Đồ án môn học
Li Núi u
Hin nay khoa hc k thuật đang phát triển như vũ bão, mang lại những lợi ích
cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống
nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng
như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm
tới là nước cơng nghiệp hố hiện đại hố.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển
nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trị
quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ
cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần
đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chun mơn cao, đồng thời
phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá
theo dây truyền trong sản xuất .
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật
Cơng Nghiệp - Thái Ngun nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật
nói chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau
dồi những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng
góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước
trong thế kỷ mới .
Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu
rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn
chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa có nên đồ án của Em khơng tránh khỏi
những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn và các
Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn .
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô
trong khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy - Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật
Công Nghiệp.
Ngày 02 tháng 06 năm 2011
Sinh viên

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
1


Đồ án môn học

NHN XẫT CA GIO VIấN HNG DN




















Trng Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
2



Đồ án môn học

PHN I
TNH TON NG HC H DN ĐỘNG CƠ KHÍ
I . Phân tích và trình bày cơ sở tính tốn của sơ đồ cấu trúc:
 Chuyển động từ động cơ 1 thông qua khớp nối 4 đến trục I và qua các trục
II,III nhờ sự ăn khớp của các cặp bánh răng 2,3 đến khớp nối 5 truyền ra xích
tải 6 truyền cơng xuất ra ngồi để thực hiện các công việc cần thiết.
 Do vậy, khi tính tốn để chọn động cơ phù hợp với u cầu thiết kế phải dựa
vào các tiêu trí : cơng suất, số vòng quay đồng bộ, yêu cầu về quá tải,
phương pháp mở máy và lắp đặt động cơ, nhưng ở đây ta dựa vào hai tiêu
chí chủ yếu sau:
Pđc ≥ Pct
nđb ≅ nsb
 Mặt khác, khi phân phối tỷ số truyền ta có thể dựa vào nhiều tiêu chí khác nhau
như :
 Xuất phát từ các yêu cầu về cơng nghệ.
 Về kích thước và khối lượng gọn nhẹ.
 Về vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp.
nhưng tất cả các phương pháp này đều dựa vào điều kiện: các cấp bánh răng trong
hộp cần có khả năng tải tiếp xúc như nhau. Đồng thời, trong đồ án này thì tiêu trí
về bơi trơn tốt nhất là quan trọng hơn cả nên ta xuất phát từ tiêu chí này để phân
phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc.
II.Chon động cơ điện:
1.Chọn kiểu loại động cơ:
 Với hệ dẫn động xích tải dùng với các hộp giảm tốc ta ta chọn loại động cơ
điện ba pha không đồng bộ rơ to ngắn mạch vì những lý do sau:
 Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
 Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện cơng nghiêp.

 Giá thành tương đối thấp và dễ kiếm.
 Không cần điều chỉnh vận tốc .
 Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao.

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
3


Đồ án môn học
2 . Chn cụng sut ng c
ng cơ được chọn phải có cơng suất Pđc và số vòng quay đồng bộ thoả mãn điều
kiện :
Pđc ≥ Pct
nđb ≅ nsb
+) Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo cơng thức(2.8)[1]:
Pt

Pct = η
∑
Trong đó:





Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt : là cơng suất tính tốn trên
n trục máy cơng tác
ηΣ : hiệu suất truyền động chung của toàn hệ thống
ηΣ = η1.η2.η3...


Tra bảng 2.3 [1], ta có:
 η1 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
 η2 : Hiệu suất một cặp ổ lăn
 η3 : Hiệu suất khớp nối
mà hiệu suất chung của trạm dẫn động:

ηnBR= 0,97
ηÔ = 0,99
ηKN = 1

2
η ∑ = η k .η br .η 04

⇒ ηΣ = 1.0,972.0,994 = 0,9
 Trong trường hợp tải không đổi thì cơng suất tính tốn là cơng suất làm việc
trên trục máy:
ct
Pt = Plv =

Ft .v 4300.1,7
=
= 7,31( KW )
1000
1000

Trong đó :
Flv - là cơng suất trên đĩa xích, Kw.
Ft - là lực kéo trên xích tải, N.
V - là vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s.

Pt

7,31

⇒ Cơng suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = η = 0,9 = 8.1(Kw)
∑
Như vậy, động cơ cần chọn phải có cơng suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 8,1 KW.
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
4


Đồ án môn học
3. Chn s vũng quay ng b của động cơ:
Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khn khổ, khối lượng
vì giá thành giảm (vì số đơi cực giảm) trong khi đó hiệu suất và hệ số cơng suất
(cosϕ) càng tăng. Vì vậy người sử dụng muốn có số vịng quay cao.
Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng qua cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn,
tác là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn. Do đó kích thước,
khối lượng bộ truyền lớn. Vì vây khi thiết kế phải phối hợp cả hai yếu tố trên, đồng
thời căn cứ vào sơ đồ hệ thống dẫn động cần thiết để chọn số vịng quay thích hợp
cho động cơ. Theo tiêu chuẩn có các số vịng qua: 3000v/ph; 1500v/ph; 1000v/ph;
750v/p; 600v/ph; 500v/ph
 Số vịng quay của trục cơng tác là :
nCT = =

60.10 3.1,7
= 107,1 (vg/ph)
25.38,1

Trong đó:

 v - là vận tốc xích tải; v = 1,7(m/s)
 z - là số răng đĩa xích tải; z = 25(răng)
 t - là bước xích của xích tải; t =38.1(mm)
+ Chọn ηdb phải thoả mãn điều kiện:
U sb =

η db
∈ U∑nd
η ct

Trong đó:
ηct: Số vịng quay trên trục cơng tác
ηdb: Số vòng quay đồng bộ của động cơ
U∑nd: tỷ số truyền nên dùng.
+ Số vịng quay của trục cơng tác
nct =

60.10 3.V 60.10 3.1,7
=
= 107,1(v / ph)
z.t
25.38,1

+ Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
ndb =

60. f 60.50
=
= 1500(v / ph)
p

2

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
5


Đồ án môn học
m p l s ụi cc tra bảng 1.1 ta có 2p=4 ⇒p=2
(kể đến sự trượt nđb=1450 (v/p))
⇒

tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống xác định.
U sb =

η db 1450
=
= 13,54
η ct 107,1

Mà hộp giảm tốc 2 cấp có tỷ số truyền trong khoảng (8÷40) Bộ truyền xích
bên ngồi hộp giàm tốc tỷ số truyền nên dùng trong khoảng (1,5÷5)
U∑nd= Und. Undxích = (80÷40). (1,5÷5) = 12÷200
Vậy ta chọn số vịng quay đồng bộ của động cơ :
ηdb= 1500v/ph ( Vì Usb=14 ∈U∑nd(12÷200)
4. Chọn động cơ thực tế:
dc
dc
Căn cứ vào công suất đẳng trị pdm ≥ Pct ;η dc ≈ η db
Theo bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A ta chọn được động cơ
4A132M4Y3

Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A132M4Y3
Công

Vận tốc

Kýhiệu

suất

quay

Cosϕ

η%

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

4A132M4Y3

P(KW)
11

N(v/ph)
1458

0,87

87,5


2,2

2

5. Kiểm tra điều kiện quá tải, điều kiện mở máy cho động cơ:
a.Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức
ỳ của hệ thống. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
dc
P dc ≥ P bd
mm

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
6


Đồ án môn học
Trong ú :
P: Cụng sut m máy của động cơ.
TK

P dc = T .Pđc= 2.11 = 22 (Kw)
mm
dn
dc
 P bd : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (Kw)
dc
P bđ = Pct.kbd = 8,1. 1,3= 10,53 (Kw)
dc

Vậy P dc ≥ P bd thỏa mãn điều kiện mở máy.
mm
b. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải cho động cơ:
Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần
kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.
⇒ Như vậy động cơ 4A132M4Y3 đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc đã
đặt ra.
II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
1. Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp:
Tỷ số truyền chung của tồn hệ thống xác đinh theo cơng thức:
U∑ =

η dc 1458
=
= 13,6
η ct 107,1

Trong đó:
ηdc: số vịng quay của động cơ ndc= 1458 v/ph
nct : là số vòng quay của trục công tác nct= 107,1 v/ph
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp
U∑= U1. U2.U3…
Với U1,U2.U3là tỷ số truyền các bộ truyền trong hệ thống.
Hệ dẫn động gồm bộ truyền bánh răng 2 cấp nối với 1 bộ truyền ngồi hộp.
U∑= Ung. Uh
Trong đó:
Trong đó:
+ung: là bộ truyền ngoài(qua khớp nối nên ung=1)
+ uh là bộ trong của hộp giảm tốc
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên

7


Đồ án môn học
2. T s truyn ca cỏc b truyền trong hộp.
Vớí hộp giảm tốc 2 cấp ta có:
Uh= U1. U2
Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh
u2 là tỷ số truyền cấp chậm
u2= 1,1.3 u h = 1,1.3 13,6 = 2,625
13,6

⇒ u1 = 2,625 = 5,18
III . XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC :
 Dựa vào công suất cần thiết của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động ta tính các trị
số của cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục.
1.Tốc độ quay của các trục:
 Số vòng quay trên trục số I :
n I = nđc = 1458( v / ph )

 Số vòng quay trên trục số II :
n II =

n I 1458
=
= 281,5( v / ph )
u1 5,18

 Số vòng quay trên trục III :
n III =


n II 281,5
=
= 107,2( v / ph )
u II 2,625

 Số vòng quay trên trục công tác:
nct = n III = 107,2( v / ph )

2.Tính cơng suất trên các trục :
Với sơ đồ tải trọng khơng đổi ta có :
Cơng suất danh nghĩa trên trục động cơ là :
lv
Pdc = Pđc =

lv
Pct 7,31
=
= 8,1( Kw)
nΣ
0,9

 Công suất danh nghĩa trên trục số I :
PI = PCT .η O .η KN = 7,31.0,9.1 = 7,23( Kw)

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
8


Đồ án môn học

Cụng sut danh ngha trờn trc số II :
PII = PI .η BR .η O = 7,23.0,97.0,99 = 6,94( Kw)

 Công suất danh nghĩa trên trục số III :
PIII = PII .η BR .η O = 6,94.0,97.0,99 = 6,67( Kw)

 Công suất danh nghĩa trên trục công tác:
PCT = PIII .η O .η KN .η XT = 6,67.0,97.0,99 = 6,4( Kw)

3 . Tính mơmen xoắn :
Mơmen xoắn trên các trục được xác định theo công thức :
Pi
T = 9,55.106 ni

 Mômen xoắn trên trục động cơ là:
Tđc = 9,55.10 6.

Pđc
8,1
= 9,55.10 6.
= 53055,5( Nmm)
nđc
1458

 Mômen xoắn trên trục số I :
TI = 9,55.10 6.

PI
7,23
= 9,55.10 6.

= 47357( Nmm)
nI
1458

 Mômen xoắn trên trục số II :
TII = 9,55.10 6.

PII
6,94
= 9,55.10 6.
= 235442,3( Nmm)
nII
281,5

 Mômen xoắn trên trục III :
TIII = 9,55.10 6.

PIII
6,67
= 9,55.10 6.
= 594202,4( Nmm)
nIII
107,2

 Mômen xoắn trên trục công tác:
TCT = 9,55.10 6.

PCT
6,4
= 9,55.10 6.

= 570194,3( Nmm)
nCT
107,2

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
9


Đồ án môn học
4. Lp bng kt qu
Cỏc kt qu tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính tốn sau này, ta
lập bảng thống kê các kết quả đã tính tốn như trong bảng 1.1. sau đây
Bảng 1.1. Các kết quả tính tốn động lực học các trục

Động cơ
Trục I

Mơmen xoắn

(KW)
8,1

n(v/ph)
1458

T (Nmm)
53055,5

1458


47357

281,5

235442,3

6,67

1

Số vịng quay

6,94

Tỷ số truyền

Cơng suất P

7,23

Thông số trục

107,2

594202,4

6,4

107,2


570194,3

2,625
Trục II
5,18
Trục III
Trục công tác

1

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
10


Đồ án môn học
PHN II: THIT K CC B TRUYN CƠ KHÍ
1. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh:
1.1 Chọn vật liệu:
Do khơng có u cầu gì đặc biệt và tải trọng làm việc là không đổi nên ở đây
ta chọn vật liệu cho 2 bánh răng của bộ truyền cấp nhanh là thép nhóm I có độ rắn
HB < 350; và chọn cặp vật liệu cho bộ truyền cấp nhanh là như nhau với lưu ý rằng
bánh răng nhỏ có độ rắn lớn hơn độ rắn bánh răng lớn từ 10 đến 15 đơn vị.
Tra bảng (6.1)[1] ta có:
- Bánh nhỏ 1:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 - 285 có σb1 = 850 Mpa
σch1 = 580 Mpa
- Bánh lớn 2:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 238 - 255 có σb2 = 750 Mpa
σch2 = 450 Mpa
1.2 Ứng suất cho phép:

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH], ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định
theo công thức.
[σH] = σoHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH
(1)
o
[σF] = σ Flim. KFC. KFL.YR/ SF
(2)
o
o
 σ Hlim, σ Flim:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
0
σ H lim = 2 HB + 70 ,SH =1,1 ; σ F lim = 1,8HB ;SF =1,78
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =2,độ rắn bánh lớn HB2 =220
σHlim1 = 2.HB + 70 = 2.285+70 = 640(MPa)
σFlim1 =1,8.HB =1,8.285= 513(MPa)
σHlim2 = 2.HB + 70 = 2.255+70=580(MPa)
σFlim2 =1,8.HB =1,8.255=459(MPa)
 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều;
 KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
KHL =
KFL =

mH

mF


N HO
N HE
N FO
N FE

+) m H , m F : Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Khi độ rắn mặt răng HB<= 350 thì m H = m F = 6
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
11


Đồ án môn học
+) N HO , N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,
ứng suất uốn.
2, 4
N HO = 30.H HB

N HO1 = 30.2852, 4 = 2,34.10 7
N HO 2 = 30.2552, 4 = 1,789.10 7

Đối với thép 45:

N FO = 4.106

 N HE , N FE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.
N HE = N FE = 60.c.n.t ∑

Với: c, n, tΣ: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
N HE1 = N FE1 = 60.1.1458.5.365.0,8 = 12,8.10 7

N HE 2 =

N FE1 12,8.10 7
=
= 2,5.10 7
u1
5,18
N HE1 > N HO1

Ta thấy:

N HE 2 > N HO 2 ;
N FE 2 > N FO
N HE1 = N HO1

Ta lấy :

N HE 2 = N HO 2
N FE 2 = N FO

⇒ KHL = 1; KFL = 1
 SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Theo bảng 6.2[1] ta có:
SH = 1,1; SF = 1,78 ;
 ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng.
 ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng.
 KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
 YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Thay các tham số vào (1), (2) ta có:
[σH1] = 640.1.1.1/1,1 = 581,82 (MPa)

[σH2] = 580.1.1.1/1,1 = 527,27 (MPa)
[σH] = ([σH1] + [σH2] )/2 = 554,55 (MPa)
Mặt khác: [σH] ≤ 1,25.[σH]min=1,25.527,27=659
⇒ Vậy giá trị trung bình [σH] khơng vượt q 1,25.[σH]min.
[σF1] = 513.1.1/1,78 = 288,2 (MPa)
[σF2] = 459. 1/1,78 = 257,87 (MPa)
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
12


Đồ án môn học
[H1]Max = 2,8.ch1 = 2,8 .580 = 1624 (MPa)
[σH2]Max = 2,8.σch2 = 2,8 .450 =1260 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σF1]Max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]Max = 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác
định theo cơng thức (6.15a)[1]:
aW 1 = K a .(u1 ± 1).3

T1 .K HB

[σ H ] 2 .u1 .ψ ba

(3)

Trong đó:
 Dấu (+) khi bộ truyền ăn khớp ngoài, dấu (-) khi bộ truyền ăn khớp

trong.
 Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra bảng 6.5 (TTTKHDĐCK) ta có: Ka = 43 Mpa1/3
 T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động; T1 = 47357(Nmm)
 [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép;
[σH] = 554,55 MPa
 u: Tỉ số truyền của bộ truyền;
u = 5,18
 ψba :Hệ số chiều rộng bánh răng.
Tra bảng 6.6 (TTTKHDĐCK) ta có: ψba = 0,3
 KHB : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Ta có: ψbd = 0,5. ψba ( u +1) = 0,5.0,3(5,18 + 1) = 0,927
Tra bảng 6.7 (TTTKHDĐCK) ta có KHβ = 1,12
Thay các giá trị đã tính vào (3) ta có:
a w1 = 43.(5,18 + 1).3

47357.1,12
= 127,7( mm)
554,55 2.5,18.0,3

Chọn aW1 = 130 (mm)

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
13


Đồ án môn học
1.4 Xỏc nh cỏc thng s n khớp
a) Xác định modun:

Sau khi xác định được khoảng cách trục aw ta có thể tính mơđun theo cơng
thức sau:
m = (0,01 I0,02)aw = (0,01I0,02)130 = 1,3I2,6 mm
Tra bảng 6.8 (TTTKHDĐCK )ta chọn m = 1,5
b) Xác định số răng Z, góc nghiêng β , hệ số dịch chỉnh x:
Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc
nghiêng β của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liện hệ với nhau theo
cơng thức:
aw =

m ( Z1 +Z2 )
2cosβ

(4)

- Chọn trước góc nghiêng β = 150
- Từ (4) ta suy ra số răng của bánh nhỏ:
Z1 =

2.a w . cos β 2.130. cos15 o
=
= 27,09 (răng)
m.(u1 + 1)
1,5.(5,18 + 1)

Chọn Z1 = 27 (răng)
Vậy số răng bánh lớn là :
Z2 = u1.Z1 = 5,18.27 = 139,86 (răng)
⇒ Z2 = 140(răng)
Tính lại: tỷ số truyền thực là: u1 =


140
= 5,1852
27

Tổng số răng: Zt = Z1+Z2 = 27 + 140 = 167 (răng)
- Tính lại góc nghiêng β:
Cosβ = m.

Zt
1,5.167
=
= 0,9635
2.a w
2.130

⇒ β = 15,54 0

- Với góc nghiêng β như vậy, ta khơng cần dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo
khoảng cách trục cho trước.
- Chiều rộng vành răng : bw1 = ψ ba .a w1 . = 0,3.130 = 39(mm)
Chọn bw1 = 39 (mm)

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
14


Đồ án môn học
1.5 Kim nghim v bn tip xúc:
Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện (6.33)

(TTTKHDĐCK ).
2.T1 .K H .(u1 + 1)
σ H = Z M .Z H .Z ε .
≤ [σ H ] (5)
2
bw .u1 .d w1
Trong đó:
 ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 [ I ] ta có: ZM = 274 (MPa1/3)
 ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
2. cos β b
ZH =
sin(2.α tw )

βb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg βb = cos αt.tg β
Đối với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
 tgα 

αt = αW = arctg  cos β ÷


0
Chọn α =20 ;
α t = arctg (

tg 20
) = 20,7 0 = α tw
0
cos15,54


tg βb = cos 20,7.tg 15,54 = 0,26
⇒

⇒ βb = 14,580

2. cos14,58
= 1,711
sin( 2.20,7)

ZH =

• Zε :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua εβ , εα:
εα :Hệ số trùng khớp ngang.
εα = [1,88 – 3,2.(1/ Z1 + 1/ Z2)]. cosβ
εα = [1,88 – 3,2.(1/ 27 + 1/ 140)]. Cos15,54= 1,675
1

1

⇒ Z ε = ε = 1,675 = 0,773
α
 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ.KHα.KHV
+) KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
Tra bảng 6.7 (TTTKHDĐCK )ta có: KHβ = 1,12.
+) KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng
thời ăn khớp.
Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d w1 =


2a w1
2.130
=
= 42,036 (mm)
U m + 1 5,1852 + 1

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
15


Đồ án môn học
Vn tc vũng: V =

.d w1 .n1 3,14.42,036.1458
=
= 3,207(m / s )
60.10 3
60.10 3

Tra bảng 6.13(TTTKHDĐCK ) bộ truyền dùng cấp chính xác 9.
Tra bảng 6.14(TTTKHDĐCK )ta có KHα = 1,16;
 KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K HV =1+

ν H .b w .d w1
2.T1.K Hβ .K Hα

ν H =δ H .g 0 .v.


aw
u1

δH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15(TTTKHDĐCK )ta có: δH = 0,002
g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
Tra bảng 6.16 (TTTKHDĐCK )ta có: g0 = 73
130
= 2,344
5,1852
2,344.0,3.130.42,036
= 1,031
⇒ K HV = 1 +
2.47357.1,12.1,16
⇒ K H = 1,12.1,16.1,031 = 1,399
⇒ v H = 0,002.73.3,207.

Thay số vào công thức (5) ta có:
σ H = 274.1,711.0,773.

2.47357.1,339.(5,1852 + 1)
= 536,93( Mpa)
0,3.130.5,1852.42,036 2

* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σH]CX = [σH].ZV.ZR .KHX
 Với v = 3,205 (m/s) < 5 (m/s), chọn Zv = 1
 KHX: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
KHX = 1
Vì cấp chính xác động học là 8 và chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó

cần gia cơng đạt độ chính xác với độ nhám Ra = (2,5...1,25)µm. Do đó ZR = 0,95
[σH]CX = 554,5.1.1.0,95=527 (MPa)
Sự chênh lệch giữa σH và [σH ]
∆σ H

[σ H ] CX − σ H .100 0 = 527 − 536,93 .100 o = − 1,884 o 4 o
=
0
o
o<
o
527
[σ H ] CX

Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
16


Đồ án môn học
1.6 Kim nghim v bn un:
đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép, theo cơng thức (6.43) (TTTKHDĐCK )ta có:
σ F1 =

2.T1.K Fε.Y β F1
.Y .Y

b w .d w1.m n

σ .Y
σ F2 = F1 F2 ≤ [ σ F2 ]
YF1

≤ [ σ F1 ]

(6)

(7)

Trong đó:
+) T1 : Mơ men xoắn trên trục chủ động. T1 = 47357 Nmm
+) mn: Mô đun pháp. mn = 1,5
+) bW1: Chiều rộng vành răng. bw1 = 39mm
+) dW1: Đường kính vịng lăn bánh chủ động. dw1 = 42,036 mm
1

+) Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1,675 = 0,597
+) Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Yβ = 1 −

β0
15,54
= 1−
= 0,889
140
140

+)YF1 , YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương
ZV1 ,ZV2:
 Tính ZV1 ,ZV2:

Z1
27
=
= 30,19 (răng) .Chọn Zv1=30 răng
3
3
cos β cos 15,54 o
Z2
140
=
=
= 156,55 (răng) . Chọn Zv1=156 răng
3
3
cos β cos 15,54 o

Z v1 =
Z v2

Tra bảng 6.18 (TTTKHDĐCK )ta có: YF1 = 3,8, YF2 = 3,6
+) KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn.
KF = KFα.KFβ.KFV
Trong đó:
KFβ: là hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về uốn.
KFα: là hệ số kể đến sự phân bố không đề tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn.
Tra bảng 6.7 (TTTKHDĐCK )ta có KFβ =1,28
Tra bảng 6.14 (TTTKHDĐCK )ta có KFα = 1,4
ν .b .d


F
W
W1
Theo (6.46)[1] : K FV =1+ 2.T .K .K
1
Fβ
Fα

ν F = δ F .g 0 .v.

aW
u1

Tra bảng 6.15; 6.16 (TTTKHDĐCK )ta có: δF = 0,006; g0 = 73
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
17


Đồ án môn học
130
= 7,033
5,1852
7,033.130.0,3.42,036
= 1,068
K FV = 1 +
2.47357.1,28.1,4
⇒ K F = 1,28.1,4.1,068 = 1,914
⇒ VF = 0,006.73.3,024.


Thay vào cơng thức (6), (7) ta có:
2.47357.1,914..0,597.0,889.3,8
= 148,675 < [σ F 1 ] = 303,19( Mpa)
0,3.130.42,036.1,5
3,6
= 148,675
= 140,85( Mpa) < [σ F 2 ] = 271,28( Mpa)
3,8

σ F1 =
σ F2

Ta thấy,

σF1 < [σF1]; σF2 < [σF2]
⇒ Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn.
1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá
tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại.
Ta có hệ số quá tải (6.48) (TTTKHDĐCK ) K qt =

Tmax
= 2,2
T

 Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực
đại σH Max không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là:
σH Max = σH . K qt ≤ [σH]Max

[ ]


⇔ σ H max = 536,93. 2,2 = 796,395( MPa) ≤ σ H

max

= 1260 MPa

 Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng thì: σ F max = σ F 1 .K qt ≤ [σ F ] max
⇒ σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 148,675.2,2 = 327,085( MPa) ≤ [σ F 1 ] max = 464 MPa

⇒

σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 140,85.2,2 = 309,87( MPa) < [σ F 2 ] max = 360MPa

Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải.

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
18


Đồ án môn học
1.8 Bng thụng s c bn ca bộ truyền cấp nhanh
Thơng số
Khoảng cách trục
ĐK vịng chia
ĐK vịng đỉnh
ĐK vòng chân
ĐK vòng cơ sở
ĐK vòng lăn

Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng
Hệ số trùng khớp ngang

Ký
hiệu
aw
D1
D2
Da1
Da2
Df1
Df2
Db1
Db2
Dw
mn
bw
u
Z1
Z2
X1
X2
β
εα


Kết
quả

Cơng thức tính
a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cos β
D1 = m.Z1/cosβ
D2 = m.Z2/cosβ
Da1 = D1 + 2m
Da2 = D2 + 2m
Df1 = D1 – 2,5m
Df2 = D2 – 2,5m
Db1 = D1.cosα
Db2 = D2.cosα
Dw = 2a/(u+1)
(0,01.....0,02) aW
bW = ψba. aW
Z2 = U1. Z1

Đơn
vị
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm


130
42,0367
217,968
45,0367
220,968
38,2867
214,218
39,323
203,896
42,036
1,5
39
5,1852
27
140
0
0
15,540
1,675

mm

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
19


Đồ án môn học
2. Thit k b truyn cp chm:
2.1 Chọn vật liệu:

Do khơng có u cầu gì đặc biệt và tải trọng làm việc là không đổi nên ở đây
ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB < 350; và chọn cặp vật liệu cho bộ
truyền cấp chậm là như nhau với lưu ý rằng bánh răng nhỏ có độ rắn lớn hơn độ rắn
bánh răng lớn từ 10 đến 15 đơn vị.
Tra bảng 6.1 [1] ta có:
- Bánh nhỏ 1:
Thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB 241 I 285 có σb3 = 850 Mpa
σch3 = 580 Mpa
- Bánh lớn 2:
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192I240 có
σb4 = 750 Mpa
σch4 = 450 Mpa
1.2 Ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH], ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định
theo công thức.
[σH] = σoHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH
(1)
o
[σF] = σ Flim. KFC. KFL.YR/ SF
(2)
o
o
 σ Hlim, σ Flim:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.
0
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 I 350 SH=1,1; σ F lim = 1,8
;SF=1,75
Chọn độ rắn cho bánh nhỏ HB3=270 ; HB4=230
σ0Hlim3 = 2.HB3 + 70 = 2.270 +70 =610 (MPa)
σoFlim3 =1,8.HB3 =1,8.270 = 486 (MPa)

σ0Hlim4 = 2.HB4 + 70 = 2.230 +70 = 530 (Mpa)
σoFlim4 =1,8.HB4 =1,8.230 = 414 (MPa)
 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều;
 KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
KHL =
KFL =

mH

mF

N HO
N HE
N FO
N FE

+) m H , m F : Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Khi độ rắn mặt răng HB<= 350 thì m H = m F = 6
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
20


Đồ án môn học
+) N HO , N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc,
ứng suất uốn.
2, 4
N HO = 30.H HB


N HO 3 = 30.270 2, 4 = 2,05.10 7
N HO 4 = 30.230 2, 4 = 1,39.10 7

Đối với thép 45:

N FO = 4.106

 N HE , N FE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương.
N HE = N FE = 60.c.n.t ∑

Với: c, n, tΣ: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét.
N HE 3 = N FE 3 = 60.1.281,5.8.365.0,8.5 = 19,72.10 7
N HE 4 = N FE 4 = 60.1.107,2.8.365.0,8.5 = 1,59.10 7

Ta thấy:
N HE 3 > N HO 3
N HE 4 > N HO 4
N FE 4 > N FO

Ta lấy:

N HE 3 = N HO 3
N HE 4 = N HO 4
N FE 4 = N FO

⇒ KHL = 1; KFL = 1
 SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Theo bảng 6.2 [1]
SH = 1,1; SF = 1,75 ;

 ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng.
 ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng.
 KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
 YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Thay các tham số vào (1), (2) ta có:
[σH3] = 610.1.1.1/1,1 = 554,5 (MPa)
[σH4] = 530.1.1/1,1 = 454,55 (MPa)
[σH] = ([σH3] + [σH4] )/2 = 504,525 (MPa)
Mặt khác: [σH] ≤ 1,25.[σH]min= 1,25.418,82 = 523,53
[σF3] = 486.1/1,75 = 277,7 (MPa)
[σF4] = 414.1/1,75 = 236,6 (MPa)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
21


Đồ án môn học
* ng sut tip xỳc cho phộp khi quá tải:
[σH3]Max = 2,8.σch3 = 2,8 .580 = 1624 (MPa)
[σH4]Max = 2,8.σch4 = 2,8 .450 =1260 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σF3]Max = 0,8.σch3 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF4]Max = 0,8.σch4 = 0,8.450 = 360 (MPa)
1.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw. Nó được xác
định theo cơng thức sau (6.15a) (TTTKDĐCK)
aW 2 = K a .(u 2 ± 1).3

T2 .K Hβ

[σ H ] 2 .u 2 .ψ ba


Trong đó:
 Dấu (+) khi bộ truyền ăn khớp ngoài, dấu (-) khi bộ truyền ăn khớp
trong.
 Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra bảng 6.5 (TTTKDĐCK)ta có: Ka = 43 Mpa1/3
 T1: Mô men xoắn trên trục bánh chủ động;
 [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép;
 u: Tỉ số truyền của bộ truyền;
 ψba :Hệ số chiều rộng bánh răng.
Tra bảng 6.6 (TTTKDĐCK)ta có: ψba = 0,4
 KHB : Hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Ta có: ψbd = 0,5. ψba ( u +1) = 0,5.0,4(2,625 + 1) = 0,725
Tra bảng 6.7 (TTTKDĐCK)ta có KHβ = 1,12
Thay các giá trị đã tính vào (3) ta có:
a w 2 = 43.(2,625 + 1).3

235442,3.1,12
= 155,176(mm)
504,525 2.2,652.0,4

Chọn aW2 = 155 (mm)
1.4 Xác định các thống số ăn khớp:
a) Xác định modun:
Sau khi xác định được khoảng cách trục aw ta có thể tính mơđun theo cơng
thức sau:
m = (0,01 I 0,02)aw = (1,55I3,1) mm
Tra bảng 6.8 (TTTKDĐCK)ta chọn m = 2.
b) Xác định số răng Z, góc nghiêng β , hệ số dịch chỉnh x:


Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
22


Đồ án môn học
Gia khong cỏch trc aw, s rng bánh nhỏ Z3, số răng bánh lớn Z4, góc
nghiêng β của răng và modun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liện hệ với nhau theo
công thức:
aW =

m.( Z 3 + Z 4 )
2 cos β

(4)

- Chọn trước góc nghiêng β = 100
- Từ (4) ta suy ra số răng của bánh nhỏ:
Z3 =

2.a w . cos β 2.152. cos10 o
=
= 41,29 (răng)
m.(u 2 + 1)
2.(2,625 + 1)

Chọn Z3 = 42 (răng)
Vậy số răng bánh lớn là :
Z4 = u2.Z3 = 2,625.42 = 110,25 (răng)
⇒ Z4 = 111 (răng)


Tính lại: tỷ số truyền thực là: u 2 =

111
= 2,619
42

Tổng số răng: Zt = Z1+Z2 = 42 + 111 = 153 (răng)
- Tính lại góc nghiêng β:
Cosβ = m.

Zt
2.153
=
= 0,9871
2.a w 2.155

⇒ β = 9,214 0

- Với góc nghiêng β như vậy, ta không cần dịch chỉnh bánh răng để đảm bảo
khoảng cách trục cho trước.
- Chiều rộng vành răng : bw 2 = ψ ba .aw 2 = 0,4.155 = 62(mm)

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
23


Đồ án môn học
1.5 Kim nghim v bn tip xúc:
Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

(6.33) (TTTKDĐCK)
2.T1 .K H .(u1 + 1)
σ H = Z M .Z H .Z ε .
≤ [σ H ] (5)
2
bw .u1 .d w1
Trong đó:
 ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 (TTTKDĐCK) ta có: ZM = 274 (MPa1/3)
 ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
2. cos β b
ZH =
sin(2.α tw )

βb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg βb = cos αt.tg β
Chọn α =200
Đối với cặp bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
αt = αW = arctg (

tg 20 0
) = 0,3687
cos 9,214

α TW = α T = 20,24 0

tg βb = cos 20,24.tg 9,214 = 0,1522
⇒

⇒ βb = 8,654 0


2. cos 8,654
= 1,7452
sin( 2.20,24)

ZH =

 Zε :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua εβ ,
εα:
εα :Hệ số trùng khớp ngang.
εα = [1,88 – 3,2.(1/ Z3 + 1/ Z4)]. cosβ
εα = [1,88 – 3,2.(1/42 + 1/ 111)]. Cos9,2140 = 1,752
1

1

⇒ Z ε = ε = 1,752 = 0,756
α
 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ.KHα.KHV
+) KHβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
Tra bảng 6.7 (TTTKDĐCK)ta có: KHβ = 1,12.
+) KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp.
Tính đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
d w2 =

2a w 2
2.155
=

= 85,66 (mm)
U 2 + 1 2,619 + 1

Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
24


Đồ án môn học
Vn tc vũng: V =

.d w 2 .n2 3,14.86.281,5
=
= 1,267
60.10 3
60.10 3

Tra bảng 6.13(TTTKDĐCK) bộ truyền dùng cấp chính xác 9.
Tra bảng 6.14(TTTKDĐCK) ta có KHα = 1,13; KFα = 1,37.
 KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K HV =1+

ν H .b w .d w1
2.T1.K Hβ .K Hα

ν H =δ H .g 0 .v.

aw
u1

δH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.

Tra bảng 6.15(TTTKDĐCK) ta có: δH = 0,002
g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
Tra bảng 6.16 (TTTKDĐCK)ta có: g0 = 73
155
= 1,41
2,619
1,41.155.85,66
= 1,03
⇒ K HV = 1 +
2.235442,32.1,12.1,13
⇒ K H = 1,12.1,13.1,03 = 1,304
⇒ v H = 0,002.73.1,267.

Thay số vào công thức (5) ta có:
σ H = 274.1,75.0,756.

2.235442,32.1,304.(2,625 + 1)
= 494,9( Mpa)
0,4.155.85,66 2

* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σH]CX = [σH].ZV.ZR .KHX
 Với v = 1,267 (m/s) < 5 (m/s), chọn Zv = 1
 KHX: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. KHX = 1
Vì cấp chính xác động học là 9 và chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia cơng đạt độ chính xác với độ nhám Ra = (2,5I1,25)µm. Do đó
ZR = 0,95
[σH]CX = 504,525.1.1. 0,95 = 497,289 (MPa)
Sự chênh lệch giữa σH và [σH ]
∆σ H =


σ H − [σ H ]CX
479,289 − 494,9
.100 0 0 =
.100 o o = − 3,1 o o < 4 o o
CX
494,9
[σ H ]

Vậy bộ truyền được thiết kế thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng
2

2

σ 
 494,9 
bw = ψ ba .a w . h  = 0,4.155
 = 59,66(mm)
 [σ ] 
 504,525 
 h 

Chọn bw2 = 60 (mm)
Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên
25