7

x y j

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có:

3, 95

0, 05.0

0, 85.1, 7

0, 78.1, 7

x y j

W j

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

Theo công thức 10.20 trang 195 [I], ta có:

9, 7

0, 05.0

0, 81.1, 7

a

m

S K

0, 76.1, 7

a

m

S K

 thỏa điều kiện bền mỏi

Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thỏa mãn hệ số antoàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Kiểm nghiệm then:

Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng: