Đồ án môn học chi tiết máy

Lời nói đầu Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải ... Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v…,được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất . Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Uyển đã giúp đỡ em hoàn thành công việc được giao.

Lời nói đầuMôn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chơng trình đào tạo kỹ s và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục

vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v ,đ… ợc chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất

Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phơng pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này

Em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Uyển đã giúp đỡ em hoàn thành công việc đợc giao

- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất…

- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù hợp

1.Xác định công suất cần thiết của động cơ

- Công suất cần thiết Pct :

P lv = = =

1000

7 , 0 80000 1000

7 , 0 80000 87

, 0

1000

.

ch

v F

Tra bảng 2.3 (tr 94), ta đợc các hiệu suất:

• Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : ηol= 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín),

• Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: ηbr= 0,97 (bánh răng đợc

che kín),

• Hiệu suất làm việc của khớp nối : ηk= 1 (chọn khớp nối mềm),

• Hiệu suất làm việc của bộ truyền xích : ηđ = 0,92 (bộ truyền xích để

3 6 , 0 8

5 1

.

2 2

i i

t

t T

T t

t P P

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc

*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là usb Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài):

usb= usbh usbđ = 16 2,2 = 35,2

+ Số vòng quay của trục máy công tác là nlv :

nx = nlv =

320 14 , 3

7 , 0 60000

n u

2.Ph©n phèi u ch

Chän uxichsb = 2,2 ⇒ uhépsb = 15 , 77

2 , 2

69 , 34

1

=

=

u u

1.TÝnh c«ng suÊt

C«ng suÊt, sè vßng quay :

Pct =6,747 (kW) ; nlv =41,80 (v/ph); P®c =7,5(kW)

15,692,0.99,0

6,5

15 ,

=

=

br ol

40 , 6

67 , 6

ol kn

I

n n

25 , 277

6 , 90

40 , 6 10 55 ,

15 , 6 10 55 ,

6 , 5 10 55 ,

N mm

Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:

Tỉ số truyền bộ truyền ngoài: ux = 2,17(lần)Vận tốc tang quay v=0,7(m/s) ,lực kéo băng tải F=8000(N)chọn bộ truyền xích con lăn mà vẫn đảm bảo các yêu cầu kĩ thuật

2.2Bớc xích p.

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc cho theo công thức (5.3):

Pt =P.k.kz.kn≤ [P] (1)Trong đó:

kn= n01/ n1 Với: n01= 200 (v/p)

n1= n3= 90,6(v/p)

=> kn= n01/ n1 = 200/90,6 = 2,2

+) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức (5.4) :

k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc

Trong đó các hệ số đợc tra trong bảng 5.6

Pt =P.k.kz.kn=6,15.2,19.1.2,2=29,63(kW)<[P]=34,8(kW)Theo bảng 5.5 (TR.81,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với n01= 200 (v/p) chọn bộ truyền xích

một dãy có bớc xích p=38,1

2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích.

Với tỉ số truyền ux = 2,17(lần) chọn sơ bộ khoảng cách trục:

a = 40.p = 40.38,1 = 1524mmTheo công thức (5.12)ta tính đợc số mắt xích x:

57 , 120 40

1 , 38 4

1 , 38 ) 25 55 ( 2

55 25 1 , 38

1524 2

4

) (

2

2

2

2 2

2 1 2 2

a x

Lấy số mắt xích là chẵn x=120

Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :

−

− +

− + +

−

=

2 1 2 2

1 2 1

2

2 ) z z ( 5 , 0 x ) z z ( 5 , 0 x p 25 , 0 a

a 0 , 25 38 , 1 120 0 , 5 ( 55 25 ) 120 0 , 5 ( 55 25 ) 2 (55 25) 1513

2 2

− +

Vậy khoảng cách trục chính xác là: a=1509mm

Số lần va đập i của bản lề xích trong 1s là:

26 , 1 120 15

6 , 90 25 15

Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i]=20(lần/s) => đảm bảo

điều kiện i < [i]

2.4.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.

Bộ truyền xích thờng xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình

làm việc và có thể bị quá tải

lớn khi mở máy Do đó cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo

hệ số an toàn (5.15)

[ ]s F F F k

Q s

v o t d

≥ + +

kd – Hệ số tải trọng động kd=1,2 ứng với chế độ làm việc trung bình.

Fo=9,81.kf.q.aVới:

kf – Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí của bộ truyền

Với f=0,015a=1,8mm và góc nghiêng đờng nối tâm là

Fv= q.v2 = 5,5.1,452 = 11,56(N)Thay các giá trị trên vào công thức (2) ta có:

83 , 16 56 , 11 47 , 325 4241 2 , 1

127000

+ +

= + +

F F F k

Q s

v o t d

=> bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền

2.5.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

a) Xác định các thông số của đĩa xích

+) Các đờng kính của đĩa xích đợc xác định theo công thức :

mm z

p

25 sin

1 , 38 sin

mm z

p

55 sin

1 , 38 sin

mm g

z g p

25 cot 5 , 0 1 , 38 cot

5 , 0

mm g

z g p

55 cot 5 , 0 1 , 38 cot

5 , 0

df1= d1-2r=304-2.11,22=281,55mm

df2= d2-2r=667,4-2.11,22=644,94mmVới bán kính đáy r = 0,5025dl+0,05 = 0,5025.22,23+0,05 =

11,22mm

dl=11,91mm (theo bảng 5.2 (TR.78,TTTKHTDĐCK-T1) b) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

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

(5.18):

( ) [ ]H d

vd d t r H

k A

E F K F k 47 ,

0 + ≤ σ

= σ

E – Mođun đàn hồi E=2,1.105MPa

A – Diện tích chiếu của bản lề, ứng với p=38,1mm =>

10 1 , 2 15 , 6 2 , 1 4241 42 , 0 47 , 0

47 , 0

5 1

k A

E F K F k

d

vd d t r

10 1 , 2 15 , 6 2 , 1 4241 23 , 0 47 , 0

47 ,

k A

E F K F k

d

vd d t r

Fr= kx.Ft = 1,15.4241=4877,15(N)Trong đó kx là hệ số kể đến trọng lợng xích kx=1,15 với bộ truyền có góc nghiêng 0°.

Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền

I TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC

A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng )

1.Chọn vật liệu.

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

Theo bảng 6.1 σb1 = 850 MPa ;σch 1 = 580 MPa

Mô men xoắn trên trục : T1 = 43930 Nmm;

Tổng thời gian làm việc : t h = 12500 h;

2 Xác định ứng suất cho phép.

+> Tính ứng suất tiếp xúc :

[ ]σH =(σH° lim S H)Z R Z V K xH K HL ;

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc.

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

NHO = 30 H2 , 4

HB

HHB : độ rắn Brinen

7 4

, 2

1 = 30 260 = 18 , 75 10

HO

N

7 4

, 2

HE t T T t t

u

n c

1 1

1

7 1

7 3

3

8

3 ) 6 , 0 ( 8

5 1 12500 23 , 5

1450 1

⇒[σH]1 = 536 , 36 ( )

1 , 1

1 590

MPa

1 , 1

1 550

MPa

=

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

[ ]σH = min( [ ] [ ]σH 1, σH 2)= 500 (MPa)

+> Tính ứng suất uốn cho phep:

ứng suất uốn cho phép [σF] đợc xác định theo công thức (6.2):

- SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn

- KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.10 6vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

m i i i

i

FE t T T t t

u

n c

N = 60 ∑ ∑ / 1 F /

c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti , ui: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc

và tỷ số truyền ở chế độ i của bánh răng đang xét

[ ] R s xF FC FL

F

o lim F

( i ) i ck i

FE t T T t t

u

n c

1 1

1

6 1

7 6

6

8

3 ) 6 , 0 ( 8

5 1 12500 23 , 5

1450 1

1

.

.

ba H

H

u

K T

ψ σ

β

Với:

T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động(Nmm);T1=43930(Nmm)

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; Ka=49,5(răng thẳng )

Hệ số Ψba = bw/aw;

( 1) 0 , 53 0 , 3 (5 , 23 1) 0 991

53 , 0 3

Thay số ta định đợc khoảng cách trục :

) 3 , 0 (

23 , 5 ) 500 (

15 , 1 43930

3

Chọn aw1 = 155 mm

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

4 Kiểm nghiệm đôn bền của răng

4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu để đảm bảo độ bền tiếp xúc :σH ≤ [σH]

σH = ZM ZH Zε

1 1

1 1

.

) 1 (

2

w m w

m H

d u b

u K

<[ ]σH

cos 2

= sin( 2 20 ) 

1 2

1 2 , 3 88 , 1 1 1

2 1

KH = KH β.KHVKH α ; KH β = 1,15 ; KH α = 1( b¸nh r¨ng th¼ng )

60000

1450 50 60000

. 1 1

155 79 , 3 56 006 , 0

u

a v g

δ ν

theo b¶ng 6,15:r¨ng th¼ng , kh«ng v¸t ®Çu r¨ng => δH =0,006

1 15 , 1 43930 2

50 5 , 46 95 , 6 1

2

.

=

α β

ν

H H I

w w H Hv

K K T

d b K

KHV = 1,16 ⇒ KH = 1,16 1,15 1 = 1,33

Thay số : σH = 274.1,76 0,88 2

50 2 , 5 5 , 46

) 1 2 , 5 (

33 , 1 43930

4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

K K T

d b V

2

.

m

w F

u

a v g

δ

Theo b¶ng 6.15, δF= 0,016 ; theo b¶ng 6.16 g0 = 56 ; v= 3,79 (mm/s) suy

ra ta cÇn b«i tr¬n bé truyÒn b¨ng dÇu

=> VF= 0,016.56.3,79

2 , 5

81 , 1 08 , 4 43930

06 , 3 63 , 111

1

2 1

F

F F

3.5 KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i

øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp : [σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa; [σF1]max = 0,8 σch1 = 2,8 580 = 464 MPa; [σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 450 =

v× σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nªn r¨ng tho¶ m·n

KÕt luËn : Bé truyÒn cÊp nhanh lµm viÖc an toµn.

B.Tính toán bộ truyền cấp chậm( bánh trụ răng nghiêng )

1.Chọn vật liệu.

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

Theo bảng 6.1 σb1 = 850 MPa ;σch 1 = 580 MPa

Chọn HB1 = 260 (HB)

Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có:

σb2 = 750 Mpa ;σch 2 = 450 MPa

Chọn HB2 = 240 (HB)

Mô men xoắn trên trục : T2 = 220451 N.mm;

Tổng thời gian làm việc : t h = 12500 h;

2 Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép.

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc

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

NHO = 30 H2 , 4

HB

HHB : độ rắn Brinen.

7 4

, 2

1 = 30 260 = 1 , 87 10

HO

N

7 4

, 2

3 3

8

3 ) 6 , 0 ( 8

5 1 12500 06 , 3

25 , 277 1

1 590

MPa

1 , 1

1 550

σ σ

σ = + = 518,18 MPa < 1,25 [ ]σH min=625 (Mpa)

KFC = 1 do bộ truyền quay một chiều;

KFL= m F

FE

FO N

N với mF = 6

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.10 6vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

m i i i

i

FE t T T t t

u

n c

6 6

8

3 ) 6 , 0 ( 8

5 1 12500 06 , 3

25 , 277 1

1

.

.

ba H

H

u

K T

ψ σ

05 , 1 220451

*) Tính số răng của bánh răng:

Bánh răng nghiêng chọn sơ bộ : β = 10°;

Ta có số răng bánh dẫn là : Z3 = 2aw2.cosβ/ (m(u2+1))

=2.175.0,985/2,5(3,06+1)=33,96 chọn số răng của bánh dẫn Z3 = 34 ,

- Đờng kính đáy răng : df3 = d3 - 2,5 m =86,23-2,5.2,5 = 79,98( mm),

df4 = d4- 2,5.m =263,77 - 2,5.2,5 = 257,52 (mm),

- Đờng kính cơ sở : db3 = d3 cos α = 86,23 cos 200 =81,03 ( mm),

db4 = d4 cos α = 263,77 cos 20° = 247,86 (mm)

- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg200/ cos9,70) = 20,27o

4.Kiểm nghiệm độ bền của bánh trụ răng nghiêng:

4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Để đảm bảo về độ bền tiếp xúc : σH ≤ [σH] ,

σH = ZM ZH Zε

3 2

2 2

.

) 1 (

2

d u b

u K T

m w

m

H +

<[ ]σH

cos 2

=

) 27 , 20 2 sin(

) 09 , 9 cos(

2

. 3 2

175 25 , 1 73 002 , 0

u

a v g

δ ν

13 , 1 05 , 1 220451

2

23 , 86 70 38 , 1 1

2

.

=

α β

ν

H H II

w w H Hv

K K T

d b

KH = 1,012.1,13.1,05 = 1,2

Thay sè : σH = 274 0,76 1,74 70 3 , 059 ( 86 , 23 ) 2

) 1 059 , 3 (

2 , 1 220451

σH = 420,81(Mpa)

TÝnh chÝnh x¸c øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v =1,14 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra

165 26 , 1 73 006 , 0

u

a v g

δ ν

37 , 1 12 , 1 220451

2

24 , 81 66 05 , 4 1

.

=

α β

ν

F F II

w w F Fv

K K T

d b K

øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp : [σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;[σF1]max = 0,8 σch1= 2,8 580 = 464 MPa;

v× σF1max < [σF1]max ,σF2max < [σF2]max nªn r¨ng tho¶ m·n

VËy víi vËt liÖu trªn th× bé truyÒn cÊp chËm tho¶ m·n c¸c yªu cÇu kÜ

thuËt

C¸c th«ng sè vµ kÝch th íc cña hai bé truyÒn:

Bé truyÒn cÊp nhanh:

Trong đó : - k là hệ số chế độ làm việc, nó phụ thuộc vào máy công tác.

- T là mômen xoắn danh nghĩa

- Tt là mômen xoắn tính toán

Chän vËt liÖu chÕ t¹o trôc lµ thÐp 45,t«i cãσb= 800 MPa.

øng suÊt xo¾n cho phÐp [τ] = 12 20 Mpa

) ( 43930

1

MPa

m N T

15

) ( 220451

2

MPa

m N T

18

) ( 648262

3

MPa

m N T

5 , 112 63 ( 45 ).

5 , 2 4 , 1 ( ) 5 , 2 4 , 1

= 0,5.(25 + 85) +10 +15 = 80 (mm).

220451

2 2

0X: ∑F X = Ft1 - F1x- Ftk-F0x= 0

=> F0x = Ft1 - F1x- Ftk = 1757,2-667,18-300 = 790(N)0Y: ∑F Y = Fr1- F1y - F0y = 0

=> F0y = Fr2- F1y = 639,57-197,81 = 441,76(N)

Do F0x, F0y, F1x, F1y>0 chiều giả tiết của các phản lực là đúng

Phản lực tổng trên hai ổ:

) ( 13 , 905 76

, 441

2 0

2 0

) ( 87 , 695 81

, 197 18

,

2 1

2 1

yi

2 xi

) Nmm ( T 75 , 0 M

i

2 i tdi = +

Đờng kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục đợc tính theo công thức(10.18)

[ ](mm)

1 , 0

bánh răng là thép 45 tôi cải thiện đạt độ bền σb= 800Mpa

Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho phép của trục là[σ] = 63 MPa

Tại tiết diện 0 có:

M0 = 0 ; Mtd10 = 0 => d10= 0mmTại tiết diện 1 có:

) ( 24000 0

24000 2 2

2 1

2 1

) ( 44982 43930

75 , 0 24000

75 ,

1

2 11

[ ] 0 , 1 63 19,26( )

44982

1 ,

2 12

2 12

) ( 100709 43930

75 , 0 93247

75 ,

1

2 12

100709

1 ,

75 , 0 0

75 ,

1

2 13

38044

1 ,

Then cña nöa khíp nèi trôc d3=22mm theo b¶ng 9.1 ta cã :

KÝch thíc tiÕt diÖn then : b=6mm ; h=6mmChiÒu s©u tiÕt diÖn then : t1=3,5mm ; t2=2,8mm

ChiÒu dµi then : lt=(0,8÷0,9)lk=(0,8÷0,9).80=(31,2÷35,1)mm => LÊy ltk=32mm

øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t tÝnh to¸n:

t

t h b l

6 32 (

22

43930 2 ).

.(

2

1 3

1

[ ]c tk

c

b b l d

6 32 (

22

43930 2 ).

.(

2

3 1

Theo b¶ng 9.5 (TR.178,TTTKHTD§CK-T1) ta cã [σd]=100(Mpa) ; [τc]= 20÷30(Mpa)

, 344 11

,

2 0

2 0

) ( 4180 2

, 931 18

,

2 1

2 1

) Nmm ( M M

yi

2 xi

) Nmm ( T 75 , 0 M

i

2 i tdi = +

Đờng kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục đợc tính theo công thức(10.18)

1 , 0

Tại tiết diện 0 có: M0 = 0 ; Mtd20 = 0 => d20= 0mm

Tại tiết diện 1 có: M1 = 0 ; Mtd21 = 0 => d21= 0mm

Tại tiết diện 2 có:

) ( 168979 167707

2 2

2 2

) ( 254957 220451

75 , 0 168979

75 ,

2

2 22

254957

1 ,

2 3

2 3

) ( 324024 220451

75 , 0 261807

75 ,

2

2 23

324024

1 ,

Then của bánh răng 2, d2=45mm theo bảng 9.1 ta có :

KÝch thíc tiÕt diÖn then : b=14mm ; h=9mmChiÒu s©u tiÕt diÖn then : t1=5,5mm ; t2=3,8mm.

ChiÒu dµi then : lt=(0,8÷0,9)lm22=(0,8÷0,9).65=(52÷58,5)mm => LÊy lt2=56mm

øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t tÝnh to¸n:

[ ]d t

t h b l d

14 56 (

45

220451

2 )

)(

.(

2

1 2

2

2

[ ]c t

b b l d

14 56 (

45

220451

2 ).

.(

2

2 2 2

Then cña b¸nh r¨ng 3, d3=45mm theo b¶ng 9.1 ta cã :

KÝch thíc tiÕt diÖn then : b=14mm ; h=7mmChiÒu s©u tiÕt diÖn then : t1=5,5mm ; t2=3,8mm

ChiÒu dµi then : lt=(0,8÷0,9)lm23=(0,8÷0,9).65=(52÷58,5)mm => LÊy lt3=56mm

øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t tÝnh to¸n:

[ ]d t

t h b l d

14 56 (

45

220451

2 )

)(

.(

2

1 3

3

2

[ ]c t

b l d

14 56 (

45

220451

2

.

2

3 3 2

Theo b¶ng 9.5 (TR.178,TTTKHTD§CK-T1) ta cã [σd]=100(Mpa) ; [τc]= 20÷30(Mpa)