Đồ án nguyên lí chi tiết máy đại học SPKT TP HCM- Đề 03

Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép ta tính được : 2... Trong đó :ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục... Kiểm tra điều kiện bôi trơn

MỤC LỤC

1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 3

1.1 Chọn động cơ 3

1.2 Phân phối tỉ số truyền 4

1.3 Xác định công suất momen và số vòng quay trong các trục 4

2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 5

2.1 Số liệu đầu vào : 5

2.2 Thiết kế bộ truyền xích : 6

2.3 Xác định bước xích : 6

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích : 7

2.5 Kiểm nghiệm lại số lần va đập xích trong 1 giây : 7

2.6 Kiểm tra độ bền 7

2.7 Đường kính đĩa xích : 8

2.8 Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc : 8

2.9 Xác định lực tác dụng lên trục: 8

3 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 9

3.1 Bộ truyền cấp nhanh – bánh trụ răng thẳng 9

3.2 Bộ truyền cấp châm – bánh trụ răng nghiêng 16

3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn 22

3.4 K iểm tra điều kiện chạm trục: 23

4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 23

4.1 Chọn khớp nối 23

4.2 Kiểm nghiệm lại khớp nối 24

4.3 Lực tác dụng lên trục 25

4.4 Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi 25

4.5 Tính sơ bộ trục 25

4.6 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi: 37

4.7 Kiểm nghiệm về độ bền của then: 40

5 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ 41

5.1 Trục I: 41

5.2 Trục II: 42

5.3 Trục III: 43

6 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC 43

6.1 Tính kết cấu của vỏ hộp: 43

6.2 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2]) 44

6.3 Một số kết cấu khác: 45

7 DUNG SAI LẮP GHÉP 47

7.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng: 47

7.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn: 47

7.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: 48

7.4 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động: 48

7.5 Dung sai lắp ghép then lên trục: 48

Tài liệu tham khảo: 49

1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ

Công suất truyền trên trục máy công tác: Plv=Pt=3,9

Công suất truyền trên các trục công tác:

P ct =

2

i i l

i

T t T P

 =1 : hiệu suất nối trục di động

ηbr =0.97 : hiệu suất của bộ truyền bánh răng ol=0.99 : hiệu suất cặp ổ lăn

X= 0.96: hiệu suất bộ truyền xích η=¿ 1 0,972.0,994 0.96= 0,87

⇒

3,7 4,3 0,87

ct ctdc

p

(kw)

Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 46 (vg/ph)

Từ bảng 2.4, chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp: uh =

10, ux = 2 Do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức [2.18]: nsb = usb.nlv = 46.10.2 = 1380 (vg/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 1500 (vg/ph)

Động cơ được chọn thỏa các điều kiện :

Tra bảng ( P1.3), Phụ lục với Pct=4,3 (Kw) và nđb = 1500 (vg/ph) dùng động cơ:

 Công suất danh nghĩa :Pđc = 5.5 kW

đc t

- Số vòng quay trên trục 3: n3 =u n2

34

=3323,59=93 (vòng/phút)

* Công suất trên các trục

- Công suất trên trục 3: P3 =ɳ P lv

34

= 3,90,9504=¿ 4,1(kW)

- Công suất trên trục 2: P2 =ɳ P3

23

= 4,10.9603=4,2(kW)

- Công suất trên trục 1: P1 =ɳ P2

12

= 4,20.9603=4,37(kW)

- Công suất trên trục động cơ: Pđc =ɳ P1

01

=4,370,99=4,41(kW)

Bảng 01: Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động

2.1 Số liệu đầu vào :

- Các thông số làm việc của bộ truyền

+ Công suất trên trục dẫn : P1 = 4,1(kW)+ Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = 93 (vòng/phút)+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u = 2

+ Momen xoắn trên trục dẫn : T =421,022.103(Nmm)

- Điều kiện làm việc của bộ truyền :

+ Tải trọng va đập nhẹ , quay 1 chiều + Trục đĩa xích điều chỉnh được + Một năm làm việc 300 ngày,làm việc 2 ca , 1 ca 8 giờ + Môi trường làm việc có bụi

+ Bôi trơn nhỏ giọt

2.2 Thiết kế bộ truyền xích :

- Chọn loại xích : xích ống con lăn

- Chọ số răng đĩa xích : Z1 = 29 – 2.2 = 25 răng => chọn Z1= 25

Số đĩa xích bị dẫn : Z2 = u.Z1 = 2.25 = 50 răng < Zmax = 120

2.3 Xác định bước xích :

k z

- Hệ số vòng quay kn ( chọn n01=50 vòng/phút )

01 3

500,5493

n

n k n

2,871,7

z n t

d

k k k p P

1 1

1 0

Theo bảng 5.10 tài liệu [1] ttrang 86 với n01 = 200 (vòng/phút), [S] = 7

Vậy S > [S]: bộ truyền đảm bảo đủ điều kiện bền

Kd = 1,7 : do bộ truyền xích hai dãy.

Kđ = 1,2 hệ số tải trong động

Fvd = 1,98(N) lực va đập trên một dãy xích

Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.93.25,43 = 1,98 (N)

E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

A = 180 diện tích bề mặt tựa của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

(với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

Số liệu đầu vào

+ Công suất trên trục dẫn : P1= 4,1 (kW)

+ Số vòng quay trên trục dẫn : n1= 93(v/ph)

+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u = 2

Kết quả tính toán

Lực tác dụng lên trục F r (N) 4811,6

3 BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 Bộ truyền cấp nhanh – bánh trụ răng thẳng

 Số liệu đầu vào :

- Công suất trên trục dẫn : P1=4,37(kW)

- Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = 1425 (vg/ph); n2 = 332(vg/ph)

- Momen xoắn trên trục dẫn : T1 = 29,287.103(Nmm) ; T2 =120,813.103(Nmm)

- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u12 = 4,3 ; u23 = 3,59

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau :Theo bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1] trang 92 ta chọn được :Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :

HB = 241 ¿ 285, có σ b 1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 Mpa

Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :

HB = 192 ¿ 240 , có σalignl ¿b2¿¿¿ = 750 MPa, σ ch2 = 450 Mpa

3.1.2 Xác định ứng suất tếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Phân cấp tỷ số truyền Uhgt= 15,49 ; cấp nhanh U12=4,3 ; cấp chậm U23 =3,59

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

H

K S

0 lim1 2. 1 70 2.245 70 560

c: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay

n : số vòng quay của bánh răng (vòng/phút)

t: tổng số giờ làm việc (h, giờ)

Tương tự ta tính được NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1

Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất cho phép ở trên ta tính

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng :

[H1] = min([ σ H ]1 ; [ σ H ]2) = 481,8 Mpa.

 Ứng suất uốn cho phép :

NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép, [1], trang 93)

Theo công thức 6.8 tài liệu [1] , tính số chu kỳ chịu tải tĩnh của bánhrăng :

1

60 60 .

F

m i

6

2 1

Vì NFE2 > NFO nên do đó KFL2 = 1

Tương tự ta tính được , NFE1 > NFO nên do đó KFL1 = 1

Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép ta tính được :

2

441.1

252 1,75

414.1

237 1,75

FLim FL F

F FLim FL F

F

K

Mpa S

K

Mpa S

12

H R

T K u

Chọn ψ ba = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1] trang 97.

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khitính về tiếp xúc

(Ka = 49,5 Mpa1/3) theo bảng 6.5 tài liệu [1] trang 96

ψ bd = 0,5. ψ ba (u12+1) = 0,5.0,3.(4,3+1) = 0,795

Tra bảng 6.7 tài liệu [1], KH β = 1,02 (ứng với sơ đồ 7).

 aw1 = Ka( u ± 1)

1 3

2 12



= 49,5.(4,3+1)

3 3

2

.1, 02

121,67 481,8

2.125 2.(4,3 1)  = 23,6 lấy Z1 = 24

- Số răng bánh răng lớn :

Z2 = Z1.u12 = 24.4,3 = 103,2 lấy Z2 = 104

Tỷ số truyền thực : 12

2 1

104 4,3 24

t

Z u Z

da2 = d2 + 2.m = 208 + 2.2 = 212 (mm)

- Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5.m = 48 – 2,5.2 = 43 (mm)df2 = d2 – 2,5.m = 204 – 2,5.2 = 213 (mm)

M

E E Z

sin(2 ) sin(2.20 )

b H

Tra bảng 6.14 tài liệu [1] ta có : KHα = 1,09

H w w Hv

v b d K

Với [H1] = 481,8 Mpa > H1= 379,4 Mpa

Vậy răng đã thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.1.6 Kiểm nghiện răng về độ bền uốn

σF 1= 2.T1 KF.Yε.Yβ.YF 1

bw 1.dw1.m ≤ [ σF 1]Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được : KFβ = 1,03

Tra bảng 6.14 : KFα = 1,27

1 0

19, 2.38, 4.48,3

2 2.29287.1,03.1, 22

F w w Fv

v b d K

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được : YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6

 Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :

1

64,53,9

F F F

F

Y

Mpa Y

1

qt

T K

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

3.2 Bộ truyền cấp châm – bánh trụ răng nghiêng

 Số liệu đâu vào :

- Công suất trên trục dẫn : P2 = 4,2 kW

- Số vòng quay trên trục dẫn : n2 = 332 (vg/ph) ; n3 = 93 (vg/ph)

- Momen xoắn trên trục dẫn : T2 = 120813 (Nmm)

T3 =421022 (Nmm)

- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u12 = 4,3 ; u23 = 3,59

- Vì phân đôi cấp chậm nên : T=T2 /2= 60406,5 (Nmm)

3.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :

Chọn vật liệu 2 cấp bánh rằng như sau :

Theo bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1] trang 92 ta chọn được :

2 Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện độ rắn :

HB = 241 ¿ 285, có σ b 1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 Mpa

2 Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :

HB = 192 ¿ 240 , có σalignl ¿b2¿¿¿ = 750 MPa, σ ch2 = 450 Mpa

3.2.2 Xác định ứng suất tếp xúc và ứng suất uốn cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

H

K S



Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

0 lim3 2. 3 70 2.260 70 590

c: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay

n : số vòng quay của bánh răng (vòng/phút)

t: tổng số giờ làm việc (h, giờ)

Tương tự ta tính được NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1

Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất cho phép ở trên ta tính được:

K

S =

590.1 1,1 = 536,4 Mpa

K

S =

520.1 1,1 = 472,7 Mpa

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng :



NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép,[1], trang 93)

Theo công thức 6.8 tài liệu [1] , tính số chu kỳ chịu tải tĩnh của bánh răng :

1

60 60 .

F m i

Vì NFE4 > NFO nên do đó KFL4 = 1

Tương tự ta tính được , NFE3 > NFO nên do đó KFL3 = 1

Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép ta tính được :

218, 61,75

FLim FL F

F

FLim FL F

F

K

Mpa S

K

Mpa S



Trong đó :

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn

ψ ba = 0,25 theo bảng 6.6 tài liệu [1].

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khitính về tiếp xúc.(Ka = 43 Mpa1/3)

2

w n

a

m u  =

2.130.cos(30) 2,5.(3,59 1)  = 19,6 lấy Z3 = 20

- Số răng 2 bánh răng lớn :

Z4= Z1.u23 = 20.3,59 = 71,8 lấy Z4 = 72

- Tỷ số truyền thực : 23

4 3

72 3,59 20

t

Z u Z

4 4

72 2,5 204,5( )

- Đường kính đáy răng:

df3 = d3 – 2,5.mn = 57 – 2,5.2,5 = 50,75 (mm)df4 = d4 – 2,5.mn = 204,5 – 2,5.2,5 = 198,25 (mm)

- Chiều rộng vành răng:

bw2 = ψ ba.aw2 = 0,25.130 = 32,5 (mm)Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có

M

E E Z

theo bảng 6.5 tài liệu [1] Zm = 274 (Mpa1/3)

Với β = 280 21’27’’ thì tra bảng 6.12 tài liệu [1] ta được:

w

2.cos

1,56sin(2 )

b H

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 9

Tra bảng 6.14 tài liệu [1] ta có : KHα = 1,13

2 0

H w w Hv

v b d K

Với [H2] = 504,55 Mpa > H2= 471,5 Mpa

Vậy răng đã thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiện răng về độ bền uốn

v b d K

T K  K 

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1]

Z Z

v

Z Z



Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được : YF3 = 3,8 ; YF4 = 3,6

 Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :

3 3

3

82,63,8

F F F

F

Y

Mpa Y

1

qt

T K

Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

3.2.8 Thông số bộ truyền :

3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng hai cấp:

a Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 2) chiều cao răng h2 (h2=2,25m) của bánh răng

2 (nhưng ít nhất 10mm)

b Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax-hmin=10 15mm

c Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (da4/6)Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau:

c.4 K iểm tra điều kiện chạm trục:

 Đường kính đoạn trục động cơ d đc 32mm

- Chọn nối vòng đàn hối để nối trục

- Chọn theo điều kiện: {T t ≤ T kn cp

d t ≤ d kn cp Trong đó

dt : đường kính trục cần nối (mm)

dt = dđc = 32 mm

Tt = k.T là moment xoắn tính toán, với:

k là hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy

Theo bảng 16.1 tài liệu [2], chọn k =1,5

T là moment xoắn danh nghĩa trên trục T = Tđc = 28817 Nmm

 T t = k.T = 1,5.28817 = 43225 Nmm = 43,225 NmTra bảng 16.10a [2, trang 68], thỏa điều kiện

l1 = 20mml2=10mml3= 15mm

Với Ft= 2T/D0= 2.28817 /71 =811,7 N

4.4 Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi

4.5 Tính sơ bộ trục

4.5.1 Chọn vật liệu chế tạo trục và tính sơ bộ đường kính trục

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền

σb= 600 Mpa ; và giới hạn chảy σch=340 Mpa .

Ứng suất xoắn cho phép     15 30 Mpa

Đường kính sơ bộ của các trục

Vẽ tách sơ đồ, đặt chiều quay và lực tác dụng

1212, 7 ( )48,3

1

33 31'47"

1607,3cos 28 21'27 ''

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

 Xác định chiều rộng sơ bộ các ổ lăn :

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1], chiều rộng ổ lăn lần lượt như

sau:

bo1 = 17 mm; bo2 = 19 mm; bo3 = 23 mm;botb = (17 + 19 + 23)/3 = 20 mm

 Chiều dài mayơ của đĩa xích : lm34 = (1,2 1,5).40 = 48 60 chọn lm34 = 50 mm

 Chiều dài mayơ của các bánh răng trụ:

Theo công thức 10.10 tài liệu [1], ta được:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I

Theo công thức 10.13 tài liệu [1], ta được:

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:

lm12 = (1,4…2,5)d1 = 35…62,5 mm Chọn lm12 = 45 mm

 Trị số các khoảng cách khác:

Tra bảng 10.3 tài liệu [1], ta được:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15

 Chiều dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay)

Theo phương ox TI = 29,287 Nm

tra bảng 16.10 tài liệu [2] ta có: Dt = 63

12

2.29267 (0, 2 0,3) 185,8 278,7

11

220,7213

y y

12 12 13 13 11

11

605, 4213

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

chọn đường kính các doạn trục theo các tiêu chuẩn:

Đối với bánh răng bị dẫn 3:

Ft1 = 1212,7 N = Fx23Fr1 = 441,4 N = Fy23

Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phẳng yoz

Xét phương trình mômen tại 0:

∑ MO( Fyk)=0⇔ Fy22.l22− Fy 23.l23+ Fy 24.l24− Fy 21.l21= 0

22 22 23 23 24 24 21

21

1607,3.48 441, 4.106,5 1607,3.165

1386,6 213

2134,5.48 1212,7.106,5 2134,5.165

2740,85 213

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

M j = √ M 2 yj + M xj 2

M20 = M21 = 0M22 = M24 = 164814,2 NmmM23 = 188092,2 NmmMômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

Mtđj= √ M2yj+ M2xj+0,75.T2j

Mtđ20 = Mtđ21 = 0Mtđ22 = Mtđ24 = 195242,1 NmmMtđ23 = 215233,7 Nmm

Tính đường kính trục với bảng 10.5 tài liệu [1] với đường kính sơ bộ d2 =

30 mm ta chọn [ σ ] =63 Mpa

d22 = d24 = 30 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng)

d23 = 35 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng thẳng)

Xét phương trình mômen tại O:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

-II 25 25 30 35 30

4.6. Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:

Thép C45 tôi thường hóa có: σb = 600 Mpa

σ−1=0,436.σb=0,436.600=261,6 Mpa

τ=0,58.σ−1=0,58.261,6=151,73 Mpa

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]: ψσ= 0 , 05; ψτ=0

4.6.1 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Sj= Sσj Sτj

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sσj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức 10.20 tài

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do

đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

σmj=0 ; σaj= σmax j= Mj

Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do đó theo công thức 10.23 tài liệu [1]:

τmj= τaj= τmax j

Tj

2 Woj

4.6.2 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần

được kiểm tra về độ bền mỏi:

Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng

Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng

Trục III: tiết diện lắp bánh răng và tiết diện 31 lắp ổ trượt

4.6.3 Chọn lắp ghép:

Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo

kiểu k6 kết hợp lắp then

Kích thước then bằng, trị số mômen cản uốn và mômen xoắn ứng với các tiết

diện như sau: (kích thước của then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn và mômen

xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1])

4.6.4 Xác định hệ số Kσ aj và Kτ aj đối với các tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]: