Đồ án nguyên lí chi tiết máy đại học SPKT TP HCM Đề 01

Tính toán thiết kế các bộ truyền  Tính toán các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc HGT  Tính toán các bộ truyền trong HGT 3.. MỤC LỤC Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền III.Xác

Sinh viên thực hiện : Trần Viết Thanh MSSV: 16146486

Giáo viên hướng dẫn : Đỗ Văn Hiến Ký tên:

Một năm làm việc 300 ngày, một ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ

Sai số cho phép về tỉ số truyền Δu = (2÷3)%

II YÊU CẦU

1 Một bản thuyết minh tính toán

ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

(Đề số: 01 Phương án: 16 )

Trường ĐHSPKT TP HCM

Khoa : Cơ khí Chế tạo máy

Bộ môn : Cơ sở Thiết kế máy

2 Một bản vẽ lắp khổ giấy A 0 (1 bản vẽ chì trên giấy kẽ ly – hình chiếu đứng, hình cắt bằng HGT + 1 bản vẽ lắp hoàn chỉnh-CAD)

III NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

2 Tính toán thiết kế các bộ truyền

 Tính toán các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (HGT)

 Tính toán các bộ truyền trong HGT

3 Thiết kế trục và then

4 Tính toán và chọn ổ lăn

5 Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn các chi tiết phụ

6 Tính toán bôi trơn và lập bảng dung sai lắp ráp

IV TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN

02 - Nhận đề đồ án môn học

- Phổ biến nội dung, yêu cầu ĐAMH

03 - Tìm hiểu hệ thống truyền động trong cơ khí

- Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

04

- Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài HGT

(1 trong 2 bộ truyền sau)

- Hoàn thiện tài liệu thuyết minh

14 - Hoàn thiện yêu cầu ĐAMH

15 - Nộp cho GVHD

- GVHD chấm điểm hướng dẫn

16 - Bảo vệ ĐAMH

MỤC LỤC

Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

III.Xác định công suất momen và số vòng quay trong các trục 5

Phần 2: Bộ truyền đai và bộ truyền bánh răng

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I Chọn động cơ

Gọi Pt : công suất trên trục máy công tác

η : hiệu suất chung

Pct : công suất làm việc ( công suất cần thiết trên trục động cơ)

đ 2 4



Tra bảng

d=0.96 : hiệu suất bộ truyền đai

br=0.98 : hiệu suất của bộ truyền bánh răng ô=0.99 : hiệu suất một cặp ổ lăn

kn=1 : hiệu suất của khớp nối



 0,96 0,982 1.0,994 1= 0,89

 5 , 1

89 , 0

55 , 4

Số vòng quay sơ bộ: nsb = usb.nlv = 46,43.15.2,2 = 1532 (vg/ph)

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

Tra bảng ( P1.3) ta chọn động cơ có ký hiệu công suất động cơ 4A112M4Y3 có Pdc=5,5

kw số vòng quay của động cơ 1425 ( vòng /phút) và hiệu suất 85,5%

II Phân phối tỉ số truyền

Tính tỉ số truyền thực:

7,304,46



u u u

u

đ

t ch nh hgt

u

Ta có unh(1,21,3)uch

2 , 1

35 , 15 2

, 1 2

, 1

u u u

u

57,3

35,

ch

hgt nh

- Số vòng quay trên trục 3: n3 = 𝑛2

𝑢23 =165,7

3,57 = 46,4 (vòng/phút)

* Công suất trên các trục

- Công suất trên trục 3: P3 = 𝑃𝑙𝑣

55 ,



n

pđc

ct đc

5,712

87,410.55,910

.55,

1

1 6

73,410.55,910

.55,

2

2 6

59 , 4 10 55 , 9 10

55 ,

3

3 6

55 , 4 10 55 , 9 10

55 ,



n

plv

lv ct

PHẦN 2

BỘ TRUYỀN ĐAI VÀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Bộ truyền đai

 Số liệu đầu vào

Các thông số làm việc của bộ truyền:

- Công suất trên trục dẫn: P1 = 5,1 (kW)

- Số vòng quay trên trục dẫn: n1 = 1425 (vòng/phút)

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 2

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng tĩnh, dao động nhẹ, va đập

- Đai điều chỉnh được

- Làm việc 2 ca

- Đai được định kỳ điều chỉnh lực căng

 Tính toàn thiết kế bộ truyền đai

1 Chọn tiết diện đai dựa vào P1 và n1

Tra bảng 4.13, chọn loại đai có ký hiệu A

Kích thước tiết diện



Nên chọn loại đai thang thường

Đường kính bánh đai lớn d2

4,274)02,01(140.2)1.(

1

2 u d    

Với ε : hệ số trượt  0,010,02 chọn ε = 0,02

Mà d2 lấy theo tiêu chuẩn bảng 4.21 => chọn d2 = 280 mm

Kiểm tra tỉ số truyền

0 





u

Vậy đường kính bánh đai nhỏ d1 = 140 mm và bánh đai lớn d2 = 280 mm

3 Xác định khoảng cách trục asb và chiều dài đai L

- Xác định sơ bộ khoảng cách trục dựa vào tỉ số truyền

Theo bảng 4.14 chọn a/d2 = 1,2 , suy ra a = 1,2d2 = 1,2.280 = 336 mm

- Kiểm tra asb cần thỏa điều kiện sau:

d d a

h d d

239 ≤ asb ≤ 840

- Tính chiều dài đai theo asb

sb sb

a

d d d

d a

l

4

)(

2

)(

2

2 1 2 2

.4

)140280(2

)280140(14,3336

1320

10.58,10

0 0

1 2 0

71 , 322

140 280 180

57



a

d d

1 0

Cα = 0,95 (bảng 4.15) – Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

C1 = 0,95 (bảng 4.16, với l/l0=0,74) – Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

Cu = 1,13 (bảng 4.17, với u=2) – Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

Cz = 0,95 (bảng 4.18, với P1/[P0]=2,55) – hệ số ảnh hưởng phân bố tải trọng cho các dây đai

Tính được 𝑧 = 5,1.1,25

2.0,95.0,95.1,13.0,95= 3,29 Chọn z = 3

6 Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai

95 10 2 15 ) 1 6 ( 2 ) 1

2 0

2

2 d  h   

7 Tính lực tác dụng lên bộ truyền đai

Xác định lực căng ban đầu:

v

đ F Z C V

K P F





F v  m với qm = 0,105kg/m ( bảng 4.22 )

=> F v  0 , 105 10 , 58 2  11 , 75(N)

6,11875,113.95,0.58,10

25,1.1,5.780

27,155sin(

3.6,118.2)2sin(

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Tính toán bộ truyền cấp nhanh

1 Chọn vật liệu

Việc chọn vật liệu phải tuân theo nguyên tắc sau:

- Theo tải trọng làm việc

- Khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo

- Khả năng vật tư cung cấp

- Yêu cầu về khuôn khổ và kích thước

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

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

 

H

HL H

KxH : hệ số ảnh hưởng đến kích thướt bánh rang

Khi tính sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 nên  

H

HL H

7 4

, 2

1  30 245  1 , 6 10

HO

N

7 4

, 2



 

1,1

1.560

H

  530.1481,8 MPa

Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12

2

8,4815092

YR : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lượn chân răng

YS : hệ số ảnh hưởng độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số ảnh hưởng đến kích thướt bánh răng Khi tính sơ bô: YR.YS.KxF = 1 nên [𝜎𝐹] =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 𝐾𝐹𝐿

𝑆 𝐹 𝐾𝐹𝐶Tra bảng 6.2, F0lim 1,8HB ; SF = 1,75

441245.8,18

Với NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và NFO = 4.106

NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

 

75.1

1,1.441

1,1.414

.

1

ba n H

H n

a W

u

K T u

K a

3,4

Vậy lấy aw =140 mm

95,0140

.2

86205,22

Z Z m

Suy ra β = 18,190

+Hệ số trùng khớp dọc: 𝜀𝐵 =𝑏𝑤 𝑆𝑖𝑛𝛽

𝜋.𝑚 =42.𝑠𝑖𝑛18,19

3,14.2,5 = 1,67 ( bW: chiều rộng vành răng bW = Ψba.aW1 = 0,3.140 = 42 mm)

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

m W

m H

w

H M H

u b

u K T d

Z Z Z

.

1

2

b H

a

Z

2 sin

, 0 ) 19 , 18 ( ).

96 , 20 cos(

, 20 2 sin

06 , 17 cos 2





H Z

67,15

,2

19,18sin42sin

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

)

+Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

83 , 52 1 3 , 4

140 2 1

u

a d

+Theo công thức (6.40)

97,11000

.60

5,712.83,52.14.31000.60

Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và V< 2,5 m/s thì KHα = 1,13

+Theo công thức (6.42)

64 , 1 3 , 4

140 97 , 1 73 002 , 0

 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta được H=0,002

go: hệ số ảnh hưởng đến các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 ta được g0

2

83 , 52 42 64 , 1

, 52 3 , 4 42

) 1 3 , 4 ( 29 , 1 65275 2 79 , 0 69 , 1

Nên thỏa điều kiện tiếp xúc

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

+Theo công thức (6.43)

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

2

1

1 1

140 97 , 1 73 006 , 0

5,486.140.3.0

2 2

2

83 , 52 40 92 , 4 1

2

1

w w F FV

K K T

d b

Do đó K F K F.K F.K Fv 1,24.1,37.1,051.78

+Với  1,598 , 0,62

598,1

11

,0

,2.83,52.40

62,0.87,0.8,3.78,1.65275.2

F

4,858

,3

60,3.16,90

1

2 1

F

F F F

Y Y



6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo công thức 6.48: Hmax H. K qt  H max với  max  1

Đường kính đáy răng: df1 = 46,38 mm; df2 = 220,07 mm

II Tính toán bộ truyền cấp chậm

1 Chọn vật liệu

Việc chọn vật liệu phải tuân theo nguyên tắc sau:

- Theo tải trọng làm việc

- Khả năng công nghệ và thiết bị chế tạo

- Khả năng vật tư cung cấp

- Yêu cầu về khuôn khổ và kích thước

Theo bảng 6.1 chọn:

+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 190…240 có σb3 = 750MPa và σch3

= 450MPa

+ Bánh lớn : thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192….228 có σb4 = 700MPa và

σch4 = 400MPa

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

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

 

H

HL H

KxH : hệ số ảnh hưởng đến kích thướt bánh rang

Khi tính sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 nên  

H

HL H

7 4

, 2

3  30 300  2 , 64 10

HO

N

NHE = i i i

t n T

T

60

3 max



 

1,1

1.670

1.570

FS : hệ số an toàn

KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

YR : hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt lượn chân răng

YS : hệ số ảnh hưởng độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số ảnh hưởng đến kích thướt bánh răng Khi tính sơ bô: YR.YS.KxF = 1 nên [𝜎𝐹] =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 𝐾 𝐹𝐿

𝑆𝐹 𝐾𝐹𝐶Tra bảng 6.2, F0lim 1,8HB ; SF = 1,75

540300.8,18

Với NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và NFO = 4.106

NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương



 

75.1

1.540

F

  257

75.1

1.450

2 2 2 2

.

1

ba H

H c

a W

u

K T u

K a

57,3

cos

a

Lấy Z1 = 29

Số răng của bánh lớn

53,10329.57,3 1

98,0170

.2

104295,22

Z Z m

Suy ra β = 11,480

+Hệ số trùng khớp dọc: 𝜀𝐵 =𝑏𝑤 𝑆𝑖𝑛𝛽

𝜋.𝑚 =77,2.𝑠𝑖𝑛11,48

3,14.2,5 = 1,95 ( bW: chiều rộng vành răng bW = Ψba.aW2 = 0,4.170 = 68 mm)

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

m W

m H

w

H M H

u b

u K T d

Z Z Z

.

1

2

a

Z

2 sin

, 0 ) 48 , 11 ( ).

37 , 20 cos(

+Do đó  

735 , 1 ) 37 , 20 2 sin(

76 , 10 cos



H Z

96,15

,2

48,11sin2,77sin

11

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

)

+Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

4 , 74 1 57 , 3

170 2 1

.60

7,165.4,74.14.31000.60

Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và V< 2,5 m/s thì KHα = 1,13

+Theo công thức (6.42)

64 , 0 57 , 3

170 64 , 0 73 002 , 0

 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta được H=0,002

go: hệ số ảnh hưởng đến các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 ta được g0

= 73

+Theo công thức (6.41)

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻 𝑏𝑤𝑑𝑤1

2.𝑇 1 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝛼

005 , 1 13 , 1 07 , 1 272610

2

4 , 74 68 64 , 0

, 3 68

) 1 57 , 3 ( 21 , 1 272610

2 4 , 74 / 76 , 0 735 , 1

Nên thỏa điều kiện tiếp xúc

b Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

+Theo công thức (6.43)

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

2

1

1 1

170 64 , 0 73 006 , 0

541.170.4.0

2 2

009 , 1 37 , 1 16 , 1 272610

2

4 , 74 62 73 , 1 1

2

1

w w F FV

K K T

d b

Do đó K F K F.K F.K Fv 1,16.1,37.1,0091.6

+Với  1,72 , 0,58

72,1

,0

,2.4,74.62

58,0.93,0.7,3.6,1.272610

,3

60,3.97,150

1

2 1

F

F F F

Y Y

d Các thông số và kích thước bộ truyền

PHẦN III THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

I Chọn khớp nối

Thông số đầu vào: T=T3=944709 N.mm

a Chọn khớp nối

- Chọn nối vòng đàn hồi để nối trục

- Chọn theo điều kiện

{𝑇𝑡 < 𝑇𝑘𝑛

𝑐𝑝

𝑑𝑡 < 𝑑𝑘𝑛𝑐𝑝Trong đó:

+dt : đường kính trục cần nối(mm) – dt =

 

3 33

2 ,

0 

T

d sb  = 54 (mm)

+Tt = k.T là momen xoắn tính toán

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

tra bảng (16.1, tài liệu 2) chọn k= 1,5

T là momen xoắn danh nghĩa trên trục – T=T3 =944709 (N.mm) Suy ra Tt = k.T= 1,5.944709=1417063 (N.mm) = 1417 (N.m)

Tra bảng 16.10a, thỏa điều kiện

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

σd = 2kT

Z D0 dc l3 =

2.1,5.9447098.200.18.36 = 2,73 𝑀𝑝𝑎 < [𝜎𝑑] = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎 Nên thỏa mãn điều kiện

- Kiểm nghiệm độ bền chốt:

𝜎𝑢 = 𝑘 𝑇 𝑙00,1 𝑑𝑐3 𝐷0 𝑍≤ [𝜎𝑢] Trong đó, [𝜎𝑢]- Ứng suất cho phép của chốt, ta lấy [𝜎𝑢] = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎

d Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi:

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền được 𝑇𝑘𝑛𝑐𝑝 2000(N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 𝑑𝑘𝑛𝑐𝑝 63(mm)

II Tính sơ bộ trục

2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục và chọn sơ bộ đường kính trục

- Chọn vật liệu chế tạo trục: Dựa vào đặc điểm va tải trọng tác dụng lên các trục ta chọn thép C45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép   15 30 MPa

K K

2.3 Khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

*Chiều rộng sơ bộ các ổ lăn

5540303

3 2

,

 d

56 40 4 , 1 4

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa

các chi tiết quay là K1 = 10 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp giảm tốc là

K2 = 10mm

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ là K3 = 10 mm

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 15 mm

*Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các mặt thứ i trên trục

23 22 31

21

11 l l l l  K  K b      

  0,5(56 23) 10 10 59,5

5,

22 32

  185 15 10 0,5110 29 2655

31 33

d Fa

2

83,52.8122

*Vẽ biểu đồ nội lực

1.2 Momen tương đương tại các tiết diện

Theo công thức (10.15) và (10.16) ta có

xj yi

75 , 0 5 ,

B

) ( 136056 65275

75 , 0 06 , 99738 95

,

mm N C

1.3 Đường kính tại các tiết diện tương ứng

Theo công thức (10.17): 3  

1

dA = 22 mm

dC = 28 mm

1.4 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi tại các vị trí mặt cắt nguy hiểm nhất

a> Với vật liệu trục là thép C45 có σb = 600 MPa

và 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6 MPa

10,58.10,58.261,6151,7 MPa

Theo bảng 10.7 chọn Ψ𝜎 = 0,05 𝑣à Ψ𝜏 = 0

b> Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó mj  0

Tiết diện nguy hiểm nhất tại C với dC = 28 mm

C

C C

C

C C aC

d

t d bt d W

M

2 1 1

3

2 2

max

32

06,9973895

,73266

06,9973895

,73266

2 3

2 2

28

65275

2 3

j

d

t d t b d W

2 1 1

3 0

.16

Theo công thức (10.25) và (10.26)

y

x dC

K

K K



x

K và Ky  1 , 5

88,0





 và   0 , 81

76 , 1





K và K 1,54

37,15

,1

106,188,0

76,1

,1

106,181,0

54,1

6,261

7 , 151

3 , 12 94 , 1

.

2 2

C C C

S S

S S S









Vậy SC    S   1 , 5  2 , 5  như vậy không cần kiểm tra độ cứng của trục

1.5 Kiểm nghiệm độ bền của then

* Với đường kính trục 1 là d1 = 28 mm để lắp bánh răng

Theo bảng 9.1a chọn then có : b = 8 ; h = 7

65275 2

2

1 1 1

T d

65275 2

2

1 1







b l d

T C

* với đường kính trục 1 là dD = 22 mm để lắp bánh đai

Tra bảng 9.1a chon then có : : b = 8 ; h = 7

65275 2

2

1 1 1

T d

*Vẽ biểu đồ nội lực:

2.2 Momen tương tại các tiết diện

Theo công thức (10.15) và (10.16) ta có

xj yi

M  2  2

2 2

75 ,

M tđ tđ

) ( 341994 272610

75 , 0 4 , 239975 565

,

mm N B

) ( 428539 272610

75 , 0 6 , 343080 385

,

mm N C

2.3 Đường kính tại các tiết diện tương ứng

Theo công thức (10.17): 3  

1

và 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6 MPa

10,58.10,58.261,6151,7 MPa

Theo bảng 10.7 chọn Ψ𝜎 = 0,05 𝑣à Ψ𝜏 = 0

Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó mj  0

Tiết diện nguy hiểm nhất tại C với dC = 45 mm

C

C C

C C

C C aC

d

t d bt d

M W

M

2 1 1

3 max

6,343080385

,101015

2 3

2 2

45

272610

2 3

j

d

t d t b d W

2 1 1

3 0

.16

x dC

K

K K



x

K và Ky  1 , 5

85 , 0





 và   0 , 78

76 , 1





K và K 1,54

42 , 1 5

, 1

1 06 , 1 85 , 0

76 , 1

, 1

1 06 , 1 78 , 0

54 , 1

6 , 261

7 , 151

, 3

4 , 12 2 , 3

.

2 2

S S

Vậy SC    S   1 , 5  2 , 5  như vậy không cần kiểm tra độ cứng của trục

2.5 Kiểm nghiệm độ bền của then

* Với đường kính trục là d2 = 45 mm để lắp bánh răng

Theo bảng 9.1a chọn then có : b = 14 ; h = 9

272610

2

2

1 2 2

T d

272610

2

2

2 2







b l d

T C

*Vẽ biểu đồ nội lực

3.1.2 Momen tương đương tại các tiết diện

Theo công thức (10.15) và (10.16) ta có

xj yi

M  2  2

2 2

75 ,

M tđ tđ

) ( 926732 944709

75 , 0 9 , 398311 66

75 , 0 1 ,

dD = 50 mm

3.3 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi tại các vị trí mặt cắt nguy hiểm nhất

Với vật liệu trục là thép C45 có σb = 600 MPa

và 1  0 , 436 b  0 , 436 600  261 , 6 MPa

10,58.10,58.261,6151,7 MPa

Theo bảng 10.7 chọn Ψ𝜎 = 0,05 𝑣à Ψ𝜏 = 0

Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó mj  0

Tiết diện nguy hiểm nhất tại B với dB = 65 mm

B

B C

B B

B B aB

d

t d bt d

M W

M

232

2 1 1

3 max

5,7655,7.206532

9,39831166

,175564

2 3

2 2

5,7655,7.2016

65

944709

2 3

j

d

t d t b d W

2 1 1

3 0

.16





( theo bảng 10.6)