Đồ án Chi tiết mát - Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Phần 1: Chọn động cơ Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: 1) Xác định công suất cần thiết : P= Trong đó: P là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW). P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW). h là hiệu suất truyền động. - Hiệu suất truyền động: h =h.h.h Trong đó: h là hiệu suất của một cặp ổ lăn. h là hiệu suất của bộ truyền bánh răng . h là hiệu suất của bộ truyền xích . hlà hiệu suất nối trục di động Theo bảng (2.3) ta có : h = 0,99 ; h = 0,97 ; h = 0,93 ;h= 0,99 Thay số: h = 0,99. 0,994 . 0,97. 0,93 = 0,83 Tính pt : + Trước hết ta phải xác định tính chất làm việc của động cơ ts = .100 = .100 = 87,5 ts > 60% do đó động cơ làm việc với tải trọng thay đổi có chu kì ị P= P P= +Xác định P1 , P2 : P1 = (kw) Vì P tỉ lệ bậc nhất với T nên ta có: ị P2 = 0,5P1 ị P= 8,4 = 7 (kw) - Công suất cần thiết : Pct == = 8,43(kw) Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện: - Tính số vòng quay của trục tang : nlv == 64 (v/p) - Tỉ số truyền của cơ cấu : Ut = U: tỉ số truyền hộp giảm tốc. U: tỉ số truyền bộ truyền ngoài. - Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ : Un = 2,2 Uh = 10 ị Ut = 10 . 2,2 = 22 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n = n. U Trong đó: n là số vòng quay đồng bộ n là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang U là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống - Thay số : n = 22.64 = 1408 (v/p) 3) Chọn quy cách động cơ: - Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : n= 1500 (v/ph) Ta có : P = 8,43 (kw) n = 1408 (v/ph) 1,4 Dựa vào các thông số trên và phụ lục 1-3 ta chọn động cơ có ký hiệu : 4A132M4Y3 có : P = 11 kw n = 1458 v/ph = 2 phần 2: phân phối tỉ số truyền Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: 1) Xác định tỷ số truyền U của hệ thống dẫn động: Ut = Trong đó: n là số vòng quay của động cơ. n là số vòng quay của trục tang. Thay số Ut == 22,8 2) Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động U cho các bộ truyền : U=U.U Ta có hộp giảm tốc bánh răng trụ phân đôi,do đó chọn Utrước sau đó tính U U= U.U Theo bảng 3-1 ứng với U= 10 ta có : U = 3,58 U= 2,79 U: tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh. U: tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm. ị U= = = 2,28 3) Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có : + Trục I : P= P.= 8,26 (kw) n = n = 1458 (v/ph) 54104 (Nmm) + Trục II : P 7,93(kw) n 186072 (Nmm) + Trục III : P(kw) n= = 146 (v/ph) =498432 (Nmm) - Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công suất P 8,43 8,26 7,93 7,62 Tỷ số truyền U 3,58 2,79 2,28 Số vòng quay n 1458 1458 407 146 Mô men xoắn T(Nmm) 54104 186072 498432 Phần 3: Thiết kế các bộ truyền. I- Chọn vật liệu: - Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1 chọn Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có HB = 241đ285 lấy giá trị HB =250 ; ; Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 10đ15HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có HB = 192đ240 lấy giá trị HB =235 ; 750Mpa ; 450Mpa II- Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì : ; ; ; - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB=250 ; độ rắn bánh lớn HB=235 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo 6-5 N thay số N ; N - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N với tất cả các loại thép - Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE = 60.C.S(Ti/Tmax)3.ni. t NFE = 60.C.S(Ti/Tmax)mF.ni. t Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay. n là số vòng quay trong một phút. tlà tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Thay số NHE1 = 60.1[(1).407.3600 + (0,5).146.2700] = 9,1.10. ị NHE1 > NHO1 ị KHL1 =1 N= = = 2,5.10. ị NHE2 > NHO2 ị KHL2 =1 áp dụng công thức 6-1a tập 1 Sơ bộ xác định được : Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng : [s] = = = 504,5 (Mpa) < 1,25[s] Cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng : ’ = = 491 (Mpa) - Tính : NFE = 60.C.S(Ti/Tmax)6.ni.tI NFE1 = 60.1[(1).407.3600 + (0,5).146.2700] = 8,8.10. ị NFE1 > N ị KFL1 = 1 N = = = 2,45.10 ị N > N ị KFL2 = 1 - Động cơ làm việc 1 chiều ị KFC = 1 Theo 6-2a Sơ bộ xác định được : - ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải III- Tính bộ truyền cấp nhanh : ( Bánh răng trụ răng nghiêng ) 1) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : a K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6-5 tập 1 được k T1Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T54104 (Mpa) Theo bảng 6-6 chọn Theo bảng 6-7 sơ đồ 3 =1,09 Thay vào trên a 118 (mm) Lấy aw = 120 mm 2) Xác định thông số ăn khớp , mô đun: Theo 6-17 m = (1,2đ2,4) Theo bảng 6-8 chọn m = 2 Sơ bộ chọn b =30 ị cosb = 0,866 - Xác định số răng Theo công thức 6-19 tập 1 : Z Lấy tròn Z1 = 22 Theo 6-20 Z2 =U2.Z1 = 3,58.22 = 78,7 làm tròn Z2 = 78 răng Tỷ số truyền thực u Tính lại góc nghiêng b : cosb = ị b = 33,590 3) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo 6-33 tập 1 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : Trong đó : Z là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z Z: hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc Z với là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/cos33,590) = 23,60 tgbb = cosat.tgb = cos(23,6).tg(33,59) = 0,686 ị bb = 31,230 b = 0,3.120 = 36 (mm) Theo 6.37 eb =bwsinb/(p.m) = 36.sin(33,59)/(3,14.2) = 1,57 >1 Do đó Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức Z với - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = = 52,8 mm - K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6-7 tập 1 K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K với Vận tốc vòng V= Theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác 9 Theo bảng 6-14 : K= 1,13 Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 Vởy K Thay vào 6-33 : Xác định chính xác ứng suất cho phép : Theo 6-1 và 6-1a Vì V Cấp chính xác 9 R Đường kính đỉnh răng d Do đó Kiểm tra : ị Điều kiện về bền tiếp xúc thoả mãn 4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo 6-43 Trong đó: T1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 54104 (N.mm) m Mô đun pháp m= 2 (mm) b Chiều rộng vành răng b dw1 Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1 = 52,8 (mm) Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y với hệ số trùng khớp ngang Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng Y Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 - Số răng tương đương : Z Tra bảng 6-18 được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFb = 1,19 (tra bảng 6-7) với =0,68 KFa = 1,386 (tra bảng 6.14) KFV = 1 + với Theo bảng (6.15) ; theo bảng (6.16) g0=73 đKFV=1+ KF = 1,19.1,386.1,109 = 1,83 Thay vào 6.43 ta có Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : [s]’ = [s]tk.YR.YS.KXF YR =1 ; YS =1,08- 0,0695ln(2) = 1,032 KXF =1 vì d < 400mm [s]1 = 257.1.1,032.1 = 265,22 (Mpa) [s]2 = 241,7.1.1,032.1 = 249,43 (Mpa) Như vậy độ bền uốn thoả mãn. 5) Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo 6.48 Kqt= 6) Các thông số và kích thước bộ truyền: Bảng Thông Số và Kích Thước Bộ Truyền (Bánh răng trụ răng nghiêng) Thông Số Kí hiệu Trị số Khoảng cách trục chia (mm) a 120 Khoảng cách trục (mm) a 120 Mô đun pháp m 2 Chiều rộng vành răng (mm) b 18 Tỷ số truyền u 3,545 Góc nghiêng của răng b 33,59 Số răng bánh răng Z 22 Z 78 Đường kính chia (mm) d 52,8 d 187,2 Đường kính lăn (mm) d 52,8 d 187,2 Đường kính đỉnh răng (mm) d 56,8 d 191,2 Đường kính đáy răng (mm) d 47,8 d 182,2 Góc prôfin gốc a 20 Góc prôfin răng a 23,6 Hệ số trùng khớp ngang e 1,441 Góc ăn khớp a 23,6 IV- Tính bộ truyền cấp chậm : ( Bánh răng trụ răng thẳng ) 1) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : a K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6-5 tập 1 được k T2 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T186072 (N.mm) K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6-6 chọn Theo bảng 6-7 sơ đồ 7 =1,02 Thay vào trên a167,4 (mm) Lấy aw = 167 mm 2) Xác định thông số ăn khớp , mô đun: Theo 6-17 m = (1,67đ3,34) Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế,chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh : m = 2 - Xác định số răng Z Lấy Z1 = 43 Theo 6-20 : Z2 = U2.Z1 = 2,79. 43 = 119,9 Lấy Z= 121 ị a = 164 (mm) Lấy a= 165 mm, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng sách trục từ 164 lên 165 mm . Tính hệ số dịch tâm theo (6.22) y = z = z+ z= 43 + 121 =164 Theo (6.23) : k= = Theo bảng (6.10a) tra được k= 0,064 Theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng : Dy = Theo (6.25) tổng hệ số dịch chỉnh : x = y + Dy = 0,5 +0,0098 = 0,5098 Theo (6.26) hệ số dịch chỉnh bánh 3 và bánh 4 : x = 0,5 x = 0,5098 – 0,136 = 0,3738 Theo (6.27) góc ăn khớp : cosa ị a 3) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo 6-33 tập 1 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : Trong đó : Z là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z Z hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc Z = = 1,731 b = 0,4.165 = 66 (mm) u = = 2,81 Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức (6.36a) Z - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw3 = = 86,6 (mm) K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K với Vận tốc vòng V= Theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác 9 Bánh răng trụ răng thẳng : K= 1 Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 Vởy K Thay vào 6-33 : 434,86 (Mpa) Xác định chính xác ứng suất cho phép : Theo 6-1 và 6-1a Vì V Với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 R Đường kính đỉnh răng d Do đó Kiểm tra : ị Điều kiện về bền tiếp xúc thoả mãn 4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo 6-43 Trong đó: T2 Mô men xoắn trên bánh chủ động : T2 = 186072 (N.mm) m Mô đun pháp : m= 2 (mm) b Chiều rộng vành răng : b dw3 Đường kính vòng lăn bánh chủ động: dw3 = 86,6 (mm) Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y với là hệ số trùng khớp ngang Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng :Y= 1 (răng thẳng) Y Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 Tra bảng 6-18 được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFb = 1,023 (tra bảng 6.7) với = 0,75 KFa = 1,37 (tra bảng 6.14) KFV = 1 + với Theo bảng (6.15) ; theo bảng (6.16) g0=73 đKFV =1+ KF = 1,023.1,37.1,067 = 1,495 Thay vào 6.43 ta có : Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : [s]’ = [s]tk.YR.YS.KXF YR =1 ; YS =1,08- 0,0695ln(2) = 1,032 KXF =1 vì d < 400mm [s]1 = 257.1.1,032.1 = 265,22 (Mpa) [s]2 = 241,7.1.1,032.1 = 249,43 (Mpa) Như vậy độ bền uốn thoả mãn . 5) Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo (6.48) : Kqt= 6) Các thông số và kích thước bộ truyền: Bảng thông số các kích thước bộ truyền (Bánh răng trụ răng thẳng) Thông Số Kí hiệu Trị số Khoảng cách trục chia (mm) a 164 Khoảng cách trục (mm) a 165 Mô đun pháp m 2 Chiều rộng vành răng (mm) b 66 Tỷ số truyền u 2,81 Số răng bánh răng Z 43 Z 121 Đường kính cơ sở (mm) d 80,8 d 227,4 Đường kính chia (mm) d 86 d 242 Đường kính lăn (mm) d 86,6 d 243,4 Đường kính đỉnh răng (mm) d 90,5 d 247,5 Đường kính đáy răng (mm) d 81,54 d 238,9 Góc prôfin gốc a 20 Hệ số trùng khớp ngang e 1,78 Góc ăn khớp a 20,93 V-Tính bộ truyền ngoài : 1) Chọn loại xích : - Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, chọn xích con lăn 2) Xác định các thông số của xích và bộ truyền : - theo bảng (5.4) với u = 2,28 chọn số răng đĩa nhỏ : z = 25 Số răng đĩa lớn : z = u.z = 2,28.25 = 57 Theo (5.3) công suất tính toán : P = P.k.k.k k = Với n = 200 v/ph ị k k = k.k.k.k.k.k Theo bảng (5.6) : k= 1 (đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang 1 góc < 40) k= 1 (chọn a = 30p) k= 1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) k= 1,3 (tải trọng va đập ) k= 1 (bộ truyền làm việc 1 ca) k= 1 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II, bảng 5.7 ) ị k = 1.1.1.1,3.1.1,3 = 1,69 P= 7,62.1,69.1.1,37 = 17,64 (Kw) Theo bảng (5.5) với n= 200 v/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn : P < [P] =19,3 (Kw) ; đồng thời theo bảng (5.8) p < p Khoảng cách trục : a = 30p = 30.31,75 = 952,5 (mm) Theo (5.12) số mắt xích : x = = 2.30 + 0,5(25 + 57) + = 101,8 Lờy số mắt xích chẵn : x = 102 Theo (5.13) tính lại khoảng cách trục : A = 0,25p = 0,25.31,75. = 954 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn,giảm a một lượng : Da = 0,003a = 0,003.954 = 3 (mm) do đó : a = 954 – 3 = 951 (mm) Số lần va đập xích : i = Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo (5.15) : s = :hệ số an toàn cho phép. Theo bảng (5.2) tảI trọng phá hỏng : Q = 88500 N, khối lượng 1 mét xích q = 3,8 kg k:hệ số tảI trọng động F:lực vòng. F:lực căng do lực li tâm gây ra. F:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. k= 1,2 (tảI trọng mở máy bằng 1,4 tảI trọng danh nghĩa ) F F = 9,81.k.q.a = 9,81.6.3,8.0,951 = 212,7 k:hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền Với k= 6 (bộ truyền nằm ngang) F = q.v = 3,8.1,93= 14,15 ị s = Theo bảng (5.10) với n = 200 v/ph ta có : = 8,5 Vậy s > bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Tính đường kính đĩa xích : d d d d= 31,75.= 591,6 (mm) r = 0,5025.d + 0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 = 9,62 (mm) Theo bảng (5.2) : d = 19,05 (mm) d= d - 2r = 253,45 – 2.9,62 = 234,21 (mm) d= 576,65 – 2.9,62 = 557,41 (mm) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích : Theo (5.18) : s F: lực va đập trên m dãy xích; theo (5.19) : F = 13.10.n= 6,07 N k: hệ số kể đến ảnh hưởng số răng đĩa xích,phụ thuộc z voi z= 25 ị k= 0,42 E : mô đun đàn hồi; E = 2,1.10 Mpa A : diện tích chiếu của bản lề Theo bảng (5.12) với p = 31,75 ị A = 262 (mm) ị s= 0,47. = 618,17 Mpa Dùng thép 45 tôI ,ram đạt độ rắn HRC45 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [s]= 800 Mpa,đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1. - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc dĩa xích 2 : z= 57 ị k= 0,226 n= 64 v/ph, v= 1,93 m/s P= 7,54 Kw, F= 3906,7 N, F= 2,66 ị s s < Vậy độ bền tiếp xúc đĩa 2 thoả mãn. Xác định lực tác dụng lên trục : Theo (5.20): F= k.F = 1,15.3948,2 = 4540 N Bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40 : k= 1,15. Top of Form V- Chọn mối ghép : - Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then VI- Tính mối ghép then : - Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ . Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng - Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt then: ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì l = 0,9.l d: dường kính trục Theo bảng (9.1a) ta chọn được then Kết quả kiểm nghiệm độ bền then Tiết diện d l l b h t T 1.2 32 51 45 10 8 5 54104 25,05 7,51 2.2 38 43 36 10 8 5 93036 45,34 13,6 2.3 42 73 63 12 8 5 93036 23,44 5,86 3.2 56 73 63 16 10 6 522980 74,12 18,53 3.3 48 73 63 14 9 5,5 522980 98,82 24,7 - Bánh răng trên trục 1 ta không dùng then mà chế tạo bánh răng liền trục do : X < 2,5.m = 2.5.2 = 5 mm X = mm d= 47,8 mm : là đường kính chân răng d= 36 mm : là đường kính trục tại tiết diện 1.3 t= 3,3 mm : là chiều sâu rãnh then trên lỗ. VII-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. Sj = ³ [s]. Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5. ssj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j . ssj = stj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j. stj = Trong đó : s-1,t-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45x có sb = 600 Mpa . s-1= 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 Mpa. t-1= 0,58 .s-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa. Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó. smj = 0 ; smaxj = saj = Trong đó W là mô men cản uốn W; trục có tiết diện tròn W : trục có 1 rãnh then Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. tmj = taj= Trong đó Woj là mô men cản xoắn W : trục có tiết diện tròn W: trục có 1 rãnh then ys, yt- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng (10.7) được Ys = 0,05 , Yt = 0 Ksd , Ktd Hệ số xác định theo công thức sau: Ksd = ; Ktd = . Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt tra bảng (10.8) : tiện Ra = 2,5…0,63 mm được Kx= 1,06 Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với sb= 600 Mpa tra bảng (10.9) được ky= 1,6 K;K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Theo bảng (10.12) khi dùng dao phay ngón và s= 600Mpa : K= 1,76 K= 1,54 theo bảng (10.10) tra được hệ số kích thước ứng vói đường kính của tiết diện nguy hiểm ,từ đó xác dịnh được tỉ số tại rãnh then trên các tiết diện này.Theo bảng (10.11) ứng với kiểu lắp đã chọn,s= 600 Mpa và đường kính của tiết diện nguy hiêmtra được tỉ số do lắp căng tại các tiết diện này,trên cơ sở đó dung giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Ks/e để tính Ksd và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kt/et để tính Ktd Bảng tính ứng suất pháp và ứng suất tiếp Tiết diện d b h t W Wo T M s t 1.0 35 - - - 4207 8414 54104 44640 10,61 3,22 1.2 32 10 8 5 2289 4938 54104 0 0 4,62 2.2 38 10 8 5 3911 8489 93036 101755 48,26 5,48 2.3 42 12 8 5 6292 13562 93036 188751 55,56 3,43 3.1 50 - - - 12265 24530 52298 372280 30,35 10,66 3.2 56 18 11 7 15089 32322 52298 392332 26 8,09 3.3 48 14 9 5,5 9403 20255 52298 0 0 12,91 Bảng tính hệ số an toàn Tiết diện d Tỉ số Ks/es Tỉ số Kt/et Ksd Ktd ss st s Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 1.0 35 - 2,06 - 1,64 1,325 1,062 18,61 44,429 17,16 1.2 32 2 2,06 1,901 1,64 1,325 1,225 - 22,6 22,6 2.2 38 2,035 2,06 1,937 1,64 1,325 1,248 4,091 22,128 4,023 2.3 42 2,095 2,06 1,987 1,64 1,346 1,28 3,498 34,552 3,481 3.1 50 - 2,06 - 2,03 1,325 1,306 6,505 10,896 5,585 3.2 56 2,228 2,52 2,067 2,03 1,612 1,33 6,241 14,1 5,7 3.2 48 2,146 2,06 2,013 1,64 1,378 1,295 - 9,074 9,074 . Tài liệu tham khảo Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II Nhà xuất bản Giáo dục-1999. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II. Nhà xuất bản Giáo dục. Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000. Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội 1994.