Đồ án chi tiết máy đai thang răng trụ nghiêng và Bản vẽ chi tiết

Thuyết Minh và Bản vẽ đồ án chi tiết máy đai thang răng trụ răng nghiêng đầy đủ giúp bạn đọc hiểu rõ hơn về hộp giảm tốc Hộp giảm tốc có tác dụng làm giảm tôc độ, đúng theo tên gọi của chính nó. Người ta phải dùng hộp giảm tốc bởi vì động cơ thường có tốc độ không thấp chút nào, trong khi ta lại chỉ việc tốc độ quay khá nhỏ dại. Ví dụ động cơ xe máy của cậu tầm thường quay ở vài ngàn vòngphút, trong khi bánh xe chỉ quay với vận tốc vài trăm vòngphút. những máy móc công nghiệp cũng thế, chúng chỉ cần quay tốc độ lờ đờ để vừa với thao tác của công nhân, trong lúc động cơ điện lại quay khá nhanh. Hộp tụt giảm được lắp với động cơ ở “trục vào”, khi động cơ quay thì “trục ra” của hộp sẽ quay chậm rì rì với tốc độ tùy theo tỷ số truyền của động cơ. Nếu ta cần “trục ra” quay với những tốc độ không giống nhau thì lúc ấy, ta cần một hộp tụt giảm có chức năng chuyển đổi tỷ số truyền; loại hộp này còn gọi là “hộp giảm tốc“.

1

Bìa

Đề

3

LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí

Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại

Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan

trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt

lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối

với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó

đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ

thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm

tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như

Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn

tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển

hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh

răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung

và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em xin chân thành cảm ơn các thầy hướng dẫn và thầy trong Khoa Cơ Khí đã giúp

đỡ chúng em hoàn thành đồ án này

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất

mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện

NGUYỄN ĐỨC THỊNH

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

-

-

Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải F = 1180 (N)

1.1 Chọn động cơ và phân bố tỷ số truyền

1.1.1 Công suất yêu cầu của động cơ:

Pyc = Plv

η

- Trong đó: Plv là công suất trên trục công tác (trục băng tải)

η là hiệu suất của hệ dẫn động

- Công suất trên trục công tác:

Plv = F v

1000

- Trong đó: F: Lực kéo băng tải

v: Vận tốc băng tải.S

ηk : là hiệu suất một bộ truyền khớp nối

ηol: là hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbr: là hiệu suất một bộ truyền bánh răng trụ

ηđ : là hiệu suất một bộ truyền đai

Chọn theo bảng 2.1 Hiệu suất của một số bộ truyền và ổ lăn, ta có :

ηk = 1 ; ηol = 0,99 ; ηbr = 0,97 ; ηđ = 0,95

 η =1 (0,99)3 0,97 0,95 = 0,89 Suy ra: Pyc = Plv

η = 2,76

0,89 = 3,10 (kW)

1.1.2 Số vòng quay yêu cầu của động cơ:

nyc = nlv usbTrong đó :

nlv: Số vòng quay trên trục công tác

nlv =60000.v

Π.D = 60000.2,34

Π.335 = 133,41 (v/ph)

usb : tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động : usb = uh ung

Với : uh: tỷ số truyền động sơ bộ hộp giảm tốc 1 cấp truyền động bánh răng trụ Chọn uh = 4.8

ung: tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai), chọn ung = uđ = 2.2

 usb = 4,8 2,2 = 10,56 Suy ra : nyc = nlv usb = 133,41 10,56 = 1408,81 (v/ph)

1.1.3 Chọn động cơ điện :

- Động cơ điện thỏa mãn :

Pđc≥Pyc với Pyc =3,10 (kW)

nđc≈nyc với nyc = 1408,81 (v/ph)

- Tra Catalog động cơ mới Vietnam- Hungary (VIHEM) chọn động cơ với các thông số sau :

1.2 Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục

Công suất trên các trục :

- Dựa vào công suất trục công tác : Plv =2,76 (kW) ;

- Công suất trên trục II : P2 = Plv

η0l.𝜂𝑘 = 2,76

0,99∙1 = 2,79(kW)

Mô men xoắn:

• Momen xoắn trên trục động cơ:

9

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Các thông số yêu cầu: Pđc = 3,09 kW

𝑢 100% =|2,27−2,24|

2,27 100% = 1,32% < 4%

⇒ Thỏa mãn

2.2.2 Khoảng cách trục và chiều dài đai:

• Xác định khoảng cách trục a

Ta có ut = 2,30 và d2 = 445 mm Tra bảng 4.14[1] chọn a/d2 = 1,2 Khoảng cách trục sơ bộ:

as = 𝑎

𝑑2 d2 = 1,2.445 = 534 Chọn a = 560

Kiểm tra điều kiện:

2.2.4 Xác định lực căng ban đầu

Lực căng ban đầu:

13

2.3 Lập bảng kết quả tính toán các thông số của đai thang

Thông số Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

Vật liệu đai Vật liệu bánh đai

Đường kính bánh đai nhỏ d1 mm 200

Đường kính bánh đai lớn d2 mm 445

Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 mm 211,4

Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 mm 456,4

Đường kính đáy bánh đai nhỏ df1 mm 169,4

Đường kính đáy bánh đai lớn df2 mm 414,4

Góc ôm bánh đai nhỏ 𝑎1 ° 151°34’

Lực tác dụng lên trục Fr N 837,55

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Công suất trên trục bị động P P2 kW 2,79

Mô men xoắn trên trục chủ

- ΚxH:hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Với bước tính sơ bộ lấy ΖR ∙ Ζv∙ ΚxH = 1

- ΚHL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức (6.3)-Trang 93-TTTKHDĐCK-T1 :

ΚHL = √NHO

NHEmH

Trong đó:

mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc với HB ≤ 350 ta có mH = 6

NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30 ∙ (HHB)2,4

NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh được tính theo CT (6.6)–Trang 93-TTTKHDĐCK-T1:

NHE = 60 c n tΣ

- Trong đó: c, n,tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong1 vòng quay,số vòng quay

và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

σHlimο : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Theo bảng 6.2 , Trang 94-TTTKHDĐCK-T1, ta có :

σHlimο = 2 HB + 70, SH = 1,1 +Bánh răng nhỏ :

Ta thấy: NHE1>NHO1 => KHL1 = 1

NHE2>NHO2 => KHL2 = 1

=> [σH]1 = 500 1

1,1 = 454, ,55 (MPa) [σH]2 = 470 1

1,1 = 427,27 (MPa)

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên:

[σH] = 0,5([σH]1 + [σH]2) = 0,5 (454,55 + 427,27) = 440,91 (MPa)

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép :

- Ứng suất uốn cho phép được tính theo (CT6.2-Trang 91-TTTKHDĐCK-T1)

[σF] = (σFlim

sF ) ∙ YR∙ Ys ∙ ΚxF∙ ΚFc ∙ KFl

- Trong đó - YR : hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

- YS : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- KxF :hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn Với bước tính thiết kế sơ bộ lấy YR.YS.KXF=1

KFL = √NFO

NFEmF

Với: NFO số chu kỳ thay đổi khi thử về uốn

NFO = 4 106(đối với tất cả các loại thép)

NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kỳ

Ta có: NFE = NHE

 NFE1 = 1,188 10 > NF01 = 4 106 ⟹ KFL1 = 1 NHE2 = 0,999 107 > NF02 = 4 106 ⟹ KFL2 = 1

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải

[σH]max = 2,8 max(σch1, σch2) = 2,8 450 = 1260 (MPa)

[σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 450 = 360 (MPa)

[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 450 = 360 (MPa)

• Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, tra bảng 6.5 có Ka=43

• T1 = 43379,95 N mm: Momen xoắn trên trục chủ động

• [σH] = 440,91 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép

• ubr = 4,8: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng

Vậy : aw= Ka.(ubr+1)√ 𝑇1∙𝐾𝐻𝛽

αtw = t = arctan(tan/cos) = arctan (tan200/ cos10,06°) = 20,29o

Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:

βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan (cos20,29o tan 10,06o) = 9,45o

- Xác định đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

dw1 = m 𝑧1

cos 𝛽 =

2 220,98 = 44,90(mm) dw2 = 2 aw – dw1 = 2.130 – 44,90 = 215,10 (mm)

3.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện

H = ZM ZH Z√2T1KH(𝑢𝑏𝑟+1)

𝑏𝑤.u.dw12 ≤ [H]

➢ ZM – Hệ số xét đến tính ảnh hưởng của cơ tính vật liệu

ZM = 274 (Mpa)1/3( Tra bảng 6.5-Trang96-TTTKHDĐCK-T1)

➢ ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

ZH = √ 2.cos 𝛽𝑏

sin (2.𝛼𝑡𝑤) = √ 2.cos 9,45𝑜

sin (2.20,29 𝑜 ) = 1,74

➢ bw = 𝜓𝑏𝑎 aw = 0,35 130 = 45,5 (mm) là chiều rộng vành răng Chọn bw = 45

➢ T1−Mô men xoắn trên trục bánh chủ động

➢ KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KHβ∙ KHα∙ KHv

• KHβ = 1,05 tra bảng 6.7 trang 98

• KHα: trị số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Với v=1,51< 2,5 (m/s); ccx 9 (v < 4 m/s) tra bảng 6.14, trang 107 có: KHα = 1,13

• KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHv = 1 + 𝜗𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1

2 𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼

Trong đó: ϑH = δH go v √auw Với:

21

• v= 1,51 m/s

• δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 trang 107 có δH = 0,002

• go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Tra bảng 6.16 trang 107 ( với m=2 < 3,55, ccx =9) được go = 73

Suy ra: : ϑH = δH go v √auw = 0,002 73 1,51 √1304,8 = 1,15

Vậy: KHv = 1 + 𝜗𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1

2.𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 = 1 + 1,15 45 44,90

2 43379,95 1,05 1,13 = 1,02 Suy ra: KH = KHβ∙ KHα ∙ KHv = 1,05 1,13 1,02 = 1,21

- Thay vào tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên vành răng:

- Ta có H < [H ] và chênh lệch không vượt quá 10% ⇒ 𝑐ℎấ𝑝 𝑛ℎậ𝑛

3.4.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

[σF1],[σF2] - ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn :

KF = KFαKFβKFv

- KFα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp bánh răng đồng thời ăn khớp

Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với v = 1,51 (m/s), CCX = 9 ta được KFα = 1,37

- KFβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, KFβ = 1,1

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

= 1,05

Thay số được:

KF = KFαKFβKFv = 1,37.1,1.1,05 = 1,58

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

Zv2 = Z2

cos3β=

106cos310,060 ≈ 111

⇒ Thỏa mãn

Vậy : bánh răng thỏa mãn yêu cầu về độ bền uốn Ở đây, chênh lệch giữa σF1 với

[σF1 ] và σF2 với [σF2 ] khá lớn, do vậy không cần tính chính xác lại giá trị của

ứng suất uốn cho phép

3.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

d2 = m Z2

cosβ =

2.106cos10,060 = 215,31 (mm)

• Lực hướng tâm :

Fr1 = Fr2 = Ft1 tanαtw = 1932,29 tan20,290 = 714,39(N)

• Lực dọc trục :

Fa1 = Fa2 = Ft1 tanβ = 1932,29 tan10,060 = 342,80N)

25

3.6 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Hệ số trùng khớp dọc εβ 1,25

T-momen xoắn danh nghĩa trên trục: T = T2 = 199644,09 (N.mm)

Do vậy: Tt = k T = 1,2 199644,09= 239572,91 (N.mm)

Tra bảng 6.10ª trang 68 sách TTTKHDĐCK T2 với điều kiện:

Tt = 239572,91 (N.mm) và dt = 32,16 ÷ 40,52 (mm)

Ta chọn được kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau:

T (Nm) d D dm L l d1 D0 z nmax B B1 l1 D3 l2

250 36 140 65 165 110 63 105 6 3800 5 42 30 28 32

Tra bảng 16.10b trang 69 sách TTTKHDĐCK T2 với T= 250 N.m ta được kích

thước cơ bản của vòng đàn hồi:

4.2 Kiểm nghiệm khớp nối: Ta kiểm nghiệm theo 2 điểu kiện bền

4.2.1 Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi

𝜎𝑑 = 2kT

zD0𝑑𝑐𝑙3 ≤ [𝜎𝑑]

Trong đó: [σd] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [σd] = (24) Mpa

Ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

𝜎𝑑 =2 1,2 199644,09

6 105 14 28 = 1,94 < [σd]

→ Thỏa mãn yêu cầu ứng suất dập cho phép

4.2.2 Điều kiện sức bền của chốt

𝜎𝑢 = kTl1

0,1d𝑐3𝐷0𝑧 ≤ [𝜎𝑢]

Trong đó: [σu] - Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy [σu] = (6080) Mpa

Ứng suất sinh ra trên chốt:

29

4.3 Lực tác dụng từ khớp nối được xác định theo công thức:

Fkn = (0,1  0,3)×Ft chọn Fkn = 0,2×Ft Với Ft = 2𝑇

𝐷0 = 2.199644,09

105 = 3802,74

→ Fkn = 0,2 3802,74= 760,55 (N)

4.4 Các thông số cơ bản của nối trục đàn hồi

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

Đường kính của chốt đàn hồi dc 14 (mm)

• Ft1 : hướng ngược chiều quay bánh răng chủ động

• Ft2 : hướng cùng chiều quay bánh răng bị động

Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo cho trục là thép 45 thường hóa có độ cứng HB

170217,σb =600(Mpa), σch = 340 (Mpa), ứng suất xoắn cho phép 1530 (MPa)

- Công thức tính đường kính sơ bộ của trục thứ k như sau:

dk ≥ √ 𝑇𝑘

0,2×[𝜏]𝑘

3

(công thức 10.9 tr188 TTTKHDĐCK T1)

- Trong đó: Tk – Mô men xoắn trên trục thứ k

[τ]k – Ứng suất xoắn cho phép trên trục thứ k

- Chọn {𝑑1 = 20 𝑚𝑚

𝑑2 = 30𝑚𝑚 → Tra bảng 10.2 trang 189 sách TTTKHDĐCK T1

Ta có chiều rộng ổ lăn {𝑏01 = 15(mm)

𝑏02 = 19(mm)

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

- Từ công thức 10.10 đến công thức 10.13 tr189 sách TTTKHDĐCK T1 ta có:

• Chiều dài Mayơ ở bánh đai: lmc1= (1,2  1,5) d1= (1,2  1,5).20

= 24  30 (mm) Chọn lmc1= 30(mm)

• Chiều dài moayơ bánh răng trụ: lm1 = (1,2  1,5) d1

lm1= (1,2  1,5) d1 = (1,2  1,5) 20 = 24  30

- Các kích thước liên quan tới chiều dài trục:

Theo bảng 10.3 trang 189 sách TTTKHDĐCK T1, ta được:

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là k1 = 8  15 (mm)

• Chiều cao nắp ổ và bu lông: hn = 15  20 (mm) → chọn hn = 15 (mm)

- Từ sơ đồ suy ra:

Vậy Fy10 = 436,77 (N) ngược chiều giả định

Fy12 = 288,78 (N) cùng chiều giả định

- Biểu đồ momen:

37

5.4.2 Định đường kính tại các tiết diện trên trục I

Tính mômen uốn tổng Mij, mômen tương đương Mtđij và đường kính trục dij tại tiết diện j trên trục thứ i, theo công thức 10.15 đến công thức 10.17 tr 195 sách TTTKHDĐCKT1, ta có:

Mịj = √𝑀xij2 + 𝑀yij2

Mtdij = √𝑀ij2+ 0,75Tij2

dịj = √3 0,1×[𝜎]𝑀tdij với [σ] tra bảng 10.05 trang 195 tập 1 ta được [σ] = 63 (Mpa)

• Tại tiết diện (2):

Mô men uốn tổng cộng: M2 = 0

Mô men tương đương:

Mtđ2=√𝑀22+ 0,75T22=√0 + 0,75 × 43379,95 2=37568,14 (N.mm)

→ Đường kính trục: d2 = 3√37568,14 0,1×63 = 18,13(mm)

• Tại tiết diện (0):

Mô men uốn tổng cộng:

= 20,90(mm)

• Tại tiết diện (3):

Mô men uốn tổng cộng:

• Tại tiết diện (1):

Mô men uốn tổng cộng: M1 = √Mx102 + My102 = 0

Mô men tương đương:

➢ Tại tiết diện (1-2): với đường kính lắp then d12 =20mm, ta dùng then bằng với các kích thước sau: b = 6 mm, h = 6 mm, t1 = 3,5 mm, t2 = 2,8 mm

Chiều dài then tại tiết diện 1-2:

lt12= (0,8 ÷ 0,9) Lmc1 = (0,8 ÷ 0,9) 30 =24 ÷ 27(mm)

 Chọn lt12 =24 mm

5.5.2 Kiểm nghiệm then

Theo công thức 9.1 tr 173 sách TTTKHDĐCKT1 và 9.2 tr 173, điều kiện bền dập và điều kiện cắt như sau:

σd = 2T

dl𝑡(ℎ−𝑡1) ≤ [σd] và τc = 2T

dl𝑡𝑏 ≤ [𝜏𝑐] Trong đó: [σd] - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5 tr 178 sách TTTKHDĐCKT1

τc = 2 T

d lt12 b =

2 43379,95

20 24 6 = 30,12 < [τc] = 40 ÷ 60 (MPa)

=>Đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt

5.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Theo công thức CT10.19

195 [1] ta có: sj = sj sj /√𝑠σj2 + 𝑠τj2s

Trong đó:

❖ s - hệ số an toàn cho phép, thông thường s = 1,5 2,5

❖ sσj, sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Theo công thức CT10.20



• kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Theo bảng B10.8

197[1]

ta có kx = 1 (với phương pháp gia công bề mặt là mài, Ra = 0,32-0,16)

• ky - hệ số tăng bền bề mặt trục Theo bảng B10.9

197[1] ta có ky =1,6 (tôi bằng dòng điện cao tần)

•  và  - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, theo bảng B10.10

k/ =1,64 (kiểu lắp k6) kσdij = 2,06+1−1

1,6 = 1,286 kdij = 1,64+1−1

1,6 = 1,025

▪ Đối với trục có rãnh then:

,  phụ thuộc vào đường kính từng đoạn trục Biết k =1,76, k =1,54

❖ Tra bảng B10.6

196[1] ta được công thức tính Wij và Woij như sau :

- Trục tiết diện tròn: Wij = πdij

Sτij = 𝜏−1

𝑘τdij𝜏aij = 𝜏−1

𝑘τdij 𝑇ij 2Woij

Ta tiến hành kiểm nghiệm đối với tiết diện nguy hiểm nhất trên trục là tiết diện

có mômen uốn tổng cộng lớn nhất và tiết diện có rãnh then Ta tiến hành kiểm nghiệm tại 2 tiết diện (1-2); (1-3)

❖ Tại tiết diện (1-2): d12 = 20 (mm)

- Ảnh hưởng của độ dôi: