TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MƠN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MƠN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Thái Vinh
Ngành đào tạo: Ơ tơ – máy động lực.
GVHD: Dương Đăng Danh.

MSSV: G0904799

ĐỀ TÀI
Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án: 10

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha khơng đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc 2 cấp cơn trụ;
4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Thùng trộn.
Số liệu thiết kế:
Cơng suất trên trục thùng trộn, P :
7 (KW).
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) : 45 (vòng/phút).
Thời gian phục vụ, L(năm) :
6 năm.
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh.
(1 năm làm việc 270 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải:
T1= T ; T2 = 0,4T
t1= 31 giây ; t2 = 45 giây.

NỘI DUNG THUYẾT MINH:

1. Xác đònh công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.

71


2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trò các lực.
d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bu-lông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.

MỤC LỤC
LỜI NĨI ĐẦU…………………………………………………………………………………………
PHẦN I: TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY………………………………………….
PHẦN II: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN……………………………………
I. CHỌN ĐỘNG CƠ………………………………………………………………………………
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN………………………………………………………………….
PHẦN III: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH………………………………………………………..
I. THƠNG SỐ CƠ BẢN…………………………………………………………………………...
II. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH……………………………………………………………..
III. KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN XÍCH………………………………………………………..
1. Kiểm nghiệm xích về độ bền
2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
IV. THƠNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH…………………………………………………………….
PHẦN IV: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC…………………………………
A. THƠNG SỐ CƠ BẢN…………………………………………………………………………...

B. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CƠN – CẤP NHANH……………………………
1. Vật liệu và ngun cơng bánh răng
2. Ứng suất cho phép
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép
b) Ứng suất uốn cho phép
c) Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi q tải
3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tải trọng tính
a) Xác định chiều dài cơn ngồi
b) Xác định thơng số ăn khớp
4. Cấp chính xác bộ truyền
5. Các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
7. Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn
8. Kiểm nghiệm răng về độ bền q tải
9. Thơng số bộ truyền
C. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG THẲNG – CẤP CHẬM…………
1. Vật liệu và ngun cơng bánh răng
2. Ứng suất cho phép
d) Ứng suất tiếp xúc cho phép
e) Ứng suất uốn cho phép
f) Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi q tải
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

71


Xác định các thông số ăn khớp
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn
Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Thông số bộ truyền
D. KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU……………………………………………
4.
5.
6.
7.
8.

PHẦN V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN……………………………………………….
I. VẬT LIỆU CHẾ TẠO TRỤC VÀ ỨNG SUẤT CHO PHÉP…………………………………..
II. CHỌN ĐƯỜNG KÍNH TRỤC SƠ BỘ…………………………………………………………
1. Tải trọng tác dụng lên trục
a) Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng
b) Bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng
c) Bộ truyền xích
d) Nối trục
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
III. XÁC ĐỊNH CHIỀU DÀI MOAY – Ơ CÁC ĐOẠN TRỤC…………………………………
IV. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC………………………..
1. Tính cho trục I
a) Xác định các lực tác dụng lên trục
b) Tính đường kính trục
2. Tính cho trục II
a) Xác định các lực tác dụng lên trục
b) Tính đường kính trục
3. Tính cho trục III
a) Xác định các lực tác dụng lên trục
b) Tính đường kính trục
V. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI……………………………………………
VI. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH…………………………………………..

VII. TÍNH CHỌN THEN…………………………………………………………………………...
1. Chọn then cho trục I
1.1. Chọn then vị trí lắp bánh răng côn
a) Chọn then
b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then
c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then
1.2. Chọn then vị trí lắp nối trục
a) Chọn then
b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then
c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then
2. Chọn then cho trục II
a) Chọn then
b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then
c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then
3. Chọn then cho trục III
3.1. Chọn then vị trí lắp bánh răng trụ
a) Chọn then
b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then
c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then
3.2. Chọn then vị trí lắp bánh xích.
a) Chọn then
b) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then

71


c) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then

PHẦN VI: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC……………………………………………
A. CHỌN Ổ LĂN…………………………………………………………………………………

I. Xác định các thông số chọn ổ
II. Chọn ổ cho tổng trục
1. Tính chọn ổ cho trục I
a) Tính chọn ổ
b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
c) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
2. Tính chọn ổ cho trục II
a) Tính chọn ổ
b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
c) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
3. Tính chọn ổ cho trục III
a) Tính chọn ổ
b) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
c) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
B. CHỌN NỐI TRỤC………………………………………………………………………………
PHẦN VII: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ……………………………………….
I.
THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC………………………………………………………...
II.
TÍNH CHỌN, THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT PHỤ…………………………………………
III.
CHỌN DẦU BÔI TRƠN…………………………………………………………………
PHẦN VIII: DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP…………………………………………………………….
KẾT LUẬN……………………………………………………………………………………………
TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………………………………………………….

LỜI NÓI ĐẦU
Sự phát triển mạnh mẽ của khoa học kỹ thuật đóng vai trò quan trọng với cuộc sống con
người. Áp dụng khoa học kỹ thuật nhằm thay thế và giảm sức lao động con người một cách hiệu
quả là mục tiêu của khoa học kỹ thuật. Các hệ thống cơ khí chính là sự phát triển tuyệt vời cho

mục tiêu này. Đặt con người ở trạng thái chủ động, an toàn và nâng cao hiệu quả công việc.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học cơ sở, xây dựng cho sinh viên ngành ô
tô có được kiến thức nền tảng, kỹ năng nhìn nhận vấn đề và cách nhìn tổng quan về công việc
thiết kế trong tương lai của một kỹ sư. Từ đó, tạo nền tảng cho việc thực hiện các thiết kế, quản
lý, tổ chức, điều khiển trong lĩnh vực, chuyên môn của sinh viên sau này.

71


Trong phạm vi đồ án, các kiến thức của những mơn cơ sở như ngun lý máy, chi tiết máy, sức
bền,… được áp dụng. Đồng thời bổ trợ thêm về kỹ năng thực hiện đồ án, kỹ năng thực hiện bản
vẽ trên cơng cụ hỗ trợ là máy tính.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh đã hướng dẫn đồ án thiết kế truyền động cơ
khí này. Xin cảm ơn vì sự tận tình và kiến thức thầy đã cho em.
Đây là đồ án thiết kế cơ khí đầu tiên em thực hiện nên khơng tránh khỏi những sai sót, thiếu kinh
nghiệm trong q trình tính tốn, thực hiện. Kính mong thầy, cơ sẽ chỉ dẫn thêm để em được
củng cố và đúc kết thêm kinh nghiệm hỗ trợ cơng việc sau này.
PHẦN I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY.
Hệ thống dẫn động thùng trộn là hệ thống cơ khí được ứng dụng rất nhiều trong thực tế, cả
trong nơng lẫn cơng nghiệp.
Trong nơng nghiệp thùng trộn và hệ thống dẫn động thùng trộn được ứng dụng ngày càng rộng
rãi như: trộn phân bón; thức ăn gia súc, gia cầm;…
Trong cơng nghiệp thùng trộn được sử dụng để khuấy dầu, hóa chất; trộn ngun liệu trong các
dây chuyền sản xuất thực phẩm; trộn bê tơng;…
Trong các ứng dụng của thùng trộn ở tất cả các trường hợp, thùng trộn đều được truyền và
dẫn động từ động cơ qua hộp giảm tốc. Thùng trộn sẽ có trục nối với đầu ra của hộp giảm tốc
hoặc thơng qua bộ truyền trung gian (bộ truyền ngồi) là bộ truyền xích hoặc đai. Động cơ
truyền cơng suất và moment thơng qua hộp giảm tốc cho thùng trộn.
Các bộ truyền này có thể đặt ngay trong thùng trộn hoặc ngồi thùng trộn tùy vào kích thước,
khối lượng, chức năng và u cầu của hệ thống.

Các bộ truyền động sử dụng trong hộp giảm tốc rất đa dạng. Có thể là bộ truyền trục vis bánh
vis, bộ truyền bánh răng khai triển, bộ truyền bánh răng đồng trục, bộ truyền kết hợp,… một hay
nhiều cấp và các bánh răng sử dụng như: bánh răng trụ - răng thẳng (răng nghiêng), bánh răng
nón – răng thẳng ( răng nghiêng),…
Trong phạm vi đồ án này, bộ truyền trong hộp giảm tốc được chỉ định là bộ truyền bánh răng
cơn – trụ hai cấp, trục ra hộp giảm tốc được nối với bộ truyền xích trước khi đến trục cơng tác
của thùng trộn.
Phân tích bộ truyền.
Mơ tả hoạt động
Động cơ truyền chuyển động quay, moment và cơng suất cho trục 1, cặp bánh răng cơn truyền
chuyển động cho trục 2, thơng qua cặp bánh răng trụ chuyển động được truyền đến trục 3, nhờ
vào bộ truyền ngồi – bộ truyền xích dẫn động trục cơng tác trên thùng trộn.
Ưu điểm:
Truyền moment và cơng suất cho các trục giao nhau.
Nhược điểm:
Khó chế tạo, u cầu cao về độ chính xác và dung sai.
Khó lắp ráp, giá thành cao.
PHẦN II. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ
THỐNG.
I. Chọn Động Cơ.
 Công suất tính toán (công suất đẳng trò):

71


∑ P .t
∑t
2

i


Pmax

i

Pt=Pđđt =Pmax

∑ T .t
∑t
2

i

i

i

i

=

2

2

2

T 
 T1 
 T2 

∑  Ti ÷ ti
 ÷ t1 +  ÷ t2
T
T 
= Pmax .
= Pmax .  
t1 + t 2
∑ ti
2

2

T 
 0, 4T 
 ÷ 31 + 
÷ 45
T
T 


= 7.
= 4,96 ( KW )
31 + 45
 Chọn hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất truyền động:

ηch = ηol3 .η x .ηbr1.ηbr 2
 Trong đó:

η ol


ηx

ηbr1
ηbr 2

- hiệu suất 1 cặp ổ lăn; chọn bằng 0,99
- hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn; chọn bằng 0,92
- hiệu suất bộ truyền bánh răng nón (bộ truyền cấp nhanh); chọn bằng 0,97
- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (bộ truyền cấp chậm); chọn bằng

0,96

ηK

- hiệu suất nối trục đàn hồi chọn bằng 1.
 Ta được: hiệu suất truyền chung

ηch = 0.993 × 0,92 × 0,96 × 0, 97 = 0,831
 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct =

Pt 4,96
=
= 5,97 ( KW )
η 0,831

 Xác đònh số vòng quay sơ bộ của động cơ


nct = 45

 Số vòng quay của trục công tác:
(vòng/phút)
 Đối với bộ truyền xích, tỉ số truyền ux chọ trong khoảng 2 – 6.
 Đối với hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp, tỉ số truyền được chọn trong khoảng 10 – 25.
 Ta chọn tỉ số truyền sơ bộ:

uch = uh .u x = 3 × 11 = 33

71


Trong đó:

uh

: tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

ux

: tỉ số truyền của bộ truyền xích.
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = uch .nct = 33 × 45 = 1485

(vòng/phút)
 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

ndb


=1500 (vòng/phút)

 Pdc ≥ Pct

ndb ≈ nsb

• Điều kiện chọn động cơ:
 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:
Dựa vào bảng P1.3/ trang 237 sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-Tập một” tác giả
“Trònh Chất-Lê Văn Uyển”. Chọn động cơ :
4A112M4Y3 có công suất 7,5 (KW) và số vòng quay trục chính n= 1455 (vòng/phút),
Tmax
T
= 2, 2; K
=2
Tdn
Tdn
cos ϕ = 0,86
η = 87,5
, hiệu suất
,
.
n
1455
uch = dc =
= 32,33
nct
45
Tỉ số truyền thực:

II. Phân Phối Tỉ Số Truyền
- Bộ truyền xích:
ux = 3

Tỉ số truyền sơ bộ:
- Hộp giảm tốc:
u
32,33
uh = ch =
= 10,78
ux
3
Tỉ số truyền:
- Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc:
Phương trình độ bền đều đối với hộp giảm tốc bánh răng cơn – trụ hai cấp, theo (3.15):

u14
λ c 2
=1
uh ( uh + 1)
3
K K

Và theo (3.16) (3.17):

cK =

d w 22
d e 21


λK =

2,25ψ bd 2 [ K 02 ]
( 1 − Kbe ) Kbe [ K 01 ]

-

71


Chọn

K be = 0,3 ( ψ be = 0,25...0,3) ψ bd 2 = 1,2 ψ bd 2 max = 1...1,2
;

khơng đối xứng trục bảng 6.6);
Tính

λK =
-

λK

(

[ K 01 ] = [ K 02 ] cK = 1,1
;

vị trí bánh răng


;

theo 3.17:

2,25 × 1,2
= 12,9
1
−
0,3
0,3
(
)

;

λ c = 12,9 × 1,1 = 17,1
3
K K

3

-

Từ đó:

-

Tra đồ thị hình 3.21 ta chọn

.


u1 = 3,6

;

utru =
Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ (bộ truyền cấp chậm):
Tỉ số truyền cuối của hộ giảm tốc sẽ là:
Sai số tỉ số truyền:

∆=

uh 10,78
=
= 2,994
ucon
3,6

uh = ucon × utru = 3,6 × 2,994 = 10,778

10,78 − 10,778
= 0,0186%
10,78

 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH
Tính toán công suất trên trục:
P
7
PIII = ct =
= 7, 686 ( KW )

η x .ηol 0,92 × 0,99

PII =

PIII
7, 686
=
= 8, 004 ( KW )
ηbr1.ηol 0,97 × 0,99

PI =

PII
8, 004
=
= 8, 422 ( KW )
ηbr 2 .ηol 0,96 × 0,99

 Tính toán số vòng quay các trục:

nII =

ndc 1455
=
= 404,167
ucon
3, 6
(vòng/phút)

nIII =


n1 404,167
=
= 134, 72
utru
3
(vòng/phút)



Tính toán moment xoắn trên các trục:

71


TI = 9,55 ×106 ×

PI
8, 42
= 9,55 ×106 ×
= 55265, 292 ( Nmm )
nI
1455

TII = 9, 55 ×106 ×

PII
8, 004
= 9, 55 ×106 ×
= 189125, 29 ( Nmm )

n II
404,167

TIII = 9,55 ×106 ×

PIII
7, 686
= 9,55 × 106 ×
= 544843,38 ( Nmm )
n III
134, 72

Tct = 9,55 ×106 ×

Pct
7
= 9,55 ×106 ×
= 1485555,556 ( Nmm )
n ct
45

» Bảng đặc tính:

Trục

Động
cơ
7,5

Thông số

Công suất P,kW
Tỉ số truyền u

I

II

III

Công tác

8,422

8,004

7,686

7

1

Số vòng quay n,vòng/phút
Mô men xoắn T,Nmm

1455

3,6
1455
55265,292


3

486
189125,29

3

135,1
544843,38

45
1485555,556

 Ta thấy rằng công suất làm việc trên trục I (8,422 KW) lớn hơn công suất đònh mức của động
cơ đã chọn (7,5 KW). Do đó ta chọn lại động cơ có công suất đònh mức cao hơn công suất làm
việc tối đa.
 Chọn động cơ: 4A132S4Y3 có công suất 11 KW, vận tốc quay n = 1458 vòng/phút, hệ số

công suất

cos ϕ = 0,87

, hiệu suất

η = 87,5%

Tmax
,

Tdn


= 2, 2;

TK

Tdn

=2

 Tính lại tỉ số truyền chung và tỉ số truyền bộ truyền ngoài:

uch =

ndc 1458
=
= 32, 4
nct
45

Tỉ số truyền hộp giảm tốc:

uh =

uch 32, 4
=
= 10,8
ux
3

Phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc:

Tỉ số truyền bánh răng cơn ( cấp nhanh của hộp giảm tốc):
Phương trình độ bền đều đối với hộp giảm tốc bánh răng cơn – trụ hai cấp, theo (3.15):

u14
λ c 2
=1
uh ( uh + 1)
3
K K

Và theo (3.16) (3.17):

71


cK =

λK =

Chọn

d w 22
d e 21

2,25ψ bd 2 [ K 02 ]
( 1 − Kbe ) Kbe [ K 01 ]

K be = 0,3 ( ψ be = 0,25...0,3) ψ bd 2 = 1,2 ψ bd 2 max = 1...1,2
;


xứng trục bảng 6.6);
Tính

λK =

λK

[ K 01 ] = [ K 02 ] cK = 1,1

;

;

λK cK3 = 12,9 × 1,13 = 17,1

Tra đồ thị hình 3.21 ta chọn

.

u1 = 3,6

;

Tỉ số truyền bánh răng trụ ( cấp chậm của hộp giảm tốc):
u
10,8
utru = h =
=3
ucon
3,6


Tỉ số truyền cuối của hộ giảm tốc sẽ là:
Sai số tỉ số truyền:

∆=

vị trí bánh răng khơng đối

theo 3.17:

2,25 × 1,2
= 12,9
( 1 − 0,3) 0,3

Từ đđó:

;

(

ucon = ( 1,2 ÷ 1,4 ) utru

;

uh = ucon × utru = 3,4 × 3,18 = 10,8

10,8 − 10,8
= 0%
10,8


 Tính toán số vòng quay các trục:

nII =

ndc 1458
=
= 405
ucon
3, 6
(vòng/phút)

nIII =

nII
405
=
= 135
utru
3
(vòng/phút)

 Tính toán moment xoắn trên các trục:

71


TI = 9,55 ×106 ×

PI
8, 422

= 9,55 ×106 ×
= 55164, 678 ( Nmm )
nI
1458

TII = 9,55 ×106 ×

PII
8, 004
= 9,55 ×106 ×
= 188736, 296 ( Nmm )
n II
405

TIII = 9,55 × 106 ×

PIII
7, 686
= 9,55 × 106 ×
= 543713,33 ( Nmm )
n III
135

Tct = 9,55 ×106 ×

Pct
7
= 9,55 ×106 × = 1485555,556 ( Nmm )
n ct
45


» Bảng thông số kỹ thuật kết quả:

Trục
Thông số
Công suất P,kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay
n,vòng/phút
Mô men xoắn T,Nmm

Động
cơ
8,422
1
1458

I

II

III

Công tác

8,422

8,004

7,686


7

3,6

3

3

1458

405

135

45

55164,678

188736,296

543713,33

1485555,556

PHẦN III. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH.
Bộ truyền xích ống con lăn một dãy, làm việc 2 ca, với:
- Cơng suất trên trục bánh dẫn xích P = 7,686 KW;
- Số vòng quay n1 = 135 vòng/phút;
- Tỷ số truyền ux = 3.

I. Tính tốn bộ truyền xích.
Chọn số răng của đĩa xích dẫn:

z1 = 29 − 2u x = 29 − 2 × 3 = 23

z1 = 23

Chọn
răng.
Tính số răng đĩa xích lớn:

z2 = u x z1 = 3 × 23 = 69
z2 = 69

Chọn
răng.
Tỷ số truyền thực tế:
z
69
ux ' = 2 =
=3
z1 23
Sai số tương đối tỷ số truyền:

71


∆=

u x '− u x 3 − 3

=
= 0%
ux
3

z2 < zmax = 120

Vì
răng nên bộ truyền thỏa điều kiện hạn chế độ tăng bước xích của bộ
truyền xích ống con lăn.
Công suất tính toán:
KK z K n P
Pt =
≤ [ P]
Kx

Kz

Kn

Kz =
- hệ số số răng,

- hệ số vòng quay,

25 25
=
z1 23

;

n01 200 200
Kn =
=
=
n1
n1
135

K x = 2,5

;

đối với bộ truyền xích 3 dãy.
Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K:

K = K r K a K 0 K dc K b K lv = 1,8 × 1 × 1 × 1 ×1 ×1,12 = 2,016

Trong đó:

K r = 1,8

Ka = 1
K0 = 1

(khoảng cách trục

a = (30 ÷ 50) pc

;


(bộ truyền xích nằm ngang, đường nối tâm song song với phương ngang) ;

K dc = 1
Kb = 1

(tải va đập mạnh);

(thiết kế bộ truyền có khả năng điều chỉnh được) ;

(bôi trơn định kỳ) ;

K lv = 1,12

(làm việc 2 ca).
Công suất tính toán :

Pt =

PKK z K n 1 
25 200 
=
7,686 × 2,016 × ×
= 9,98 KW

Kx
2,5 
23 135 

Theo bảng (5.5), tra theo cột
Ta chọn:


pt ≤ [ P ] = 11KW

Bước xích

pc = 25,4mm

n01 = 200

vòng/phút.

;

;

71


d c = 7,95mm

Đường kính chốt
;
b = 22,61mm
Chiều dài ống
Vận tốc trung bình của xích:

v=

z1n1 pc 23 × 135 × 25,4
=

= 1,314m / s
60000
60000

Tính lực vòng có ích trên bánh xích:

Ft =

1000 P1 1000 × 7,686
=
= 5849,32 N
v
1,314

Kiểm nghiệm bước xích:

pc ≥ 600 3

PK
7,686 × 2,016
1
= 600 3
= 24,3mm
z1n1 [ p0 ] K x
23 × 135 × 30 × 2,5

Vậy bước xích của bộ truyền thỏa yêu cầu.

Khoảng cách trục sơ bộ:
Số mắt xích:


a = 40 pc = 40 × 25,4 = 1016mm

.

2a
( z2 − z1 ) 2 pc
x=
+ 0,5( z1 + z2 ) +
pc
4π 2 a
2 × 1016
(69 − 23) 2 × 25,4
=
+ 0,5(23 + 69) +
= 127,34
25,4
4π 2 × 1016
x = 128

Chọn số mắt xích chẵn
mắt xích.
Xác định lại khoảng cách trục:
2
2

z1 + z2
z1 + z2 
z2 − z1  



a = 0,25 pc  x −
+ x−
÷ − 8
÷
2
2
2
π



 

2
2

23 + 69
23 + 69 
69 − 23  


= 0,25 × 25,4 128 −
+ 128 −
÷ − 8
÷
2
2
2
π




 

= 1024,52mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm bớt một lượng:

∆a = ( 0,002 ÷ 0,004 ) a = 2,049 ÷ 4,098

Chọn a = 1022 mm.
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:

i=

z1n1 23 × 135
=
= 1,62 < [ i ] = 12
15 x 15 × 128

.

71


II. Kiểm nghiệm bộ truyền xích.
1. Kiểm nghiệm xích về độ bền.

Hệ số an toàn:


s=

Q
( K r Ft + F0 + Fv )

Với:

Q

Q = 170,1KN

- tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 5.2
qm = 7,5kg

Kr
F0

, khối lượng 1 mét xích

;

- hệ số tải trọng động, tải va đập mạnh, chọn

K r = 1,8

;

- lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:


F0 = 9,81K f qm a = 9,81× 6 × 7,5 × 1,022 = 451,162 N
Kf =6
- bộ truyền nằm ngang;

Fv

- lực căng do lực ly tâm sinh ra:

Fv = qmv 2 = 7,5 × 1,3142 = 12,95 N
s=

170100
= 15,47 > [ s ] = 8, 2
( 1,8 × 5849,32 + 451,162 + 12,95 )

[ s]

Hệ số an toàn cho phép
tra bảng 5.10 ;
Vậy bộ truyền xích đủ bền.
2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.

σ H 1 = 0,47

kr ( Ft K d + Fvd ) E
Akd

Với:

kr


- hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích,

Kd
kd

- hệ số tải trọng động,

kd = 1,8

z1 = 23, kr = 0, 444

;

- hệ số phân bố không đều tải trọng các dãy xích,

Fvd

;

kd = 2,5

(xích 3 dãy);

- lực va đập trên m dãy xích:

Fvd = 13.10−7.n1. pc3m = 13.10−7 × 135 × 25,43 × 3 = 8,63N

;


71


A

- diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 25,4 mm, xích 3 dãy,
2 E1E2
E=
= 2,1 × 105 MPa
E1 + E2
, module đàn hồi.

A = 450mm 2

;

0,444 ( 5849,32 × 1,8 + 8,63) 2,1 × 105
σ H 1 = 0, 47
= 439,23MPa
450 × 2,5
.
Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép

[ σ H ] = 600MPa

, đảm bảo được độ bền tiếp xúc.

3. Lực tác dụng lên trục.


Theo công thức thực nghiệm:

Fr = k x Ft = 1,15 × 5849,32 = 6726,72 N

Với

k x = 1,15

bộ truyền nằm ngang.

III. Thông số bộ truyền xích.

Thông số
Bước xích
Số răng đĩa
xích
Đường kính
vòng chia

Đường kính
vòng đỉnh

Kí
hiệu
pc
z
d

Kích thước
Bánh dẫn


Bánh bị dẫn
25,4mm

23

d = p / sin ( π / z )

d = p / sin ( π / z )

= 186,536mm

= 558,063mm

= 25,4 / sin ( π / 23)
da

df

Đường kính
vành đĩa

dv

= 25,4 / sin ( π / 69 )

d a = [ 0,5 + cotan(π / z ) ] p

d a = [ 0,5 + cotan(π / z ) ] p


= 197,5mm

= 570,18mm

= [ 0,5 + cotan(π /23) ] 25,4

Đường kính
vòng đáy

69

= [ 0,5 + cotan(π /69)] 25,4

d f = d − 2r

d f = d − 2r

= 186,536 − 2 × 7,63
= 171,276mm

= 558,063 − 2 × 7,63
= 542,803mm

d v = pc cotan(π /z) − 1, 2h

dv = pc cotan(π /z) − 1, 2h

= 25, 4 × cotan(π / 23) − 1,2 × 24,2

= 25, 4 × cotan(π / 69) − 1, 2 × 24, 2


= 155,76mm

= 528, 44mm

71


dl = 15,08mm

d c = 7,95mm

Đường kính
con
lăn/đường
kính chốt
Bán kính đáy

dl/dc

r

r = 0,5025d l + 0,05 = 0,5025 × 15,08 + 0,05 = 7,63mm

Chiều cao

h

h = 24, 2mm


PHẦN IV. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC.
A. Số liệu thiết kế:
P ( kW )
Cơng suất trên trục thùng trộn,
:
7;
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (vòng/phút): 45;
Thời gian phục vụ, L (năm):
6;
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh.
(một năm làm việc 270 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Bảng thơng số:
Trục

Động
cơ
8,422
1

Thông số
Công suất P,kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay
n,vòng/phút
Mô men xoắn T,Nmm

I

II


III

Công tác

8,422

8,004

7,686

7

3,6

1458

3

3

1458

405

135

45

55164,678


188736,296

543713,33

1485555,556

Đây là bộ truyền bơi trơn tốt ( bộ truyền kín) ta tính tốn theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện
tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.
B. Bộ truyền bánh răng cơn – răng thẳng cấp nhanh.
1. Vật liệu và ngun cơng bánh răng.
Chọn vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau:
Thép C45 tơi cải thiện:
- Độ rắn bánh răng nhỏ là 250 HB;
- Độ rắn bánh răng lớn là 240HB.
σ b = 850MPa
- Giới hạn bền:
.

σ ch = 580MPa

- Giới hạn chảy:
.
2. Ứng suất cho phép.
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Tính sơ bộ theo (6.1a):
K
[ σ H ] = σ 0 H lim HL
sH


Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở được cho trong bảng (6.1):

σ 0 H lim1 = 2 H1 + 70 = 570 MPa;
σ 0 H lim 2 = 2 H 2 + 70 = 550MPa.

71


Hệ số tuổi thọ

K HL = mH

K HL

được xác định theo công thức 6.3:

N HO
N HE

Trong đó:

N HE
N HO

- số chu kỳ làm việc tương đương;
- số chu kỳ làm việc cơ sở;

mH

- bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức ???:
mH /2

 T 
N HE1 = 60c ∑  i ÷
i =1  Tmax 
n

 T mH /2 t 
i
niti = 60cLh n ∑  i ÷

ti 
i =1  Tmax 
∑


n

3
 T1 3 t1
 T2  t2 
= 60cn  ÷
+ ÷
 Lh
 T  t1 + t2  T  t1 + t2 
3
 T 3 31
 0,4T  45 
= 60 × 1458 ×  ÷

+
 × 25920
÷
T
31
+
45
T
31
+
45







= 1,01 × 109

chu kỳ.

Trong đó:

t1 = 31

giây;

t2 = 45


giây;
T1 = T T2 = 0,4T
;
;

Lh = L365K nam 24 K ngay = 6 × 365 ×

270
2×8
× 24 ×
= 25920
365
24

giờ.

Với:

K nam =

K ngay =

270
365

- hệ số sử dụng bộ truyền trong 1 năm (1 năm làm việc 270 ngày);

2×8
24


- hệ số sử dụng bộ truyền trong 1 ngày (1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca làm việc

8 giờ).

71


N HE1 1,01 × 109
⇒ N HE 2 =
=
= 0,28 × 109
u
3,6
chu kỳ.
Số chu kỳ làm việc cơ sở phụ thuộc vào độ rắn bề mặt tùy theo phương pháp nhiệt luyện
trong bảng (6.2):

N HO1 = 30 HB12,4 = 30 × 250 2,4 = 0,17 × 108
N HO 2 = 30 HB

2,4
2

= 30 × 240

2,4

chu kỳ;

= 0,15 × 10


8

chu kỳ.

N HE1 > N HO1; N HE 2 > N HO 2

K HL1 = K HL 2 = 1

Vì
nên
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2:

.

sH = 1,1

.
Ứng suất tiếp xúc sơ bộ của từng bánh răng:
K
1
[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1 HL1 = 570 = 518,18MPa
sH 1
1,1

[ σ H 2 ] = σ 0 H lim 2

K HL 2
1
= 550 = 500 MPa

sH 2
1,1

Đây là bộ truyền bánh răng thẳng nên:

[ σ H ] = [ σ H ] min = 500MPa

.

b) Ứng suất uốn cho phép.

N FO

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở
được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề
mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 6.1:

σ 0 F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8 × 250 = 450 MPa
σ 0 F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8 × 240 = 432 MPa

Hệ số tuổi thọ

K FL = 6

K FL

xác định theo công thức (6.4):

N FO
N FE


Số chu kỳ cơ sở:

N FO1 = N FO 2 = 5 × 106

chu kỳ.
Số chu kỳ làm việc tương đương:

N HE1 = 1,01 × 109
N HE 2 = 0,28 × 10

chu kỳ;

9

chu kỳ.
Do số chu kỳ làm việc tương đương lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

71


K FL1 = K FL 2 = 1

.
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2:

sF = 1,75

.


Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

1
= 257,14MPa
1,75
1
[ σ F 2 ] = 432 = 246,86MPa
1,75

[ σ F1 ] = 450

c) Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[ σ H ] max = 2,8σ ch
[ σ F ] max = 0,8σ ch
[ σ H 1 ] max = 2,8σ ch = 2,8 × 580 = 1624 MPa;
[ σ H 2 ] max = 2,8σ ch = 2,8 × 450 = 1260 MPa;
[ σ F 1 ] max = 0,8σ ch = 0,8 × 580 = 464MPa;
[ σ F 2 ] max = 0,8σ ch = 0,8 × 450 = 360 MPa.

⇒

3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tải trọng tính.
a) Xác định chiều dài côn ngoài.

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc:

Re ≥ K R u 2 + 1 3

T1K H β


( 1 − Kbe ) Kbeu [ σ H ]

2

Trong đó:

K R = 0,5K d

- hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng, truyền động bánh răng

côn răng thẳng bằng thép,

K d = 100MPa1/3 ⇒ K R = 50MPa1/3

.

KHβ
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng côn, theo bảng (6.21).

Kbe

- hệ số chiều rộng vành răng:
b
K be =
= 0, 25...0,3
Re
;
K be = 0,285

Chọn
.
Từ

K be

ta suy ra tỷ số sau:

71


K beu
0,285 × 3,6
=
= 0,598
2 − K be
2 − 0,285
Giả sử trục được lắp trên ổ đũa côn, tra bảng (6.21) sơ đồ I với HB<350, ta được hệ số
tập trung tải trọng:

K H β = 1,13

;

T1 = 55164,678 Nmm

.

Ứng suất tiếp xúc cho phép,
Vậy ta có:


Re = K R u 2 + 1 3
= 50 3,62 + 1 3

[ σ H ] = 500 MPa

.

T1K H β

( 1 − Kbe ) K beu [ σ H ]

2

55164,678 × 1,13
= 130,375mm
( 1 − 0, 285 ) 0, 285 × 3,6 × 5002

b) Xác định thông số ăn khớp.

Đường kính vòng chia ngoài được xác định theo công thức:

de1 =

2 Re
1 + u12

=

2 × 130,375

1 + 3,62

= 69,788mm

z1 p = 18
Do đó theo bảng (6.22) với HB<350 ta có:

z1 = 1,6 z1 p = 1,6 × 18 = 28,8

, chọn

Suy ra :

z2 = uz1 = 3,6 × 29 = 104,4
um =

z1 = 29

, chọn

răng;

z2 = 104

z2 104
=
= 3,586
z1
29


Tỷ số truyền thực :
Sai số tương đối tỷ số truyền :

;

răng.

.

um − u 3,586 − 3,6
=
= 0,39% < 2 ÷ 3%
u
3,6
.
Đường kính trung bình và module trung bình:

d m1 = ( 1 − 0,5K be ) de1 = ( 1 − 0,5 × 0,285 ) 69,788 = 59,84 ( mm )

;

d
59,84
mtm = m1 =
= 2,063 ( mm )
z1
29

.
Xác định module:

Với bánh răng côn răng thẳng module vòng ngoài được xác định theo công thức:

71


mte =

mtm
2, 063
=
= 2, 405 ( mm )
1 − 0,5 K be 1 − 0,5 × 0, 285

Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn
Từ

mte

tiêu chuẩn tính lại

mte = 2,5 ( mm )

d m1 và mtm

.

;

:


mtm = mte ( 1 − 0,5K be ) = 2,5 ( 1 − 0,5 × 0, 285 ) = 2,144 ( mm ) ;
d m1 = mtm z1 = 2,144 × 29 = 62,176 ( mm ) .

Góc côn chia:

z 
 29 
0
δ1 = arctan  1 ÷ = arctan 
÷ = 15,58 ;
 104 
 z2 
δ 2 = 900 − δ1 = 74,420.
Chiều dài thực côn ngoài:

Re = 0,5mte z12 + z 22 = 0,5 × 2,5 29 2 + 104 2 = 134,96mm
-

Chiều rộng vành răng:
b = ψ be Re = 0, 285 × 134,96 = 38, 46mm

b = 39 ( mm )

.

Chọn
;
4. Cấp chính xác bộ truyền.
Vận tốc vòng theo đường kính trung bình:


vm =

π d m1n1 3,14 × 62,176 × 1458
=
= 4,74 m / s
60000
60000

Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 7.

.

5. Các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền.

Các lực tác dụng lên bánh dẫn được xác định:
Lực vòng:
2T
2 × 55164,678
Ft1 = 1 =
= 1774, 47 N
d m1
62,176
.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

σ H = Z M Z H Zε

2T1K H u 2 + 1
≤ [σ H ]

0,85bd m21u
;

Trong đó:

71


ZM

- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng (6.5):

Z M = 274MPa1/3

.

ZH

- hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, với góc ăn khớp
β =0
răng
:

α w = 200

, góc nghiêng

2cosβ
= 1,76
sin 2α w


ZH =

;

Zε

- hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:

4 − εα
3

Zε =

, trong đó

εα

là hệ số trùng khớp ngang:


 1 1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cosβ = 1,88 − 3,2  +
÷ = 1,739
 29 104 
 z1 z2  



Zε =
Suy ra:

KH

4 − 1,739
= 0,868
3

;

.

- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

K H = K H β K Hα K Hv

;

KHβ
Với:

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, Theo

K H β = 1,13
bảng (6.21) sơ đồ I, răng thẳng, trục lắp trên ổ đũa, chọn

K Hα

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng thời,


với bánh răng côn răng thẳng

K Hv

.

K Hα = 1

.

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:

K Hv = 1 +

vH bd m1
2T1K H β K Hα
;

71


Trong đó:

vH = δ H g 0vm

Với:

δ H = 0,006


g0 = 47

Suy ra:

- chọn theo bảng (6.15);

- chọn theo bảng (6.16).

K Hv = 1 +
=1+

d m1 ( u + 1)
62,176 ( 3,6 + 1)
= 0,006 × 47 × 4,74
= 11,91( m / s )
u
3,6

vH bd m1
2T1K H β K Hα

11,91 × 38, 46 × 62,176
= 1, 228
2 × 55164,678 × 1,13

.

K H = K H β K H α K Hv = 1,13 × 1 × 1,228 = 1,388
Do đó:
Thay vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc:


σ H = Z M Z H Zε

.

2T1K H u 2 + 1
0,85bd m21u

2 × 55164,678 × 1,388 3,6 2 + 1
= 274 × 1,76 × 0,868
= 466,15 ( MPa )
0,85 × 39 × 62,176 2 × 3,6
.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Z Z K K
[ σ H ] = σ 0 H lim R V xH HL
sH

;

Trong đó:
Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt:

Z R = 0,95

, với
HB ≤ 350
Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng, do
:
Zv = 1

;

Ra = 1,25 ÷ 2,5µ m

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

;

Kl = 1

.

K xH = 1

Suy ra:

[ σ H ] = [ σ H ] Z R ZV K xH = 500 × 0,95 × 1 ×1 = 475MPa

σ H = 466,15MPa < 475MPa = [ σ H ]

.

.
Điều kiện bền tiếp xúc cảu bánh răng được thỏa.
7. Kiểm nghiệm ứng suất uốn.

71



Ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép.

2T1K F Yε Yβ YF 1

σ F1 =

0,85bmnm dm1

≤ [ σ F1 ]

σ F 1YF 2
≤ [σ F2]
YF 1

σF2 =

Trong đó:
T1 = 55164,678 Nmm
T1
- moment xoắn trên bánh chủ động,
;

mnm
b

- module pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng,

- chiều rộng vành răng,

d m1


b = 39mm

;

- đường kính trung bình bánh chủ động,

d m1 = 62,176 ( mm )
Yβ = 1

Yβ
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng, bánh răng thẳng

YF 1 ,YF 2

z1
29
=
= 30,11;
cosδ1 cos15,580

zvn 2 =

z2
104
=
= 387,22;
cosδ 2 cos74,420

Theo bảng (6,18) tìm được

1
Yε =

;

;

YF 1 = 3,8;YF 2 = 3,6.

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

⇒ Yε =

ε α = 1,739

là hệ số trùng khớp

1
= 0,575
1,739

ngang,

KF

;

- hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2:

zvn1 =


εα

mnm = mtm = 2,144 ( mm )

;

- hệ số tải trọng tính khi uốn:

K F = K F β K Fα K Fv

;

KFβ
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên vành răng, theo bảng (6.21) chọn

K F β = 1,25
;

K Fα

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,

với bánh răng côn răng thẳng

K Fα = 1

;

71



K Fv

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng anh khớp, tính theo công thức:

K Fv = 1 +

vF bd m1
2T1K F β K Fα

vF = δ F g 0vm
Với:

δF

g0

d m1 ( u + 1)
u

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng (6.15), chọn

b

;

- vận tốc vòng

g0 = 47


;

vm = 4,74( m / s)

- chiều rộng vành răng,

T1

δ F = 0,016

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng (6.16) với cấp chính xác

7, có module < 3,55 nên chọn

vm

;

;
b = 38, 46mm

- moment xoắn trên bánh chủ động,

⇒ vF = 0,016 × 47 × 4,74
K Fv = 1 +

;

T1 = 55164,678 Nmm


62,176 ( 3,6 + 1)
= 31,77( m / s)
3,6

Do đó:
Ta có:

σF2 =

;

vF bd m1
31,77 × 39 × 62,176
=1+
= 1,56
2T1K F β K Fα
2 × 55164,678 × 1,25 × 1
;

K F = K F β K Fα K Fv = 1,25 × 1 × 1,56 = 1,95

σ F1 =

;

.

2T1K FYε Yβ YF 1
0,85bmnm d m1


=

2 × 55164,678 × 1,95 × 0,575 × 1 × 3,8
= 106,4 MPa
0,85 × 39 × 2,144 × 62,176

σ F 1YF 2 106, 4 × 3,6
=
= 100,8MPa
YF 1
3,8

Ta thấy:
σ F 1 = 106, 4MPa < 257,14 MPa = [ σ F 1 ] ;

.

σ F 2 = 100,8MPa < 241,71MPa = [ σ F 2 ] .

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

8. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

71