Đồ án chi tiết máy bánh răng trụ răng nghiêng thuyết minh + bản vẽ

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy...từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.

KHOA CƠ KHÍ

= = =  = = =

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP

LOẠI HỘP: HỘP GIẢM TỐC RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Thị Thu Hường

SV thực hiện : Khổng Công Khanh

Lớp : 20211ME6021009

Hà Nội - 2021

LỜI NÓI ĐẦU 5

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 10

1.1 Tính chọn động cơ 10

1.1.1 công suất tính toán: 10

1.1.2 tính công suất yêu cầu của động cơ: 10

1.2 chọn động cơ 10

1.3 phân phối tỉ số truyền 11

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 13

2.1 Chọn loại đai 13

2.2 Xác định các thông số bộ truyền 13

2.3 Khoảng cách trục và chiều dài đai 13

2.4 Xác định tiết diện đai 14

2.5 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 15

CHƯƠNG III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 16

3.1 Chọn vật liệu 16

3.2 Xác định ứng suất cho phép 16

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép 16

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép 18

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải 19

3.3 Tính bộ truyền 19

3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 19

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp 20

3.4 Tính kiểm nghiệm 21

3.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 24

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 27

4.1 Chọn vật liệu 27

4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục: 27

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục: 27

4.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

4.2.1 Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng: 27

4.2.2 Khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục 28

4.3 Tính toán trục I 29

4.3.1 Xác định lực tác dụng 29

4.3.2 Tính lực tác dụng lên các gối đỡ 30

4.3.3 Momen tại các gối đỡ và bánh răng 31

4.3.4 Đường kính các đoạn trục 33

4.4 Tính toán trục II 33

4.4.1 Xác định lực tác dụng 33

4.4.2 Tính lực tác dụng lên khớp nối và các gối đỡ 34

4.4.3 Momen tại các gối đỡ và bánh răng 34

4.4.4 Đường kính các đoạn trục 36

4.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục 37

4.5.1 Xét trục I 37

4.5.2 Xét trục II 38

4.6 Kiểm tra bền tĩnh của trục 39

4.6.1 Kiểm tra trục I 39

5.1, Chọn loại ổ lăn cho trục I 41

5.2 Chọn và tính ổ lăn cho trục II 42

CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 45

6.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc 45

6.1.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân 45

6.1.2 Xác định các kích thước căn bản của hộp giảm tốc 45

6.1.3 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 46

6.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 50

6.2.1 Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc 50

6.2.2 Bôi trơn ổ lăn 50

6.2.3 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 50

6.2.4 Điều chỉnh sự ăn khớp 50

6.2.5 Xác định và chọn các kiểu lắp 51

PHẦN 3 KẾT LUẬN VÀ BÀI HỌC RÚT KINH NGHIỆM 53

3.1 Kỹ năng và kiến thức học được thông qua Đồ Án 53

1 3.1.1 Kỹ năng học được: 53

2 3.1.2 Kiến thức học được: 53

3 3.1.3 Chuẩn đầu ra của học phần cần đạt được 53

3.2 Bài học kinh nghiệm 53

TÀI LIỆU THAM KHẢO 54

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đốivới một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy

và kết cấu máy

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thốnglại các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉtiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏkhung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trìnhbày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, vềdung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác Do đó khi thiết kế đồ ánchi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toánthiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từngbước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp saunày của mình

Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảmtốc và bộ truyền đai thang Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thôngqua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền đai để truyền động đến băngtải

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượngkiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đãtham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán khôngthể tránh được những thiếu sót

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là cô NguyễnThị Thu Hường đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báucho việc hoàn thành đồ án môn học này

Hà Nội, ngày 17 tháng 12 năm 2020

Sinh viên thực hiện

Khổng Công Khanh

Tên lớp : cơ khí 1 - Khóa :13

Họ và tên sinh viên (nếu thực hiện cá nhân): Khổng Công Khanh

Tên chủ đề: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng.

13/9 Khổng Công Khanh Nhận đề, lập kế hoạch và phân chia công việc cho từng

tuần một

Phân chia công việc dựa theo mục yêu cầu thực hiện của đề bài

20/9 Khổng Công Khanh Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và momen

xoắn trên các trục

Tính toán theo đề bài và tham khảo cách làm trongsách TTTKHDĐCK (tập

1 và 2)

tham khảo cách làm trongsách TTTKHDĐCK (tập

1 và 2)

tham khảo cách làm trongsách TTTKHDĐCK (tập

1 và 2)

1 và 2)

tham khảo cách làm trongsách TTTKHDĐCK (tập

1 và 2)18/10 Khổng Công Khanh Tính toán kết cấu hộp và lắp ghép bôi trơn Tính toán theo đề bài và

tham khảo cách làm trongsách TTTKHDĐCK (tập

1 và 2)

khảo cách làm trong sách TTTKHDĐCK (tập 1 và 2) để hoàn thiện bản vẽ1/11 Khổng Công Khanh Kiểm tra và hoàn thiện thuyết minh và bản vẽ Cá nhân

Ngày….tháng… năm…

XÁC NHẬN CỦA GIẢNG VIÊN

(Ký, ghi rõ họ tên)

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Tính chọn động cơ

1.1.1 công suất tính toán:

Plv = 1000F v = 9500 0,521000 = 4,94 Kw

1.1.2 tính công suất yêu cầu của động cơ:

- công suất cần thiết trên trục của động cơ:

Pct =

P t η

Trong đó: - Pt là công suất tính toán trên trục máy cộng tác

- η là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu

Trục I : P1= P II

η br η o=

4,96 0,98.0,995=5,08 kW

Trục động cơ : P đ c= P I

η đ η ol=

5,08 0,96.0,99=5,35 kW

- Số vòng quay trên các trục

Trục I : n1=n đc

u đ

= 960 3,56=269,66(

T2= 9,55.106 P2

n2 =

9,55 106.4,96 62,13 =662307,36(N mm)

T lv= 9,55 106 P lv

n lv =

9,55.106.4,94 62,07 =760061,22(N mm)

Bảng 1.2- thông số kỹ thuật

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

 Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm

d1=(5,2÷ 6,4)√3T1 (T1là mômen xoắn trên trục bánh nhỏ, Nmm)

T1 =Tđc=53221,35 N.mm

d1=(5,2÷6,4)3

√53221,35=195,59÷240,74 mmVậy ta lấy theo tiêu chuẩn d1=200 mm

 Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện : v=

⇒ Chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 710 mm

 Tỷ số truyền thực tế : utt=

d2

d1.(1−ε ) =

710 200.(1−0,01)= 3,58

 Sai lệch tỷ số truyền : Δ u = |

u tt−u d

u d |.100% = |3,58−3,563,56 |= 0,56% < 3 %

⇒ Bộ tuyền đảm bảo

2.3 Khoảng cách trục và chiều dài đai

- Khoảng cách trục được xác định theo công thức :

a ≥(1,5÷2)(d1 + d2) = ( 1,5 ÷2)(200+710) =1365 ÷ 1820 chọn a = 1500

- Từ khoảng cách a đã chọn ta có chiều dài đai :

L = 2a + πD (d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/4a

L = 2.1500 + πD (200 +710)/2 + (710-200)2/4aL= 4472,77 mm

Tăng thêm 100 ¿ 400 tùy theo cách nối đai , tăng thêm 327,23 ⇒ L = 4800mm

- Xác định lại khoảng cách trục theo L :

a = ( λ + √λ2−8 Δ2 )/4 = (3370,57 +√3370,572−8.2552)/4 = 1665,77trong đó : λ = L – πD (d1+d2)/2 = 4800 – πD (200+710)/2 = 3370,57

Δ = ( d2 – d1)/2 = (710 – 200)/2 = 255

α1 = 1800 – (d2 – d1).570/a = 1800 – ( 710 – 200).570/1665,77 = 162,550

2.4 Xác định tiết diện đai

 Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai:

Theo bảng 3.1-tr21 ta chọn δ = 5 với đai không có lớp lót z = 4

- Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [σ F]0=k1−K2.

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền với α = 600 : C0= 1

[σ F]=[σ F]0 C α C v C0 = 2,25 0,94 1 1= 2,115 MPa

⇒ b = Ft.Kđ/(α F δ) = 532,34.1,25/(2,115.5) = 62,92 mm

⇒ theo tiêu chuẩn chọn b= 63 mm

2.5 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu : F0 = σ0.b.δ = 1,8.63.5 = 567 ( N )

- Lực tác dụng lên trục: F r= ¿2.F0.sin(α1

2 )=2.567.sin(162,552 0)= 1120,87 N

Bảng 2- kết quả tính toán bộ truyền đai

CHƯƠNG III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Các thông số đầu vào:

- Ζ v : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- Κ xH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Với bước tính sơ bộ lấy Ζ R ∙ Ζ v ∙ Κ xH=1

- Κ HL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọngcủa bộ truyền được xác định theo công thức (6.3)-Trang 93-TTTKHDĐCK-T1 :

Κ HL=m H

√N HO

N HE

- Trong đó:

m H: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc với HB≤ 350 tacó m H=6

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

Ta thấy :NHE1 > NHO1 => K HL1=1

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép.

- Ứng suất uốn cho phép được tính theo (CT6.2-Trang91-TTTKHDĐCK-T1)

[σ F]=(σ Flim

s F )∙ Y R ∙ Y s ∙ Κ xF ∙ Κ Fc ∙ K Fl

- Trong đó – YR : hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

- YS : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- KXF :hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn

Với bước tính thiết kế sơ bộ lấy: YR.YS.KXF=1

-σ Flim ο : ứng suất uốn cho phép ứng với các chu kỳ cơ sở

- Theo bảng 6.2 –trang 94-TTTKHDĐCK-T1,ta có:

σ Flim ο =1,8 HB , sF=1,75

→ σ ο Flim1=1,8 ∙245=441 ( MPa)

→ σ ο Flim2=1,8 ∙230=414 (MPa )

- KFC = 1 do tải trọng đặt một phía

- KFL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời g ian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức

(6.3) -Trang 93-TTTKHDĐCK-T1 :

K FL=m√F N FO

N FE

Với: NFO: số chu kỳ thay đổi khi thử về uốn

N FO=4.106( đối với tất cả các loại thép)

NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với trường hợp tải trọngthay đổi theo chu kỳ

⟹[σ F]2 =σ Flim. ο

s F ∙1.1=

414 1,75=236,571 ( MPa)

3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải.

- [σ H]max=2,8 max(σ ch1 , σ ch2)=2,8 580=1624 (MPa)

T1=179908,03 (Mpa) : Momen xoắn trên trục chủ động

[σ H]=495,455(MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép

U=4,34 : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng

, ψ bd ,ψ ba: hệ số chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.6, trang 97 với bộ truyền đối xứng, HB<350 ta chọn được

ψ ba=0,4 => bd=0,53 ba.(ubr+1) =0,53 0,4 (4,34+1) = 1,13

K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7, trang 98 với ψ bd=1,13 và sơ đồ bố trí 6 tađược : K Hβ = 1,05

αtw = t = arctan(tancosβ ∝) = arctan(cos19,6 ° tan20 ° ) = 21,12

( theo tiêu chuẩn α = 200)

Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở :

βb = arctan(cosα.tanβ) = arctan( cos20 0 tan 19,6 0) = 18,50

- Xác định đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

d w 1= 2 a w

u t+1=

2.180 4,34+1=67,42 (mm)

3.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện H = ZM ZH Z ε√2 T1 K H .(u ±1)

b w d w 12 u ¿ [H]

- Trong đó: + ZM – Hệ số xét đến tính ảnh hưởng của cơ tính vật liệu

ZM = 274 (MPa)13 ( Tra bảng 6.5-Trang96-TTTKHDĐCK-T1)

+ KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H=K Hβ ∙ K Hα ∙ K Hv Trong đó: K Hβ=1,05 tra bảng 6.7 trang 98

K Hα:trị số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp Cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14, trang 107

δ H: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 trang 107 có δ H=0,002

g o : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Tra bảng 6.16 trang 107 ( với m=3 < 3,55) được g o=73

Suy ra: : ϑ H=δ H g o v √ a w

4.34=0,02 73 0,95 √4.34180 = 8,93Vậy :K Hv=1+ ϑ H b w d w1

2 T1 K Hβ K Hα=1+

8,93 72 67,42 2.179908,03 1,05 1,13

Ta có H < [H ] và chênh lệch không vượt quá 10%

=> Kiểm nghiệm cho thấy bánh răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

- m : mô đun bánh răng: m=3

- d w 1 : đường kính vòng lăn của bánh chủ động: d w 1= 67,42 (mm)

- Y β:hệ số xét đến độ nghiêng của răng :

Ζ v 2= Ζ2

cos3β=

92 cos3(19,6o)≈ 110

Tra bảng 6.18 (Trang 109 TTTKHDĐCK-T1),ta có:

Vậy : bánh răng thỏa mãn yêu cầu về độ bền uốn Ở đây, chênh lệch giữa σ F 1với [σ F 1¿

và σ F 2 với [σ F 2¿ khá lớn, do vậy không cần tính chính xác lại giá trị của ứng suất uốncho phép

6 3.5 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng.

- Đường kính vòng chia

d1 = m z1

cos β=

3.21 0,942 = 67,02 (mm)

d2 = m z2

cos β=

3.93 0,942 = 296,81 (mm)

Bảng 3- tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

7 4.1 Chọn vật liệu 4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục:

Trong đó: +T là momen xoắn trên trục

+[τ] là ứng suất xoắn cho phép, đối với thép [τ]=12 → 50(Mpa)

8 4.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

4.2.1 Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng:

- l m 1=(1,2 ÷1,5 )d1 =(1,2 ÷1,5 ).40=48 ÷ 60

Chọn lm12=50 mm; lm13=50 mm

- l m 2=(1,2 ÷1,5 )d2 =(1,2 ÷1,5 ).55=66 ÷ 82,5

Chọn lm22=lm23= 75 mm

- Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục:

Bảng 4.1 – kích thước liên quan đến trục

Tên gọi Ký hiệu vàgiá trịKhoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của

hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1=10mm

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2=8mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm

4.2.2 Khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục.

Hình 4.1 Sơ đồ khoảng cách đối với hộp giảm tốc

Bánh I là bánh chủ động do đó cb12=1

Hướng răng trên bánh 1 trái nên hr12= -1

Trục I quay ngược chiều kim đồng hồ nên cq1=1

Trong mặt phẳng yOz ta có hệ phương trình sau:

∑ y=0 -Fyđ – Fy10 + Fy12 – Fy11 = 0

∑M B=0 -Fyđ.l12 + Fy12.l13 - Fy11.l11+ F z 12 d w 1

2 = 0-336,12– Fy10 +2188,28 –Fy11 = 0

Hình 4.1- Biểu đồ momen trục I

√ M tdB

0,1.[σ] = 3

√170373,050,1.63 = 30.01 mm + Tại tiết diện C: dC ≥ 3

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1= 5 mm

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,3 mm

Hướng răng trên bánh II phải nên hr22= 1

Trục I quay cùng chiều kim đồng hồ nên cq2= - 1

Ft22 = 2.T2

d w 22 = 2.662307,36292,6 = 4527,05 N

4.4.2 Tính lực tác dụng lên khớp nối và các gối đỡ.

* Lực trên khớp nối: Theo trang 188/TTTKHDĐCK_tập 1 ta có:

Fx23 = (0,2 ÷ 0,3).Ft= (0,2 ÷ 0,3) 2.T2

D

= (0,2 ÷ 0,3).2.662307,36200 = 1324,61 ÷ 1986,92Chọn Fx23 = 1900 N

* Lực tác dụng lên các gối đỡ

Trong mặt phẳng yOz ta có hệ phương trình sau:

∑ y=0 Fy20 – Fy22 + Fy21 = 0

+ Tại tiết diện B: dB ≥ 3

√ M tdB

0,1.[σ] = 3

√601846,960,1.50 = 49,37 mm + Tại tiết diện C: dC ≥ 3

√ M tdC

0,1.[σ] = 3

√591939,160,1.50 = 49,1 mm + Tại tiết diện D: dD ≥ 3

 Chọn then cho trục II:

- Tra bảng 9.1a/173/TTTKHDĐCK_tập 1, ta có then sau:

b = 18 mm;

h = 11 mm:

+ Chiều sâu rãnh then trên trục t1= 7 mm

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 4,4 mm

11 4.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy hiểm thoả mãn điều kiện sau

1 = 1,77; K τdC =

1,54 0,78+1,06−1

1 = 2,03

 S σC = 1,77.41,9+0,1.0327 = 4,4 ; S τC = 2,03.8,74+0,05.8,74189,66 = 10,43

 S C = 4,4.10,43

√4,4 2 +10,43 2 = 4 ≥ [S] = 1,5÷2,5Vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền

= 1,86; K τdB =

1,54 0,76+1,06−11

= 2,08

 S σB = 1,86.38,1+ 0,1.0327 = 4,6 ; S τB = 2,08.10,1+ 0,05.10,1189,66 = 8,8

 S C = 4,6.8,8

√4,6 2 +8,8 2 = 4,1 ≥ [S] = 1,5÷2,5Vậy trục II thỏa mãn điều kiện bền

12 4.6 Kiểm tra bền tĩnh của trục.