Tiểu luận thiết kế kỹ thuật cơ khí Đề tài tính toán hệ dẫn Động xích tải

Lời Nói Đầu Trong quá trình học tập tại Trường Đại học Nguyễn Tất Thành, bộ môn Chi tiết máy đã đóng vai trò quan trọng trong công việc cho chúng em những kiến thức nền tảng và ứng dụng

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

2 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của HGT

3 Tính toán thiết kế bộ truyển của HGT

4 Tính toán thiết kế 2 trục của HGT

Trường Đại học Nguyễn Tất

Khoa Kỹ thuật Công nghệ

TIỂU LUẬN MÔN HỌC THIẾT KẾ KỸ THUẬT CƠ

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

HK: II, Năm học: 2023-2024 Đề: 06 Phương án: 2

Giảng viên môn học: Văn Hữu Thịnh

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Thanh Hòa MSSV: 2200007549

CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN: 1

2 Phân phối tỉ số truyền 2

3 Công suất trên các trục 2

4 Số vòng quay trên các trục 3

5 Mômen xoắn trên các trục 3

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC 4

Các thông số đầu vào 4

2 Xác định thông số của xích và bộ truyền: 4

5 Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây 6

6 Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền 6

7 Các thông số đĩa xích 6

8 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 7

9 Xác định lực tác dụng lên trục 7

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỂN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC 8

1.Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức (7.1) 8

2 Xác định ứng suất cho phép 8

4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 9

5 Kiểm nghiệm độ bền uốn 10

6 Các thông số cơ bản của bộ truyền 11

7.Tính nhiệt truyền động trục vít: 12

Chương 4: tính toán thiết kế 2 trục của hộp giảm tốc 14

2.Xác định tải trọng tác dụng lên trục 15

3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 16

4 Tính toán các phản lực và moomen uốn ở các thành phần phản lực trục 1 18

5.Tính toán các phản lực và moomen uốn ở các thành phần phản lực trục 2 23

6.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi của 2 trục 27

Trong quá trình học tại Trường Đại học Nguyễn Tất Thành, bộ môn Chi tiết máy cung cấp kiến thức nền tảng và ứng dụng thực tiễn về thiết kế và tính toán chi tiết cơ khí Bộ môn này không chỉ giúp sinh viên nắm vững các nguyên lý cơ bản mà còn rèn luyện kỹ năng phân tích và giải quyết các vấn đề kỹ thuật phức tạp trong ngành cơ khí chế tạo.

Dưới sự hướng dẫn của Phó Giáo sư Tiến sĩ Văn Hữu Thịnh, chúng tôi đã nâng cao khả năng áp dụng kiến thức lý thuyết vào thực tế thông qua các phương pháp và công cụ hiện đại Tiểu luận này phản ánh quá trình nghiên cứu và thực hành, thể hiện nỗ lực của chúng tôi trong việc hiểu biết và ứng dụng trong lĩnh vực Chi tiết máy.

Trong tiểu luận này, chúng tôi sẽ trình bày các bước tính toán, thiết kế và phân tích các chi tiết máy tiêu biểu, kèm theo minh họa và số liệu thực tế Chúng tôi mong rằng bài viết sẽ giúp độc giả có cái nhìn tổng quan và sâu sắc hơn về lĩnh vực Chi tiết máy, đồng thời nhận thức được vai trò quan trọng của bộ môn này trong ngành cơ khí.

Chúng em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến Phó Giáo sư Tiến sĩ Văn Hữu Thịnh vì đã tận tâm hướng dẫn và hỗ trợ chúng em trong suốt quá trình thực hiện tiểu luận này.

CHƯƠNG 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :

- Công suất trên trục công tác:

- Công suất tính: P t = P (tải trọng tĩnh)

- Công suất cần thiết của động cơ:

- ηnt: Hiệu suất nối trục

- ηtv: Hiệu suất bộ truyền trục vít

- ηx: Hiệu suất bộ truyền xích

- ηô: Hiệu suất bộ truyền ổ lăn

Bảng 2.1 cho thấy bộ truyền trục vít không tự hãm với số mối trục vít là 2, hiệu suất truyền động là η nt = 1, hiệu suất của một cặp ổ lăn là η ol = 0,99, và hiệu suất bộ truyền xích là η x = 0,93, cùng với hiệu suất bộ truyền đai thang.

- Theo nguyên lý làm việc thì công suất của động cơ phải lớn hơn công suất làm việc Do đó ta phải chọn động cơ có Pđc ≥Pct

- Tốc độ quay của trục công tác

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp trục vít, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn uđ = ux = 2, uh = utv = 15

Tỉ số truyền chung sơ bộ: usb = ux.uh = 2×15 = 30 nsb = n.usb = 33,42×30 = 1002,6 (v/ph)

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2):

Pđc ≥ Pct nđc = 1500 ÷ 3000 = 0,5 (vg/ph)

Tra phụ lục P1.2, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc 50 Hz loại

3K132M4, P đc = 5,0 (kW); n = 1425 (Vg/ph), ⊤ ⊤ k dn = 2,0

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung: u = n đc n = 33 1425 , 42 = 42,64

Chọn trước tỉ số truyền ux của bộ truyền xích: ux = 4

Tỉ số truyền bộ truyền trục vít của hộp giảm tốc uh = u u x = 42 4 , 64 = 10,66 Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền ut = ux.uh = 4 × 10,66 = 42,64

∆ u = | u t − u | = | 42 ,64 − 42 , 64| = 0,00 ¿0,09 thỏa điểu kiện về tỉ số cho phép

Công suất trên các trục

Số vòng quay trên các trục

nđc = 1425 (Vg/ph) n1 = n u đc nt = 1425 1 = 1425 (vg/ph) n2 = n u 1 h = 10 1425 ,66 = 133,68 (vg/ph) n3 = n u 2 x = 133 4 , 68 = 33,42 (vg/ph)

Mômen xoắn trên các trục

Bảng hệ thống số liệu

Thông số Động cơ I II III u unt =1 uh= 10,66 ux = 4 n (v/ph) 1425 1425 133,68 33,42

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC

Xác định thông số của xích và bộ truyền

- Theo bảng 5.4 (sách Thiết kế tính toán hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, trang 80), ta chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 = 23

 Số răng của đĩa xích bị dẫn Z2 = ux Z1 = 4×23 = 92 < Zmax = 120

Tỉ số truyền thực: ut = Z Z 2

Sai lệch tỉ số truyền: ∆ u = | u t − u | u 100% = |4− 4|

Sai số nhỏ hơn sai số truyền cho phép

Xác định bước xích p

Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn

Với Z1 = 23, hệ số răng kz = z z 01

Hệ số vòng quay kn = n n 01

 ko = 1 (Đường nối tâm đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60 o )

 ka = 1 (Khoảng cách trục 𝑎 = (30 ÷ 50) × 𝑝 (chọn a@p))

 kđc = 1 (Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

 kc = 1,25 (Bộ truyền làm việc 2 ca)

 kbt = 1,3 (Môi trường làm việc có bụi) k = ka×ko×kđc×kc×kđ×kbt = 1×1×1×1,25×1×1,3 = 1,62

Với n01 = 400 (Vg/ph) chọn sơ bộ bộ truyền xích có 1 dãy bước xích p = 19,05 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn :

𝑃𝑡 < [𝑃] = 8,38 𝑘𝑊; Đồng thời theo bảng 5.8 p = 19,05 mm < pmax = 50,8 mm

Nhưng với p = 19,05 mm đường kính đĩa xích bị dẫn quá lớn ( d2 19,05/(sin(180/92)U8mm > 500)

Trong trường hợp p > p max trong bảng 5.8 hoặc muốn có bước xích nhỏ hơn có thể xích nhiều dãy, khi đó bước xích được chọn từ điều kiện

3 ,72 =2 , 3 Chọn 3 dãy xích có bước xích p = 15,875 mm

4.Khoảng cách trục a = 40p = 40×15,875 = 635 mm theo công thức (5.12) số mắt xích x = 2 p a + Z 1 + Z 2

Lấy số mắt xích chẵn x = 142 (mắt xích) Tính lại khoảng cách trục a theo công thức (5.13) a = 0,25p{xc − 0,5×(z2 + z1)+ √ [ xc − 0 , 5 ( z 2 + z 1 )] 2 − 2 × [( z 2 − z 1 ) ⁄ π ] 2 } a = 0,25×15,875{142 – 0,5.(92 + 23) + √ [ 142−0 , 5 ×( 92+ 23 ) ] 2 −2 ¿¿ }

= 647mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng

∆ a=0,003 × a=0,003 × 647 2 mm , do đó ad5 mm

Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây

Tra bảng bảng 5.9 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 mm ⇒ Số lần va đập cho phép của xích: [𝑖] = 35

Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo bảng 5.2 tải trọng phá hỏng Q h,1 KN, khối lượng 1m xích q = 2,8 kg Chọn kđ = 1 v = Z 1 n 2 p

Fv = q.v 2 = 2,8×0,81 2 = 1,84 (N) kđ = 1 (Tải trọng tĩnh) kf = 2 (Góc nghiêng so với phương ngang > 40 o )

Hệ số an toàn S = k Q đ F t + F o + F v = 1 × 2012+35 68100 , 43+ 1 ,84 = 33,23Theo bảng 5.10 với n1 = 400 (Vg/ph), p = 15,875 ¿> [S] = 8,5Vậy S = 33,23 > [S] = 8,5: bộ truyền xích đảm bảo độ bền

Các thông số đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa xích theo công thức (5.17) d1 = p/sin( Z π

) = 15,875/sin( 9 2 π ) = 464,98(mm) Đường kính vòng đỉnh răng da1 = p.[0,5 + cotg Z π

)= 15,875.[0,5 + cotg( 9 2 π ) = 472,64 (mm) Đường kính vòng chân răng

Với bán kính đáy r = 0,5025.d1 + 0,05 = 5,38 mm, với d1 = 10,61 mm (Bảng 5.2) df1 = d1 – 2r = 116,58 – 2×5,38 = 105,82 (mm) df2 = d2 – 2r = 464,98 – 2×5,38 = 454,22 (mm)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.1

F vđ lực va đập trên 2 dãy xích

E = 2,1 × 10 5 (MPa): Mođun đàn hồi kr = 0,444: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1#)

Kd = 3: bộ truyền có 3 dãy xích

Sử dụng thép C45, tôi có thể cải thiện độ rắn lên HB170, đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép trong khoảng [σ H ] = (550÷ 650) MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa.

Xác định lực tác dụng lên trục

Theo công thức ta có Fr = kx.Ft = 1,05 2012 = 2112 N

Trong đó với bộ truyền nghiêng 1 góc trên 40 độ: kx = 1,05

Thông số Kí hiệu Trị số

Số răng đĩa xích dẫn 𝑧 1 23

Số răng đĩa xích bị dẫn 𝑧 2 92

Số mắt xích là 142, với đường kính vòng chia đĩa xích dẫn $d_1 = 116,58$ mm và đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn $d_2 = 464,98$ mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn $d_{a1} = 123,43$ mm và đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn $d_{a2} = 472,64$ mm Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn $d_{f1} = 105,82$ mm và đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn $d_{f2} = 454,22$ mm.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỂN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC

Xác định ứng suất cho phép

- Bộ truyền làm việc một chiều (7.7)

- Hệ số tuổi thọ tính theo (7.9)

Với N FE tính theo công thức:

Với Lh = 5.300.2.6 = 18000 giờ, c = 6 (số lần ăn khớp của bánh răng)

- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (7.6)

- Bánh vít bằng đồng thanh không thiếc nên theo (7.14)

Tính thiết kế

- Xác định khoảng cách trục a w ; chọn sơ bộ K H = 1,2

Với u ≈ 12, chọn z1 = 4, do đó z2 = u.z1 = 10,66.4 = 42,64, chọn z1 = 48

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm q = 0,3.z2 = 0,3.48 = 14,4 Theo bảng 7.3 chọn q = 16

2 + q = 48 2.130 + 16 = 4,06 mm Theo bảng 7.3 chọn môđun theo tiêu chuẩn m = 4 mm

Do đó tính lại khoảng cách trục: aw = m 2 ( q + z 2 ) = 4 2 ( 16 + 48 ) = 128 mm

- Lấy a w = 128, tính hệ số dịch chỉnh theo (7.18) x = a w m – 0,5.(q + z2)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

48 √ ( 48 128 + 16 ) 3 232892 16 1 ,22 = 166,8 < [σ H ] 7Mpa → Nên không cần tính lại

Tính hệ số tải trọng (công thức 7.23): KH = KHβ.KHv = 1×1,2 =1,2 Trong đó:

Trong đó dw1 được xác định theo (7.21a) dw1 = (q + 2.x).m = (16 + 2.0).4 = 64 mm

- Với vs = 4,9 ≤ 5, tra bảng 7.6 chọn cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8 và vs = 4,9, tra bảng 7.7 ta được KHV = 1,21

Kiểm nghiệm độ bền uốn

- Chiều rộng bánh vít tra bảng (7.9), khi z1 = 4, b2 ≤ 0,67da1 da1 = m.(q + 2) = 4.(16 + 2) = 72 mm

Do đó, b2 ≤ 0 , 67da1 = 128.0,67 = 48,24 mm chọn b2 = 48 mm z v = cos z 2 3 γ = cos 3 ( 48 14 ,03 ) = 52,56

KF = KH = KH.KHV = 1,01.1,21 = 1,22 d2 = m z2 = 4.48= 192 mm mn = cos ( 14 m , 03 ) = cos ( 14 4 ,03 ) = 4,1

2 d 2 m n = 1 , 4.232892.1 48.192.4 , ,1 40.1, 22 ,74 Mpa < [σF]= 84,6 MPa Điều kiện bền uốn thỏa mãn: b1 ≥ (12,5 + 0,09.z2).m = (12,5 + 0,09.48).4 = 67,28 mm, chọn b1 = 70 mm

Các thông số cơ bản của bộ truyền

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Khoảng cách trục aw 128 mm

Hệ số đường kính q 16 mm

Số mối ren trên trục vít z1 4 mối ren

Số mối ren trên bánh vít z2 48 răng

Chiều dài phần cắt ren tren trục vít b1 70 mm

Bánh vít có bề rộng 48 mm và đường kính ngoài 204 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh vít là 72 mm và 200 mm, trong khi đường kính vòng chia là 64 mm và 192 mm Cuối cùng, đường kính vòng chân của bánh vít là 54,4 mm và 182,4 mm.

Với: daM2 = da2 + m = 200 + 4 = 204 mm d1 = q.m = 16.4 = 64 mm d2 = m.z2 = 4.48 = 192 mm da1 = m.(q + 2) =4.(16 + 2) = 72 mm da2 = m.(z2 + 2 + 2.x) = 4.(48 + 2 + 2.0) = 200 mm df1 = m.(q – 2,4) = 4.(16 – 2,4) = 54,4 mm df2 = m.(z2 – 2,4 + 2.x) = 4.(48 – 2,4 + 2.0) = 182,4 mm

7.Tính nhiệt truyền động trục vít:

Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (Khi Aq ≈ 0,3A):

P - Công suất trên trục vít:

Kt - Hệ số tỏa nhiệt: Kt = 8÷17, 5 W / (m 2 o C) Chọn Kt = 13 to - Nhiệt môi trường xung quanh: Thường lấy to = 25 o

[td] - Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu: Do trục vít đặt dưới [td] = 90 o C

Hệ số tỏa nhiệt của bề mặt hộp quạt được xác định qua công thức 7.31 Ktq',72 (W/m².C°) với số vòng quay của quạt là nq = 1425 (vg/ph) Ngoài ra, hệ số thoát nhiệt xuống đáy hộp được tính bằng Ψ = 0,25.

Với vs = 4,9 m/s, tra bảng 7.4 ta có góc ma sát 𝜑 = 2,028 o , do đó theo công thức 7.23: ¿ 0 , 95 tg γw/ tg (γw + 𝜑)

tính toán thiết kế 2 trục của hộp giảm tốc

Tính toán các phản lực và moomen uốn ở các thành phần phản lực trục 1

- Tính momen uốn tương đương:

T: momen xoắn trên trục ,T 1 &941Nmm

Từ công thức và biểu đồ momen, lần lượt ta tính được momen uốn tại các vị trí A,B,C,D:

+Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : d j = √ 3 0 ,1 Mtdj [ ơ 1 ]

[ơ 1 ]-ứng suất cho phép của thép chế tạo trục I, tra bảng 10.5 và với d1 = 30mm, ta được: [ơ1] = 63Mpa

Tính toán các đường kính trục qua các tiết diện tại A, B, C cho kết quả như sau: đường kính tại A là $d_A(1) = 15,47 \, \text{mm}$, tại B là $d_B(1) = 16,05 \, \text{mm}$ và tại C là $d_C(1) = 24,75 \, \text{mm}$ Để đảm bảo tính đồng nhất trong kết cấu và lắp đặt, đường kính tại D được chọn bằng đường kính tại B, tức là $d_D(1) = d_B(1) = 16,05 \, \text{mm}$.

Trị số d j tại các tiết diện lắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp nối được xác định theo tiêu chuẩn, cụ thể là: $d_B(1) = d_D(1) = 17 \text{mm}$, $d_A(1) = 17 \text{mm}$, và $d_C(1) = 30 \text{mm}$ Cần thực hiện tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Kiểm tra độ bền tĩnh cho tiết diện nguy hiểm tại C:

Theo công thức 10.28, với Mmax = Mx = 83353N.mm, ta tính:

Theo công thức 10.29, với Tmax = 26941 N.mm, ta tính: τ = 0 Tmax , 2 d

Theo công thức 10.30, với σch = 340 MPa (tra bảng 6.1), ta tính:

Theo công thức 10.27: στd = √ σ ² + 3 τ ² = √ 30 ,87 2 + 3.5 2 = 32,06 MPa < [σ] Do đó kết cấu trục đảm bảo được độ bền tĩnh.

5.Tính toán các phản lực và moomen uốn ở các thành phần phản lực trục 2 Xét zOy:

⇒ YD = -1110,78 N( ngược chiều thực tế)

- Tính momen uốn tương đương:

T: momen xoắn trên trục, T 2 = 232892 Nmm

Từ công thức và biểu đồ momen, lần lượt ta tính được momen uốn tại các vị trí A,B,C,D:

+Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: d j = √ 3 0 ,1 Mtdj [ơ 1]

[ơ 1 ]-ứng suất cho phép của thép chế tạo trục I, tra bảng 10.5 và với d 2 50mm, ta được: [ơ 1 ] = 50Mpa

Từ các tiết diện tại A, B, C, ta tính được các đường kính trục như sau: dA (1) = 34,29 mm, dB (1) = 34,36 mm, và dC (1) = 34,90 mm Để đảm bảo phù hợp với kết cấu và lắp đặt, đường kính tại D được chọn bằng đường kính tại B, tức là dD (1) = dB (1) = 34,36 mm.

Trị số dj tại các tiết diện lắp ổ lăn, bánh lăn, bánh đai và khớp nối cần phải tuân theo tiêu chuẩn được quy định Theo trang 195, ta có các trị số cụ thể: dB (1) = dD (1) = 35mm, dA (1) = 35mm, và dC (1) = 35mm Bên cạnh đó, cần thực hiện tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh để đảm bảo tính an toàn và hiệu quả trong thiết kế.

Kiểm tra độ bền tĩnh cho tiết diện nguy hiểm tại C:

Theo công thức 10.28, với Mmax = Mx = 68313,54 N.mm, ta tính:

Theo công thức 10.29, với Tmax = 232892 N.mm, ta tính: τ = 0 Tmax , 2 d

Theo công thức 10.30, với σch = 340 MPa (tra bảng 6.1), ta tính:

Theo công thức 10.27: στd = √ σ ² + 3 τ ² = √ 14 , 64 2 +3.24 , 95 2 = 43,86 MPa < [σ] Do đó kết cấu trục đảm bảo được độ bền tĩnh.

6.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi của 2 trục

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 thường hoá:

Giới hạn bền của vật liệu là 600 MPa và giới hạn chảy là 340 MPa Ứng suất xoắn cho phép được xác định trong khoảng 12 đến 20 MPa, với giá trị chọn là 15 MPa Dựa trên biểu đồ mômen của trục I và II, tiết diện lắp trục vít tại điểm C được xác định là tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi.

Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng là б-₁ = 0,436 và бb = 0,436.600 = 261,6 MPa Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được xác định là τ-₁ = 0,58 và б-₁ = 0,58.261,6 = 151,73 MPa Theo bảng 10.7, với бb = 600 MPa, ta có Ψ б = 0,05 và Ψτ = 0 Khi trục I và II quay, ứng suất uốn sẽ thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó áp dụng công thức 10.22.

Do trục I và II có 1 rãnh then, ta tính theo bảng 10.6:

2.30 = 2290,18 mm³ (tra bảng 9.1a, dc1 = 30 có b = 8 mm, t1 = 4 mm)

2.35 = 2007,86 mm³(tra bảng 9.1a, dc2 = 35 có b = 10 mm, t1 = 5 mm)

Trục I và II quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó theo công thức 10.23:

2.W oC2 = = 2.7775 232892 ,62 = 14,98 MPa Trong đó, theo bảng 10.6:

Trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

Ra = 2,5 0,63 àm, do đú theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thỏi bề mặt: Kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền: Ky = 1

Theo bảng 10.13, đối với chân ren trục vít, ứng với vật liệu có бb = 600 MPa thì hệ số tập trung ứng suất thực tế:

Theo bảng 10.10, ứng với vật liệu thép cacbon và có đường kính trục dC1 = 28 mm, ta có hệ số kích thước:

𝜀 б = 0,89 ; 𝜀 𝜏 = 0,83 Ứng với vật liệu thép cacbon và có đường kính trục dC2 = 34 mm, ta có hệ số kích thước:

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp theo công thức 10.20:

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp theo công thức 10.21:

Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm C, theo công thức 10.19:

Vậy SC1 và SC2 > [s] = 2,5 ; do đó kết cấu trục đảm bảo được độ bền mỏi và đồng thời có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục.