Đồ Án môn học chi tiết máy ( Đề số xiii ; phương Án 6 )

LỜI NÓI ĐẦULời nói đầu Đồ án môn CHI TIẾT MÁY là một chuyên nghành chính của sinh viênnghành CƠ KHÍ Ô TÔ , nhằm cung cấp những kiên thức cơ bản để giải quyết các vấn đề tổng hợp cề công

D1*BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GTVT PHÂN HIỆU TẠI TP.HCM



ĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁY( ĐỀ SỐ XIII ; PHƯƠNG ÁN 6 )

NHẬN XÉT CỦA GVHD

LỜI NÓI ĐẦU

Lời nói đầu Đồ án môn CHI TIẾT MÁY là một chuyên nghành chính của sinh viênnghành CƠ KHÍ Ô TÔ , nhằm cung cấp những kiên thức cơ bản để giải quyết các vấn đề tổng hợp cề công nghệ chế tạo Sau khi thiết kế đồ án môn học chi tiết máy, sinh viên đươc làm quen với cách sử dụng tài liệu ,sổ tay , tiêu chuẩn và khả năngkết hợp so sánh nhưng kiến thức lý thuyết và thực tế sản suất , độc lập trong sáng tạo để giải quyết một vấn đề công nghệ cụ thể Đồ án môn học chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức và lắm vững thêm về môn học chi tiết máy và các môn học khác như sức bền vật liệu , dung sai , vẽ kỹ thuật , đồng thời làm quen dần vớ công việc thiết kế và làm đồ án chuản bị cho việc thiết kế và làm đồ án tốt nghiệp sau này

Em được nhận đồ án môn học chi tiết máy với việc lập quy trình : thiết kế hệ dẫn động băng tải Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững nên không thể tránh khỏi những thiếu sót

Em rất mong nhận được sự hướng dẫn tận tình và chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về kiến thức đã học

Đến nay cơ bản em đã hoàn thành nhiệm vụ của mình , tuy còn nhièu thiếu sót trong quá trình làm đồ án , em kính mong sự chỉ bảo của các thầy cô để em có thể củng cố thêm kiến thức và hoàn thành tốt nhiệm vụ của mình

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Hữu Chí

đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này./

Sinh viên thực hiện

TRẦN XUÂN THƯỞNG

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 TÍNH CHỌN HIỆU SUẤT CỦA HỆ THỐNG 06

2 TÍNH Plv VÀ Ptd 08

3 CÔNG SUẤT CẦN THIẾT TRÊN TRỤC ĐỘNG CƠ 08

4 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ SỐ VÒNG QUAY TRÊN TRỤC CÔNG TÁC 08

5 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 08

6 CHỌN ĐỘNG CƠ 10

II LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH 1 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 12

2 BẢNG PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 13

PHẦN II: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ A.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 15

2 XÁC ĐỊNH TIẾT DIỆN ĐAI 16

B.THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ 2 CẤP 1 CHỌN VẬT LIỆU 18

2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP 19

3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH: Br CÔN RĂNG THẲNG 23

4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM: Br TRỤ RĂNG THẲNG 28

PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ A.TÍNH TOÁN TRỤC 1 THIẾT KẾ TRỤC 34

2 XĐ KHOẢNG CÁCH GIỮ GỐI ĐỠ & ĐIỂM ĐẶT LỰC 36

3 XĐ TRỊ SỐ & CHIỀU CÁC LỰC CỦA CHI TIẾT QUAY TÁC DỤNG LÊN TRỤC 39

4 VẼ CÁC BIỂU ĐỒ MOMEN UỐN & MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC 40

5 TÍNH CHÍNH XÁC ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC 44

6 TÍNH KIỂM NGHIỆM THEO ĐỘ BỀN MỎI 56

7 TÍNH KIỂM NGHIỆM THEO ĐỘ BỀN TĨNH 62

8 TÍNH CHỌN MỐI GHÉP THEN 64

B.TÍNH TOÁN Ổ ĐỠ TRỤC 1 CHỌN Ổ LĂN 60

TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 76

Phần IV : CẤU TẠO VỎ HỘP , CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP RONG

1 THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC VỎ HỘP 74

2 CÁC THÔNG SỐ CỦA MỘT SỐ CHI TIẾT PHỤ KHÁC 76

3 BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 82

4 CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 84 PHẦN V: TÀI LIỆU THAM KHẢO

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1 Tính chọn hiệu suất của hệ thống

- Điều kiện làm việc ban đầu:

+ Lực vòng trên băng tải: P = 8800 (KG) = 8800 (N)

 Tính toán công suất cần thiết

 Hiệu suất chung: η = ηđai.ηol3.ηcôn .ηrt

Tra bảng 2.3 trang 19 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1) ta có:

Hiệu suất bộ truyền đai: ηđai = 0,96

Vậy hiệu suất chung được tính là :

η = ηđai ηol3.ηcôn .ηbr ⇨ η = 0,96.(0,99)3.0,95.0,97 = 0,8584

2 Tính công suất làm việc và công suất tương đương

- Với các hệ thống dẫn động băng tải, xích tải thường biết trước lực kéo vàvận tốc băng tải nên công suất làm việc được tính theo công thức:

Hệtruyền động cơ khí có khớp nối và hộp giảm tốc phân đôi, theo bảng 2.4 ta

T min

T =1,4 ≤

T K

T dn

Tra bảng Phụ lục 1.2 trang 235 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1)

Ta chọn động cơ điện loại có: Pđc = 5,5 kW, nđc = 1425 vòng/phút

Tên động

cơ

Công suất (kW)

Số vòng quay (v/

- Tra bảng 3.21 trang 45 với uh = 22 và k c3

II/ Lập bảng đặc tính

2.Tính toán công suất trên các trục

- Công suất trên các trục:

Ta có:

P3=P lv

η ol=

5,46 0,99=5,52 (kW )

P2= P3

η br η ol=

5,52 0,97.0,99=5,75( kW )

P1= P2

η côn η ol=

5,75 0,95.0,99=6,11(kW )

T III=T3= 9,55.106 P3

n3 =

9,55.10 6 5,52 26,35 =2000607,21 (N.mm)

2 )Bảng phân phối tỷ số truyền

Phần II: TÍNH TOÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

A Thiết kế bộ truyền đai thang

Thông số kỹ thuẩ để thiết kế bộ truyền đai thang

Công suất bộ truyền: P = 7,5 kW

Tỷ số truyền u = 2,51

Số vòng quay trục dẫn n 1 = 579,68 (vòng/ph)

1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2 * Xác định đường kính bánh đai nhỏ d 1

*Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc:

 Theo hình ta chọn loại đai

 Theo [bảng 4.13-59] chọn đường kính đai nhỏ theo tiêu chuẩn d 1 =150mm; b P =14 (mm);

Sai lệch so với giá trị ban đầu

Δu=¿u tt−u1∨ ¿

u1.100=

| 2,61−2,51 | 2,51 .100=3,98 %<5 %thỏa¿

Theo [bảng 4.14-60] chọn sơ bộ khoảng cách trục a =1.d 2 = 400 mm

¿1702,5625 mm

Theo [bảng 4.13-59] chọn chiều dài tiêu chuẩn L = 1800 mm

Kiểm nghiệm lại số vòng quay của đai trong 1 giây

Hệ số xét tới ảnh hưởng của tỷ số truyền

dn1 = d1 + 2.h0 = 150 + 2.4,2 = 158,4 mm

dn2 = d2 + 2.h0 = 400 + 2.4,2 = 408,4 mmLực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục :

F r=2 F0 z sin(α1

2 )=2.377,33 5 sin(148,42 o)=3630,74 N

B Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp

*Số liệu đầu vào

Theo bảng 6.1, tập I ta chọn:

-Bánh nhỏ: Chọn thép 45 tôi cải thiện có

σ b 1=850MPa

Trong đó c : số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1.

T : thời gian làm việc

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

 NHE1 = NFE1 = 60.1 579,68 [(1,3)3.

3 3600

8 +1.

4− 33600

8 +1.

4− 33600

N FE=60 c ∑ ( T i

T m ax)m n i T i

Với mF= mH= 6 bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc và uốn (vì HB≤350)

Ta có NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4.106 với mọi loại thép

NFE1 = 60.1 579,68 [(1,3)6.

3 3600

8 +1.

4− 33600

8 +1.

4− 33600

Ứng suất uốn cho phép là :

Như vậy công thức 6.2a sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I, với bộ truyền quay 1 chiều nên K FC=1

[σ F]=[σ Flim o K FC K FL

S F ] (Mpa) Trong đó: KFC=1: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay một chiều.Nên

[σ F 1]= 450.1.1

1,75 =257,1 (MPa)

[σ F 2]= 360.1 1

1,75 =205,7 (MPa)

Ứng suất quá tải cho phép:

Theo 6.13 và 6.14 sách tính tón thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện =¿[σ H]max=2,8 σch

[H1] max = 2,8ch 1 = 2,8.580 = 1624 MPa [H2] max = 2,8ch 2 = 2,8 450 = 1260 MPa Khi HB≤350 thì [F i] max = 0,8ch i

[F1] max = 0,8 ch 1 = 0,8 580 = 464 MPa

[F2]max = 0,8 ch 2 = 0,8 450 = 360 Mpa

3 Bộ truyền bánh răng côn thẳng: thiết kế bộ truyền cấp nhanh; Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

3.1.Xác định chiều dài côn ngoài:

Theo công thức 6.52a sách [I] :

=> Z1P = 16Với HB<350 => Z1 = 1,6.Z1P = 1,6.16 = 25,6

Lấy Z1 = 26 răng

Đường kính trung bình và modun trung bình

dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (CT 6.54-114 ) = (1 – 0,5.0,25).90,38 = 79,08 mm – đường kính trung bình

mtm = d m 1

Z 1=79,0826 (CT 6.55-114)

= 3,04 mm – môđun trung bình

mte = 1−0,5 K mtm

be=1−0,5.0,253,04 = 3,47 mm – môđun vòng ngoài bảng (6.8)-99, theo tiêu chuẩn lấy mte = 3 mm

bánh nhỏ: x1 = a + b (u-2,5) = 0,03 + 0,008 (5 - 2,5) = 0,05bánh lớn: x2 = - x1 = -0,05

-Z M là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

1 + z1

2 )cos β n = 1,88 – 3,2(301 +

1

142) = 1,75[CT(6.60)-115]

-K Hlà hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo [CT(6.61)-116]

K H=K Hβ K Hα K HV

+K Hβ=1,18 (theo tính toán phần trên)+K Hα=1 (bánh răng côn răng thẳng)+K HV=1+ V H b dm1

2T1K Hβ K Hα

Vận tốc vòng :

v =π d m 1 n1

60.1000 = π 79,08 579,6860.1000 = 2,4 m/s Theo bảng (6.13)-106 chọn cấp chính xác 7 (ccx theo vận tốc vòng v≤8)

KHv = 1 + V h b d m 1

2T1K Hβ K Hα = 1 + 2.100659,847 1,18 17,9 55 79,08 = 1,14 [CT(6.13)-106]rTrong đó: b = KbeRe = 0,25 217,14 =54,29 => b= 55

β= 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng

Yε= 1/ε α= 1/1,75= 0,57 với ε α = 1,75 (đã tính ở trên)

số răng tương đương:

Z V1= Z1cos ⁡(δ1)=

30

cos ⁡(11055') =30,66 răng

Z V2= Z2cos ⁡(δ1)=

142

cos ⁡(7805)=687,69 răng Theo [bảng (6.18)-109] với x1 = 0,05, x2 = - 0,05, ta có các hệ số dạng răng:

F F

Y

Y = 74,23.3,633,4 = 79,25 < [ ] = 205,7 MPaF1

Vậy độ bền uốn được đảm bảo

kiểm nghiệm về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=T mm

T1 = 1,3

CT

6.48[1]

110 : H

max = H K qt

=407,14 .√1,3= 464,21 < [ ]H max = 1260 MPa

CT

6.49[1]

110 : F1

max =  KF1 qt = 74,23 1,3 = 96,5 < [ ]F1 max = 464 MPa F2

max = 79,25 1,3 = 103,025C < [F2]max = 360 MPa

Độ bền khi quá tải đảm bảo

Chiều cao đầu răng ngoài hae1=(hte+x n 1 cos β m)m te

hae2 = 2htemte – hae1

hae1 = 4,05 mm

hae2 = 1,95 mm

Chiều cao chân răng

ngoài

hfe2 = 4,65 mmĐường kính đỉnh răng

ngoài dae1,2 = de1,2 + 2Cos(δ¿¿1,2)¿hae1,2

4.2.xác định các thông số của bộ truyền

Chọn theo tiêu chuẩn a w=365 mm

4.3.Xác định sơ các thông số ăn khớp.

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo (6.36a)

- CT6.40106 [1]: v = π dw1n2

60.1000= π 128,52 115,9460000 =0,78 m/sVới bánh răng thẳng, v < 2 tra bảng 6.13106[1] ta được cấp chính xác 9;

Tra bảng 6.14106 [1], với cấp chính xác 9, v < 2,5 suy ra

+ KHα = 1,13 ;

+ KFα = 1,37

- CT6.41107 [1]: KHv = 1 + ν H b w d w 1

2T2 K Hβ K Hα Trong đó: b w=ψba a w=0,3 365=109,5 (mm )

CT6.42107 [1]: ν H= δ Hg0v√a w

u

= 0,004.73.0,78√4,68365 = 2,01trong đó δ H= 0,004 – bảng 6.15107 [1];

=> thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

CT6.43108 [1]: σ F 1= 2T2.KF.YεYβYYβYF1/(bwdw1m)≤ [σ F 1]

σ F 2= F1Y F 2

Y F 1 ≤ [σ F 2]Trong đó:

g0 = 73 – bảng 6.16107 [1]

- Theo CT6.46109 [1]:

σ F 1max = 38,8.1,3 = 50,44 < [σ F 1]max = 464 MPa

σ F 2max = 41,42.1,3 = 53,85 < [σ F 2]max = 360 MPa

4.7 Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

da2 = 603 mm

df2 = 586 mm

Phần III: T ÍNH TOÁN TRỤC VÀ GỐI ĐỠ

A TÍNH TOÁN TRỤC

3.1 Thiết kế trục:

3.1.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ b=600 MPa

ứng suất xoắn cho phép [τ]=12 ÷ 20 MPa

3.1.2 Sơ đồ đặt lực chung (đặt hệ tọa độ cho cả 3 trục)

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8 1,2)dđc

d1≥(0,8÷1,2)dđc =30,4 ÷ 45,6 (mm)-Trục 1:

d1≥√3 T1

0,2.[τ]=

3

√100659,850,2.15 =32,25 (mm) chọn d1= 35 (mm)-Trục 2 :

d2≥√3 T2

0,2.[τ]=

3

√473628,60,2.20 =49,11 (mm).Chọn d2 = 50 (mm)-Trục 3 :

d3≥√3 T3

0,2.[τ]=

3

√2000607,20,2.30 =69,34 (mm) Chọn d3 = 70 (mm) Tra bảng 10.2[1]/189, chiều rộng ổ lăn b0

3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực:

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụthuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hởcần thiết và các yếu tố khác

-Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:

lm12= (1,42,5) d1= (1,42,5) 35 = 56  100 (mm)Chọn lm12 = 70 mm

lm32 = (1,42,5) d3 = (1,42,5) 70 = 98 175 (mm) Chọn lm32= 130 mm

-Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

lm13=(1,21,4)d1 = (1,21,4) 40 = 48 56 (mm)Chọn lm13 = 50 mm

-Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

lm23=(1,21,4)d2 =(1,21,4) 50 = 60 70 (mm)

Chọn lm23 = 60 mm-Chiều dài mayơ bánh trụ nhỏ

lm22=(1,21,5)d2 = (1,21,5).50 = 60 75 (mm)Chọn lm22 = 70 mm

-Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn

lm31 =(1,21,5)d3 = (1,21,5) 70 =84 105 (mm)Chọn lm31 = 90 mm

+Tra bảng 10.3 trang 189

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của hộp

hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

K1 = 12 mm

- Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục:

Theo các CT[1]/189 – bảng 10.4 ta có:

-Trục 1:

l11=(2,5→ 3) d1=(2,5 →3 ) 40=100 →120Lấy l11 = 110 mm

l c 12=0,5(l m 12+b01)+h n+k3-Trong đó:

hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông

+ lc12 là khoảng cách công sôn

lc12 = 0,5 ( 70 + 23 )+ 18 + 15 = 79,5 mm

l12 = lc12 = 80 (mm)

l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5(b0 – b13.cosδ1)1-Trong đó:

+b13 = l m 13 = 50 (mm)

l13 = 110 +12 + 9 + 50 + 0,5(23 – 50 cos11055’) = 168,04 mm Chọn l13 =168 mm

l21=lm 22+lm 23+b02+3 k1+2 k2

= 70+65+27 +3.12+2.9=216 (mm )

l33=l31+l c 32=216+115,5=331,5 mm

3.3 Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục.

Ta xác định cá lực tác dụng lên các trục I, II, III:

a lực tác dụng lên bánh răng côn :

Các phương trình cân bằng trong mặt Oyz

∑F y=− ¿F oy+F Iy−F rkn1−F t 1=−Foy+F Iy− 287,6−2546,74=0 ¿

Lấy momentại O

∑M o x= ¿ −F rkn1 l12+F t 1 l13−F Iy .l11=−287,6.80+2546,74 168−RIy.110=0 ¿Suy ra: Fl𝑦= 3680,4 𝑁,, F oy=846,06 N

Các phương trình cân bằng trong mặt Oxz

Lấy momen tại C

∑M yC=−F rkn 2 l c3+F t 4 l22−F Dy l21=−3077,86 115,5+7371,65.69,5−FDy.216=0Suy ra: F Dy=726,1 N , Fcy=5224,76 N

Biểu đồ momen trên các trục:

Tính momem uốn tổng Mj và momen uốn tương đương Mtdj tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục theo công thức 10.15 và 10.16 sách [I] tập 1

d j=√3 M tdj

0,1[σ]

Trong đó [σ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10.5

⇒[σ]=63 ( Mpa) Thay số vào ta được

F y 31= −2683.06 × 69,5

216 =−863,3 N⇒ Fy 30=−863,3+2683.06=1819,76 N Fy 31 ngược chiều đã chọn

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6; lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.

Kích thước then theo bảng

9.1[1]

173 & W, Wo (mômen cản uốn và mômen cản xoắn)

Với [S] – Hệ số an toàn cho phép, thông thường [S]=1,5 … 2,5

S σj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

Trong đó -1,-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σ−1=0,436 σb=0,436 ×600=261,6 ¿Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp

và ứng tiếp tại tiết diện j

-   và  : hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi,

- Wjvà Woj: là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j.

W j=π d3j

32 −b t1 ¿ ¿

- Xác định tiết diện nguy hiểm ở từng trục như sau:

+ Trục I: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện I0 và I3

+ Trục II: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện II2 và II3

+ Trục III: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện III2 và III1

Đó là các tiết diện có momen lớn theo các phương và gây nguy hiểm cho trục,

do đó ta phải kiểm tra hệ số an toàn tại các tiết diện này thỏa mãn các điều kiệntrên thì trục đảm bảo độ bền mỏi

- K x là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ

thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 sách [I]

ta chọn phương pháp tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu

R a=2,5→ 0,63 μm

Với σ b=600 ( MPa) ta có K x=1,06

- Kylà hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề

mặt và cơ tính của vật liệu Tra bảng 10.9 sách [I], chọn phương pháp tăngbền bề mặt là phương pháp thấm cacbon với σ b=600 ( MPa) ta có K y=1,8

số tập trung ứng suất tại rãnh then K σ , K τứng với vật liệu đã chọn ta có:

3.8 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chăng hạn như khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Công thức kiểm tra theo 10.27 sách [I], σ td=√σ2 +3 τ 2≤[σ]