ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hệ thống dẫn động cơ khí gồm: 1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 Khớp nối đàn hồi; 3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4 Bộ truyền xích ống con lăng; 5 Băng tải Số liệu thiết kế: Công suất trên trục băng tải: P=7,5 (kw) Số vòng quay trên trục tang dẫn: n=45 (vòngphút). Thời gian phục vụ: L=5 (năm). Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (một năm 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 =T; t1 =15s; T2 = 0,9T; t2 =36s.

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

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,…

Em chân thành cảm ơn các thầy và các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

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 và các bạn.

Sinh viên thực hiện:

Công suất trên trục băng tải: P=7,5 (kw)

Số vòng quay trên trục tang dẫn: n=45 (vòng/phút)

Thời gian phục vụ: L=5 (năm)

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(một năm 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 =T; t1 =15s; T2 = 0,9T; t2 =36s

MỤC LỤC

Trang

Chương 1:Tìm hiểu về hệ dẫn động xích tải ……….6

Chương 2:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ……….7

Chương 3:Tính toán các bộ truyền………10

A, Bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: bộ truyền xích ống con lăn………… 10

B, Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng………13

Chương 4:Trục và then ……….29

Chương 5: Ổ lăn ………47

Chương6: Cấu tạo vỏ hộp và các chiết máy khác ………52

Tài liệu tham khảo ……… 56

CHƯƠNG 1: TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG BĂNG TẢI

1, Khái niệm:

Hệ thống dẫn động băng tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ truyền động cho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc phù hợp, với mục đích là là biến chuyển động quay của trục tang trống băng tải thành chuyển động tịnh tiến của băng tải để di chuyển các sản phẩm hoặc các chi tiết trong một khâu của một dây chuyền sang khâu khác để tiếp tục gia công hoặc di chuyển sản phẩm sau khi ra khỏi dây chuyền để tiến hành đóng gói

2, Nguyên lí hoạt động:

Hệ thống dẫn động băng tải sử dụng động cơ (1) làm nguồn cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động, qua khớp nối đàn hồi (2) tới tới trục sơ cấp của hộp giảm tốc(3), tại hộp giảm tốc sẽ có nhiệm vụ thay đổi momen cũng như vận tốc quay để có được momen quay, vận tốc thích hợp tại đầu ra hộp giảm tốc là trục thứ cấp, công suất tiếp tục được truyền đến bộ truyền xích (4) làm quay trục tang trống băng tải từ đó làm cho băng tải (5) di chuyển tịnh tiến, tại đó sẽ giúp ta đưa sản phẩm ra khỏi dây chuyền

3, Ưu, nhược điểm:

a, Ưu điểm:

- Phù hợp với mô hình sản xuất hàng loạt

- Tiết kiệm thời gian, nhân công lao động

- Làm việc hiệu quả

Hệ thống dẫn động băng tải được ứng dụng trong nhiều lĩnh vực như:

- Hệ thống dẫn động băng tải xi măng, cát đá… trong lĩnh vực xây dựng

- Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực thực phẩm, thức ăn gia súc…

- Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực chế tạo xe ô tô

CHƯƠNG 2: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Sơ đồ bố trí các trục:

II.Chọn động cơ điện:

1.Xác định công suất động cơ:

Tải trọng thay đổi théo bậc nên công suất tương đương được xác định theo công thức:

.153

Trong đó: T i, t i mômen xoắn và thời gian làm việc ở chế độ thứ i

Hiệu suất chung của hệ thống(tra bảng 2-3_19[1]):

3 4

x br ol k

    

Với:

� Theo bảng P1.3_234,chọn động cơ điện DK62-4 có Pdc=10kw, ndc=1460 vg/ph,

III.Phân phối tỉ số truyền:

1.Tỉ số truyền :

Tỉ số truyền chung cho cả hệ thống:

1460

32, 4 45

Nên tỉ số truyền của hộp xích là:

32, 4

3, 24 10

t x h

u u u

IV III

x ol

P P

III II

ol br

P P

II I

P P

I II

n n u

n n u

(vòng/phút)Trục IV:

146, 2

45,1

3, 24

III IV x

n n u

(vòng/phút)

�Sai số của số vòng quay trục IV so với số vòng quay làm việc rất nhỏ nên

bảo đảm yêu cầu

4.Mômen xoắn trên các trục và động cơ:

69,55.10 i

i

i

P T

dc dc

dc

P

(N.mm)

Trục I :

9,55.10 9,55.10 9,3

608321460

I I

I

P T

II II

IV IV

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

A, Tính toán các bộ truyền hở: bộ truyền xích ống con lăn

Số liệu thiết kế: công suất P III 8,33(kw), số vòng quay bánh dẫn n III 146,2

(vg/ph), tỉ số truyền u x3, 24 Tải trọng tĩnh, bôi trơn nhỏ giọt trục đĩa xích điều

chỉnh được Làm việc 2 ca

1, Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

- Theo bảng 5.4, với ux = 3,24 chọn số răng đĩa nhỏ Z1= 25, do đó số răng đĩa lớn

Z2 = ux.Z1 = 81 < Zmax = 120

- Theo công thức 5.3, công suất tính toán: P t P k k k .z n

Trong đó: kz = 25/z1 = 1; kn = n01/n1 = 200/ 146,2 = 1,37; theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có:

Như vậy: P t 8,33.2, 2.1.1,37 25,1 kw

Theo bảng 5.5, với n01 =200 v/p nên ta sẽ chọn bộ truyền xích 1 dãy con lăn có bước xích: p38,1mm

Thỏa mãn điều kiện bền mòn là:P t [ ] 34,8(P  kw)

Đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax

vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Đường kính đĩa xích theo công thức 5.17 và bảng 13.4

1

38,1

304 sin( ) sin

Kd : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Kr : hệ số tải ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z

B, Bộ truyền trong hộp giảm tốc: bộ truyền bánh răng

I Bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:

Flim/SF).YR.YS.KxF.KFC.KFLTrong đó:

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng.

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

1 60.1.(1 15 0,9 36).1460.24000 / (15 36) 17000.10

HE

i lim H i

H

S

K ]

[ 

* 1

1 [ ] 490 445, 45

Do tải trọng một phía nên KFC = 1

-Theo ct6.2a trang 93 ta được:

F

FL FC o

i lim F F

S

K K ]

[ 

+ T1: mômen xoắn trên trục chủ động cấp nhanh, T1 = 60832 Nmm

+ [H]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [H]= 436,4 MPa

Vậy  = 11,88o thỏa mãn điều kiện 80 <  <200

- Tính lại tỷ số truyền theo Z1 và Z2 :

, 21 1

107 3,567 30

Z u Z

,

1 1 1

thỏa mãn điều kiện

- Các kích thước của bánh răng

* Đường kính vòng chia

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

b t



 , với tanb = cost tan

t = tw = arctan(tan/ cos) = arctan(tan200/ cos11,880) = 20,40

Vậy tanb = cos20,40.tan11,880 = 0,197 � b = 11,160

� ZH =

0

2.cos11,16

1,73 sin 2.20, 4 

+ Z: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng ct6.36c trang 105:

Theo bảng 6.13 trang 106: với v > 4 m/s chọn cấp chính xác 8 cho bộ truyền

bánh răng trụ răng nghiêng+ KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp theo bảng 6.14 trang 107: KH  = 1,09

+KH : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

 = 410MpaTính chính xác H:

Với v1 = 4,6 (m/s) <5(m/s) hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Zv= 1 Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 1,25(m) => ZR=0,95

Đường kính đỉnh răng: da1<700(mm) => KxH = 1

Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:theo ct6.1

H’ = H.ZR.Zv.KxH = 436,4.1.0,95.1 = 414,6(MPa)

Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức ta có: H < H’

vậy thỏa điều kiện

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép: Theo ct6.43 và ct6.44 trang 108

F1 =

1 1

Y = 1 - /140 = 1 - 11,88/140 = 0,92+ YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chỉnhtheo bảng 6.18 trang 109:

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:theo ct6.48 trang 110:

H max = H K qt

 [H max ]

với Kqt = 2,3(bảng P1.3 trang 235)

H max = 410 2,3 = 622MPa [H max ]

- Ứng suất uốn cực đại: theo ct6.49 trang 110:

đường kính đỉnh răng da da1 = d1+2m

da2 = d2+2m

65,32222,68

mm

đường kính đáy răng df df1 = d1 - 2,5m

df2 = d2 - 2,5m

56,32213,68

Vật liệu làm bánh răng lớn thép C45, tôi cải thiện Độ rắn 230 HB; độ bền uốn b = 750MPa; độ bền chảy ch = 450MPa.

2 Định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: ct6.1 và ct6.2 trang 91

[H] = (o

Hlim/SH).ZR.Zv.KxH.KHL[F] = (o

Flim/SF).YR.YS.KxF.KFC.KFLTrong đó:

+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

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

i lim H i

H

S

K ]

[ 

* 3

1 [ ] 550 500

1,1

* 4

1 [ ] 530 481,82

Do tải trọng một phía nên KFC = 1

-Theo ct6.2a trang 93 ta được:

F

FL FC o

i lim F

K K ]

2 2

.1

ba H

H a

w

u

K T u

K a

+ Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Theo bảng 6.5 trang 96: Ka = 49,5 MPa1/3(với bánh răng thẳng và vật liệu củacặp bánh răng là thép - thép)

+ T2: mômen xoắn trên trục chủ động, T2 =203037 Nmm

+ [H]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [H]= 418,82 MPa

Theo bảng 6.8 trang 99: chọn m = 3

+ Số răng bánh nhỏ: 3

31,66( 1) 3(2,79 1)

w

a Z

872,831

Z u Z

,

2 2 20,5%

3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

cos 2

với b = 0

2 sin 2.22, 48 = 1,7

+ Z: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng ct6.36a trang 105:

Theo bảng 6.13 trang 106: với v < 4 m/s chọn cấp chính xác 9

+ KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn: KHα = 1 bánh răng trụ răng thẳng+KH : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Như vậy, H < [H]’ đảm bào điều kiện về độ bền tiếp xúc.

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền tiếp xúc

Tính lại chiều rộng vành răng

3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép: Theo ct6.43 và ct6.44 trang 108

F3 = b d m

T w

2

+ T2: Mômen xoắn trên bánh chủ động: T2 = 203037 Nmm

+ Y: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y = 1/ = 0,58 với  là hệ số

trùng khớp ngang:  =1,72+ m: môđun pháp: m = 3 mm

+ bw: chiều rộng vành răng: bw = 60 mm

+ dw3: đường kính vòng lăn chủ động, d3 = 93 mm

+ Y : Hệ số kể đến góc nghiêng của răng Y = 1

+ YF3, YF4: hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Bảng 6.18 trang 109:

Ztd1 = z3 = 31, x3 = 0,3  YF3 = 3,54

Ztd2 = z4 = 87; x4 = 0,75  YF4 = 3,49

+ KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KF  KF  KFvVới:

* KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.: KF  = 1

* KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về uốn Bảng 6.7 trang 98: KF  = 1,12

* KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn

2.17 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:theo ct6.48 trang 110:

H max = H K  qt [H max ]

với Kqt = 2,3 (bảng P1.3 trang 235)

H max = 410 2,3 = 622 MPa [H max ]

- Ứng suất uốn cực đại: theo ct6.49 trang 110:

đường kính đỉnh răng da da3 = d3+2(1+x3-y)m

da4 = d4+2(1+x4-y)m

100,5271,2

mm

đường kính đáy răng df df3 = d3 - (2,5- 2x3)m

df4 = d4 - (2,5- 2x4)m

87,3258

Răng

CHƯƠNG 4, TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN

A, TÍNH TRỤC

I, CHỌN VẬT LIỆU:

Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được

và dễ gia công Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền :  b 600MPa,  ch 340MPa

II, TÍNH THIẾT KẾ TRỤC:

1, TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN TRỤC:

Với trục động cơ dđc = 38 (mm), mômen tính toán Tk = k.Tđc =

1,8.65411=117(Nm) (tra bảng 16.1 ta có k = 1,8 cho xích tải) tra bảng 16-10.a ta được:

Đường kính lỗ lắp với trục động cơ: d= 35 (mm)

Mô men xoắn cho phép: [T] = 125(Nm)

Đường kính ngoài : D= 125 (mm)

Đường kính tâm lỗ chốt : D0 = 90 (mm)

Chiều dài phần lắp trên trục động cơ: l1 = 30 (mm)

Chiều dài phần lắp trên trục 1: l2 = 32 (mm)

theo công tức tính lực vòng trên khớp nối

2 2.65411

1454( ) 90

t t

Chọn d1 = 35 (mm)

- Trục 2

 

2 33



(mm)Chọn d2 = 45 (mm)

- Trục 3

 

3 33



(mm)

Chọn d3 = 60 (mm)

Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Theo bảng 10.2 trang189:

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

3.1 Xác định chiều dài mayơ

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối

Chọn lmx = 80 (mm)

3.2 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

-Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp:K1 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10 (mm)

- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 15 (mm)

- Chiều cao ổ và đầu bulông: hn = 15 (mm)

- Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 1

- Khoảng cách từ gối 0 đến bánh răng 4

l33 = l23 = 126,5(mm)

- Khoảng cách từ gối 0 đến gối đỡ 1

td br

tdi k

tdi ol

Đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 2

 2 3

3 2

206383

37,7( )0,1 0,1.50

td br

419943

43,8( )0,1 0,1.50

td br

tdi ol

td ol

td x

giới hạn bền uốn -1=0,436.b = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

giới hạn mỏi xoắn -1=0,58.-1 = 0,58 261,6 = 151,73 (MPa)

- Kết cấu trục được tiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diệnnguy hiểm thoả mãn điều kiện (10.19):

 sss

s.ss

2 i

2 i

i i

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i được

xác định theo công thức (10.20) & (10.21):

mi ai

di

1 i

di

1 i

Mi,Ti : Là momen uốn tổng và momen xoắn tại tiết diện i.

Wi,Woi : Là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện i của trục, được xác định theo bảng 10.6 trang 196

+  , : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng 10.7 trang 197 với b=600MPa =>= 0,05, =0

+ Kdi , Kdi : Là các hệ số được xác định theo các công thức (10.25) &

Trị số K/ , K/ tra theo bảng 10.11 trang 198 đối với bề mặt trục lắp

có độ dôi Chọn kiểu lắp k6 với b= 600Mpa ,

=> K/=2,06 , K/=1,64

Các hệ số Kd , Kd được xác định

1 1 1

261,6

2, 2 2,13.54,7 0, 05.0

1 1

1 1 1

151, 73

14, 4 2,03.5, 2 0.6, 4

s.ss

2 i

2 i

i i

Tại tiết diện d3 = 45mm theo bảng 10.10 đối với thép cacbon

2,3 2,13.54 0, 05.0

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định:

1 3

3 3 3

151, 73

24,1 2,03.3,1 0.3,1

s.ss

2 i

2 i

i i

di

1 i

di

1 i

=> = 0,81; = 0,76+ K , K : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Rãnh then trên trục được cắt bằng dao phay ngón với b= 600Mpa

* Tại tiết diện lắp bánh răng 4, d 4 = 52 (mm).

Ta có momen uốn tổng Mut3 = 453231 (Nmm)

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.

m4 = a4 = max4/2 = T/2Wo=544128/2.25641= 10,6(MPa)

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định:

1 4

261,6

2,6 2,58.38,3 0, 05.0

4 4 4

151, 73

6,8 2, 09.10, 6 0.10, 6

B Tính chọn then

Mối ghép then dùng để truyền momen xoắn từ trục tới các chi tiết lắp trên trục hay ngược lại Các then dùng trong bộ truyền là then bằng Trong quá trình làmviệc mối ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng

do bị cắt.Điều kiện để đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt theo công thức (9.1 & 9.2)

 d1

t d

) t h ( l.

d

T 2

d

T 2

d,c – Là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (Mpa)

[d] – Là ứng suất dập cho phép (Mpa)

[c] – Là ứng suất cắt cho phép (Mpa)

d – Đường kính trục (mm)

T – Momen xoắn trên trục (Nmm)

b,h,t – Kích thước của then(mm) Tra trong bảng 9.1 trang 173

lt – Chiều dài then được xác định theo công thức: lt=(0,80,9)lm

Với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, tải trọng va đập nhẹ Theo bảng 9.5 trang 178 ta có [d] = 100(Mpa) ; [c] = 40  60(Mpa)

1, Then của bánh răng 1

Với d1= 32 mm theo bảng 9.1 ta có :

Kích thước tiết diện then : b = 10mm ; h = 8mm; t1 = 5mm ; t2 = 3,3mm.Chiều dài then: lt = (0,80,9)lm12 = (0,80,9).42=(33,637,8) Lấy lt =36 mm.ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: