đồ án chi tiết máy

PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI….5 PHẦN III: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÂP CHẬM….19 PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN.. ứng

MỤC LỤC PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN.

I CHỌN ĐỘNG CƠ

II PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI….5

PHẦN III: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH….9

II BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÂP CHẬM….19

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

I CHỌN VẬT LIỆU…29

II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC….29

III KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN MỎI CỦA TRỤC VÀ CHỌN THEN….42

PHẦN V: CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

I CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC I….48

II CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC II….50

III CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC III…52

IV NỐI TRỤC ĐÀN HỒI…54

PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP, THÂN MÁY VÀ MỘT SỐ CHI TIẾT PHỤ

I Thiết kế vỏ hộp giảm tốc…56

II Một số chi tiết khác …57

III Bảng dung sai…60

TÀI TIỆU THAM KHẢO

Phần I: Chọn động cơ và phân bố tỷ số truyền.

+ η đ = 0,95 ; hiệu suất của bộ truyền đai

+ η br = 0,96 ; hiêu suất của bộ truyền bánh răng trụ

+ η kn = 0,99 ; hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi

+ η ol = 0,99 ; hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

Vậy công suất cần thiết là Pct = 6,34 kW

4 Số vòng quay của trục xích tải:

nlv = 60000 v z p = 60000 x 1,25 11 x 110 = 62 vòng/phút

5 Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống:

Trong đó:

Theo bảng 2.4 TL[1] ta có: uđ = 3 và ubr = 8

6 Số vòng quay sơ bộ của trục động cơ:

- Động cơ loại 4A132S4Y3

- Có số vòng quay đồng bộ là 1455 vòng/phút

Kiểu động cơ Công suất

kW

Vận tốc quayvg/ph

II Phân bố tỷ số truyền

1 Tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động:

ut = n n đc

lv = 145562 = 23,46

Mà ut = uđ.uh

uđ : tỉ số truyền của đai

uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn: uđ = 3 -> uh = u u t

đ = 23,463 = 7,82

uh = u1.u2 ( u1, u2 là tỉ số truyền cấp nhanh , cấp chậm)

theo bảng 3.1 TL[1] , hộp giảm tốc khai triển ta chọn u1 = 3,30 và u2 = 2,42III Các đặc tính:

1 Công suất trên các trục:

PIV = P η tđ

kn = 0,995,2 = 5,25 kW

PIII = η P IV

br n ol = 0,96 x 0,995,25 = 5,52 kWPII = η P III

1 = 4853,3 = 147 vòng/phútnIII = n u II

2 = 2,42147 = 60,74 vòng/phútnIV = u n I

II = 9,55.106.1475,8 = 376802,72 NmmTIII = 9,55.106.P n III

III = 9,55.106.60,745,52 = 867895,95 NmmTIV = 9,55.106.P n IV

IV = 9,55.106.60,745,25 = 825444,51 Nmm

Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV

Phần II: Tính toán bộ truyền đai

+ công suất bộ truyền P1 = 7,5 kW

Kích thước tiết diện,

mm

Diện tíchtiết diện

A, mm2

Đường kínhbánh đai nhỏd1, mm

Chiều dàigiới hạn l,mm

Vận tốc của đai nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax = 25 m/s

4 Tính đường kính bánh đai lớn:

Giả sử ta chọn hệ số trượt ε = 0,02 d2 = d1.u.(1- ε) = 180.3.(1 - 0,02) = 529,2 mmtheo tiêu chuẩn bảng 4.21 TL[1] ta chọn d2 =500 mmVậy tỉ số truyền thực tế :

ut = d d2

1.(1−ε ) = 180.(1−0,02)500 = 2,83 Sai số so với giá trị chọn trước :

P1 = 6,16 kW ; công suất trên trục bánh đai chủ động.

[P0] = 3,995 ; công suất cho phép, bảng 4.19 TL[1], với v = 13,71m/s, d1 = 180mm

Cu = 1,14 ; Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, bảng 4.17

Cz = 1; hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân không đều tải trọngcho các dây đai với P1/[P0] = 7,5/3,995 ≈ 1,87, bảng 4.18

Vậy :

z = 3,995.0,89.1 1,14 16,16.1,25 = 1,89

Ta chọn z = 2, vẫn thõa điều kiện z ≤ 6

b Chiều rộng bánh đai B: theo (4.17) và bảng 4.21 TL[1]

Fv = qm.v2 = 0,178.13,71 2 = 33,45N ; lực căng do lực li tâm sinh ra (định kì điều chỉnh lực căng), với qm = 0,178 kg/m; khối lượng một m chiều dài đai, bảng 4.22 TL[1]

Hệ số ma sát nhỏ nhất của bộ truyền đai không bị trượt trơn là:

Giả sử góc biến dạng cuả bánh đai γ = 38°

f = f’.sinγ2 = 0,33.sin38°2 = 0,107

10.Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

11.Tuổi thọ của đai:

- σ r=9Mpa ; là giới hạng mỏi của đai thang

- m=8 (đai thang) chỉ số mũ của đường cong mỏi

- i = v/L = 13,712,24 = 6,12(1/s); số vòng chạy của đai trong 1 giây

Hệ số ma sát tương đương f 0,107

ứng suất lớn nhất trong đai σ max MPa 6,49

Phần III: Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng

I Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

1 Chọn vật liệu thiết kế theo bảng 6.1 TL[1]

Loại

bánh

răng

Nhãnhiệuthép

Nhiệt luyện Kích

thước S(mm),khônglớn hơn

bền σ b,MPa

Giớihạnchảy

σ ch,MPaBánh

KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thức bánh răng

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

Ys : hệ số xét đến kích thướ ảnh hưởng đến độ bền uốn

Khi tính toán thiết kế sơ bộ ta lấy :

Z R Z V K xH = 1

Y R .Y S K xF = 1Vậy ta có:

Flim = 1,8HB : ứng suất uốn cho phép

SH = 1,1; SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

N FO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N HE; N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo phụ lục 5.2 đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn HB1 = 285, đối với bánh

bị dân ta chọn độ rắn HB2 = 228, vật liệu có khả năng chạy tốt

Hlim2 K HL2

S H = 5261,1 = 478,18 MPaỨng suất uốn cho phép:

[σ F 1] = σ

0

Flim 1 K FC K FL1

Vậy thõa mãn điều kiện và [σ H] = 530MPa

3 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

T1 = 121294,84 Nmm : moment xoắn trên trục bánh dẫn

[σ H] = 530MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép

a w =43.(3,3 ± 1)√3 121294,84.1,120,4.(530) 2 3,3 = 132 mm

Chọn theo tiêu chuẩn : a w = 160mm

c Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là:

σ H = z M.z H z ε√ ❑Trong đó:

z M= 274 MPa1/3 :tra bảng 6.5; hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

z H hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc z H = √ ❑

β b: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: tanβ b =cosα t.tanβ

Với α t = α tw = arctan(tanα cosβ)= arctan(cos12° 26 ' tan20 ° ) = 20° 26’ = 20,44

K Hv : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp;

Ta có : K Hv = 1 + 2.T v H .b w d w 1

1 K Hβ K Hα

Với v H = δ H.g0.v√ ❑

δ H = 0,002: tra bảng 6.8; hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

g0 = 73 : tra bảng 6.10 ;hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh dẫn và

Z R = 0,95: hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc, khi cấp chính xác động học

là 9 thì chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 , cần gia công đạt độ nhám R = 2,5…1,25μm

K xH = 1 :hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng da <700mm

⇨ [σ H]cx = [σ H]sb.K xH.Z R Z v = 530.1.0,95.1 = 503,5 MPa

Vậy σ H < [σ H]cx do đó khoảng cách trục a w = 160mm thõa

Vậy điều kiện thõa mãn

d Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn và ứng suất sinh ra không vượt qua giá trị cho cho phép, độ:

T1 = 121294,84 : moment xoắn trên bánh chủ động

Y β = 1 - 140β = 1- 12,43140 = 0,91 : hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng

Y F 1, Y F 2 :hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng;

Vậy điều kiện đảm bảo độ bề uốn cho phép.

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải là Kqt = Kbd = 1,32

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp mặt thì ứng suất cực đai không vượt quá giới hạn cho phép

σ H max= σ H.√ ❑ = 393.√ ❑ = 451,52MPa < 1260 MPa

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng, ứng suất uốn đạt cực đại tsaij mặt chân răng không vượt quá giới hạn cho phép

σ F 1 max = σ F 1.K qt= 75,65.1,32 = 99,86MPa < 464MPa

σ F 2 max = σ F 2.K qt= 71,67.1,32 = 94,6MPa < 360MPa

Vậy thõa mãn điều kiện

f Các thông số cơ bản bộ truyền:

6 Vận tốc vòng bánh răng:

v = π d1 n1

60000 = π 74,24 48560000 = 1,88 m/stheo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác là 9 , với vận tốc giới hạn là v gh = 6m/s

7 Tính các giá trị của lực:

- Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 2T1

d1 = 2.121294,8474,24 = 3267,64 N

- Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 = F t 1 tanα

cosβ = 3267,64 tan20 ° cos12 °26 ' = 1217,89 N

- Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 3267,64.tan(12°26’) = 720,43NBảng thông số: bánh răng cấp nhanh

Số răng bánh răng z1= 29; z2 = 96Đường kính vòng chia d mm d1=74,24; d2=245,76Đường kính đỉnh răng da mm da1=79,24; da2=250,76Đường kính vòng đáy răng df mm df1=67,99; df2=239,51Chiều rộng vành răng b mm b1=70 ; b2 = 64

Nhiệtluyện

Kích thước S(mm), khônglớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bền σ b,MPa

Giới hạnchảy σ ch,MPaBánh

KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thức bánh răng.

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

Ys : hệ số xét đến kích thướ ảnh hưởng đến độ bền uốn

Khi tính toán thiết kế sơ bộ ta lấy :

Z R Z V K xH = 1

Y R .Y S K xF = 1Vậy ta có:

Hlim = 2HB + 70 :ứng suất tiếp xúc cho phép

σ0Flim = 1,8HB : ứng suất uốn cho phép

SH = 1,1; SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

N HO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N HO = 30H2,4HB

( HHB : độ rắn brinen)

N FO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N HE; N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo phụ lục 5.2 đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn HB1 = 285, đối với bánh

bị dân ta chọn độ rắn HB2 = 228, vật liệu có khả năng chạy tốt

Hlim2 K HL2

S H = 5261,1 = 478,18 MPaỨng suất uốn cho phép:

Vậy thõa mãn điều kiện và [σ H] = 530MPa

3 Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w = K a (u ± 1)√3 T2 K Hβ

Ψ ba .[σ H]2 u

Theo bảng 6.5 ta chọn K a = 43 MPa1/3 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu (thép răng nghiên)

Theo bảng 6.6 ta có Ψ ba = 0,4

Hệ số: Ψ bd = 0,5.Ψ ba.(u+1) = 0,5.0,4.(2,42+1)

Ψ bd = 0,684Dựa vào bảng 6.7 ta chọn được K Hβ = 1,07

T2 = 376802,72 Nmm : moment xoắn trên trục bánh dẫn

[σ H] = 530MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép

um = z z2

1 = 9238 = 2,42

c Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là:

σ H = z M.z H z ε√ ❑Trong đó:

z M= 274 MPa1/3 :tra bảng 6.5; hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

z H hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc z H = √ ❑

β b: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: tanβ b =cosα t.tanβ

Với α t = α tw = arctan(tanα cosβ)= arctan(cos12° 50 ' tan 20 ° ) = 20° 28’ = 20,47

v = π d60000w 1 n2

Đường kính vòng lăn bánh dẫn (bánh nhỏ):

δ H = 0,002: tra bảng 6.8; hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

g0 = 73 : tra bảng 6.10 ;hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng bánh dẫn và

Z v= 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ( v<5m/s)

Z R = 0,95: hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc, khi cấp chính xác động học

là 9 thì chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 , cần gia công đạt độ nhám R = 2,5…1,25μm

K xH = 1 :hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng da <700mm

⇨ [σ H]cx = [σ H]sb.K xH.Z R Z v = 530.1.0,95.1 = 503,5 MPa

⇨ σ H=392,57 < [σ H] = 503,5 MPa

Vậy điều kiện thõa mãn

d Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn và ứng suất sinh ra không vượt qua giá trị cho cho phép, độ:

T2 = 376802,72 : moment xoắn trên bánh trục II

Y β = 1 - 140β = 1- 12,84140 = 0,908 : hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng

Y F 1, Y F 2 :hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng và

Vậy điều kiện đảm bảo độ bề uốn cho phép.

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải là Kqt = Kbd = 1,32

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp mặt thì ứng suất cực đai không vượt quá giới hạn cho phép

σ H max= σ H.√ ❑ = 392,57.√ ❑ = 451,03MPa < 1260 MPa

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng, ứng

σ F 1 max = σ F 1.K qt= 86,32.1,32 = 113,94MPa < 464MPa

σ F 2 max = σ F 2.K qt= 83,98.1,32 = 110,85MPa < 360MPa

Vậy thõa mãn điều kiện

f Các thông số cơ bản bộ truyền:

100mm

6 Vận tốc vòng bánh răng:

v = π d1 n2

60000 = π 116.92 14760000 = 0,89m/stheo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác là 9 , với vận tốc giới hạn là v gh = 6m/s

7 Tính các giá trị của lực:

- Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 2T2

d1 = 2.376802,72116,92 = 6445,48 N

- Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 = F t 1 tanα

cosβ = 6445,48 tan20 ° cos12 °50 ' = 2406,07N

- Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 6445,48.tan(12°50’) = 1468,32N

Vận tốc vòng bánh răng v m/s v = 0,89 m/s

Lực hướng tâm Fr N Fr2 = Fr1 = 2406,07N

Phần IV: Thiết kế trục và chọn then:

I Chọn vật liệu:

Vì trục chịu tải trọng lớn và momen xoắn nên chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện ;

σ b = 750 Nmm ; σ ch = 450 Nmm Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 30 MPa; tùy theo trục vào trục ra mà chọn ứng suất xoắn phù hợp

Theo tiêu chuẩn chọn d1 =35 mm

▪ Trục II: [τ]2 = 25 MPa (trục trung gian)

Theo tiêu chuẩn chọn d1 =45 mm

▪ Trục III: [τ]3 = 30 MPa (trục vào)

d3≥√3 T3

0,2.[τ]3=

3

√867895,950,2.30 =52,49 mm

Theo tiêu chuẩn chọn d3 =55 mm

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

Từ đường kính d vừa tìm được ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theobảng 10.2:

+ k2 = 10 ; khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp.+ k3 = 16 ; khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.

+ hn = 18 ; chiều cao nắp ổ và đầu bulông

❖ Khoảng công xôn trên trục 1 và trục 3:

l23=l22+ 0,5(l m 22+l m 23)+k1

= 62 + 0,5( 55 + 65) +12 = 134 mm

l21=l m 22+l m 23+3 k1+2 k2+b02

= 55 + 65 + 3.12 + 2.10 + 25 = 201 mm

cosβ = 3259,74 tan20 ° 26 ' cos12 °26 ' = 1243,61NFa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 3259,74.tan12o26’ = 718,69N

- Xác định phản lực tại các gối đỡ trên trục I:

Giả sử chiều của các lực tại gối đỡ như hình vẽ :

Phương trình cân bằng mômen:

⇨ Tiết diện nguy hiểm nhất tại C

- Đường kính trục tại các tiết diện trên trục:

Vì tại C có lắp bánh răng nên d C tăng thêm 5% , d C ≥34,104 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d C=35 mm

+ Đường kính trục tại A, B:

w1 = 2.121294,8474,42 = 3259,74 NFr2 =Fr1 = F t 1 tan α tw

cosβ = 3259,74 tan20 ° 26 ' cos12 °26 ' = 1243,61NFa2 = Fa1 = Ft1.tanβ = 3259,74.tan12o26’ = 718,69N

T2=376802,72 Nmm

- Xác định phản lực tại các gối đỡ trên trục II:

Giả sử chiều của các lực tại gối đỡ như hình vẽ :

⇨ Tiết diện nguy hiểm nhất tại C

- Đường kính trục tại các tiết diện trên trục:

d ≥√3 M tđ

0,1.[τ]

[σ] = 65 MPa ; ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.

+ Đường kính trục tại C:

d C ≥√3 M tđ C

0,1.[τ]= 3

√493981,870,1.65 = 42,35 mm

Vì tại C có lắp bánh răng nên d C tăng thêm 5% , d C ≥ 44,4675 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d C=45 mm

+ Đường kính trục tại D:

d D ≥√3 M tđ D

0,1.[τ]= 3

√433961,680,1.65 = 40,56 mm

Vì tại C có lắp bánh răng nên d D tăng thêm 5% , d C ≥ 42,588 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d D=45 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d A=d B=40 mm

- Phác thảo sơ đồ trục II:

❖ Trục III:

- Xác định phản lực tại các gối đỡ trên trục III:

Giả sử chiều của các lực tại gối đỡ như hình vẽ :

***

⇨ Tiết diện nguy hiểm nhất tại D

- Đường kính trục tại các tiết diện trên trục:

Vì tại D có lắp bánh răng nên d D tăng thêm 5% , d D ≥52,269 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d D=55 mm

+ Đường kính trục tại C:

d C ≥√3 M tđ C

0,1.[τ]= √3 751619,940,1.65 = 48,71 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d C=50 mm

⇨ Theo tiêu chuẩn, lấy d A=d B=50 mm

- Phác thảo sơ đồ trục III:

III Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục và chọn then:

Kết cấu trục được thiết kế để đảm bảo độ bề mỏi khi hệ số an toàn thõa mãn điều kiện sau tại các tiết diện nguy hiểm:

mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

phương pháp tăng độ bền bề mặt, cơ tính vật liệu

ε σ , ε τ: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 ta được :

Trục I: ε σ=0,88 , ετ=0,81

Trục II: ε σ=0,85 , ετ=0,78

Trục III: ε σ=0,81 , ετ=0,76

K σ

ε σ ,

K τ

ε τ trị số đối với bề mặt trục lắp có độ dôi, tra bảng 10.11

K σ , K τ: hệ số tập trung ứng suất thực khi uốn và khi xoắn, giá trị thì phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất, tại bề mặt trục lắp có

độ dôi, tra bảng 10.12

❒ Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I:

Trên trục I tại chổ lắp bánh răng có đường kính d = 35 mm, ta chọn then theo bảng 9.1a

Đường kính

trục d (mm)

Kích thướctiết diện then

Chiều sâu rãnhthen

Bán kính góc lượncủa rảnh then

¿30 38

t1

Trên lỗt2

Nhỏnhất