Trờng đại học s phạm kỹ thuật hng yên
Khoa cơ khí động lực
@

đề cơng bài giảng :
Thiết kế tính toán ô tô
(Lu hành nội bộ)

G i ả n g v i ê n : T h . s N g u y ễ n V ă n T h ị n h
H n g y ê n - 0 6 / 2 0 0 7
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page2
Mục lục

Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ 5

1.3.1.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 37
1.3.1.2. Tính sức bền của má khuỷu 37
1.3.1.3. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 38
1.3.2. Trờng hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Z
max
38
1.3.2.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 40
1.3.2.2. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 40
1.3.2.3. Tính sức bền của má khuỷu 41
1.3.3. Trờng hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất T
max
41
1.3.3.1. Tính sức bền của chốt khuỷu 41
1.3.3.2. Tính sức bền của cổ trục khuỷu. 42
1.3.3.3. Tính sức bền của má khuỷu 42
Chơng II. Tính toán thiết kế ly hợp 46
2.1. Xác định công trợt sinh ra trong quá trình đóng ly hợp. 46
2.2. Xác định kích thớc cơ bản, tính công trợt riêng và nhiệt độ của ly hợp 47
2.2.1. Xác định mô men ma sát của ly hợp. 47
2.2.2. Xác định các kính thớc cơ bản của ly hợp. 48
2.2.3. Kiểm tra công trợt riêng 49
2.2.4. Kiểm tra theo nhiệt độ của các chi tiết 49
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page3
2.3. Tính toán hệ dẫn động ly hợp 49
2.3.1. Đối với dẫn động cơ khí không có cờng hoá 50
2.3.1.2. Đối với dẫn động cơ khí có cờng hoá 51
2.3.1.3. Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp 51
2.4. Tính toán sức bền của một số chi tiết chính của ly hợp. 52

4.2. Tính bền vi sai. 68
4.2.1. Vi sai bánh răng côn 68
4.2.1.1. Tính bền bánh răng côn vi sai 68
4.2.1.2. Tính chèn dập ở các mặt tiếp xúc bánh răng với trục và vỏ vi sai 69
4.2.2. Tính bền vi sai cam. 69
Chơng 5: tính toán thiết kế hệ thống treo 71
5.1. Tính toán bộ phận đàn hồi 71
5.1.1. Độ cứng của hệ thống treo. 71
5.1.2. Hệ số cản giảm chấn K : 71
5.1.3. Tính toán bộ phận đàn hồi 72
5.1.3.1. Nhíp lá 72
5.1.3.2. Lò xo trụ 74
5.1.3.3. Thanh xoắn 74
5.2. Tính toán bộ phận giảm chấn. 75
5.2.1. Xác định kích thớc cơ bản của giảm chấn 75
5.2.2. Xác định kích thớc các lỗ van giảm chấn: 77
5.2.3. Xác định lỗ van giảm tải. 78
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page4
Chơng 6: tính toán thiết kế hệ thống phanh 79
6.1. Xác định mômen phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh. 79
6.2. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh. 79
6.2.1. Cơ cấu phanh guốc. 79
6.2.1.1. Xác định góc

là góc tạo bởi lực hớng tâm N với trục X-X. 79
6.2.1.2. Xác định bán kính điểm đặt lực: 80
6.2.1.3. Kiểm tra hiện tợng tự xiết khi phanh 83
6.2.2. Phanh đĩa 83

7.7.2. Tính toán xilanh trợ lực. 100

Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page5
Chơng I. Tính toán các chi tiết chính của động cơ.

1.1. Nhóm piston.
1.1.1. Tính toán sức bền của piston.
1.1.1.1. Tính toán sức bền của đỉnh piston.
Đỉnh piston vừa chịu tải trọng cơ học (lực khí thể) vừa chịu tải trọng nhiệt nên trạng
thái biến dạng phức tạp. Vì vậy để đơn giản hóa ngời ta thờng tính trạng thái ứng suất gần
đúng theo những giả thiết nhất định.
a. Công thức Back.
Công thức tính nghiệm bền đỉnh piston của Back dựa trên các giả thiết sau:
- Coi đỉnh piston là một đĩa trong có chiều dày đồng đều, đặt tự do trên gối đỡ hình trụ.
- p suất khí thể p
z
phân bố đều.
Sơ đồ tính toán nh trên hình (1.1).



(MN)
Lực này tác dụng trên trọng tâm của nửa hình tròn, cách trục x-x một đoạn.
y
1
=

D
.
3
2

- Phản lực của
2
z
P
phân bố trên nửa đờng tròn bán kính.
y
2
=

i
D

Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page6
Do đó mô men uốn đỉnh là:
M
u


24
1
6
iz
i
DP
D



( MN m)
Mô đun chống uốn của tiết diện x-x là:
W
U
=
6
2

i
D
(m
3
)
Do đó ứng suất uốn đỉnh piston là:

2
2
4
.


4540
u

MN/m
2

- Đối với piston gang đỉnh có gân: 20090
u

MN/m
2
b. Công thức Orơlin.
Công thức Orơlin dựa trên giả thiết coi đỉnh piston là một đĩa tròn có chiều dày đồng
nhất bị ngàm cứng trong vành đai đầu piston. Sơ đồ tính giới thiệu trên hình (1.2).
Giả thiết này tơng đối sát thực tế của loại đỉnh mỏng có làm mát đỉnh (

<0,08D) và
loại không làm mát đỉnh (

<0,2D).

Hình 1. 2. Đỉnh piston bị ngàm trong vành đai
Khi chịu áp suất P
z
phân bố đều trên đỉnh, ứng suất pháp tuyến hớng kính lớn nhất ở
vùng nối tiếp giữa đầu đỉnh tính theo công thức sau:

3


MN/m
2
(1-3)
Trong đó:


- hệ số poát xông, đối với gang

= 0,3, đối với nhôm

= 0,26.
r - Khoảng cách từ tâm đỉnh đến mép ngàm cố định.
ở tâm đỉnh ta có:
yx

z
P
r
2
2
)1(
8
3


MN/m
2

F
P




max
.

MN/m
2
(1-5)
ứng suất kéo cho phép:

2
/;10 mMN
k


- ứng suất nén:
IIII
z
u
F
D
P
F
P



lD
N
K
.
max

MN/m
2
(1-7)
Trong đó:
N
max
- Lực ngang cực đại.
l
th
- Chiều dài của thân piston.
p suất nén cho phép:
- Động cơ cao tốc thân piston ngắn :

th
k
= 0,6 -1,2 MN/m
2
- Động cơ thấp thân piston dài :

th
k
= 0,15 - 0,6 MN/m
2
1.1.1.4. Tính sức bền bệ chốt piston.
b
K
=35 MN/m
2
1.1.1.5. Tính khe hở lắp ghép.
Khe hở lắp ghép thờng xác định theo thực nghiệm về trạng thái nhiệt độ của piston.
Nói chung khe hở liên quan rất lớn đến khả năng truyền dẫn nhiệt qua vách xylanh. Nếu coi
nhiệt độ trung bình của xylanh là 100
0
C thì khe hở lắp ráp piston phải lựa chọn sao cho
nhiệt độ của phần đỉnh của piston không vợt quá 400
0
C với động cơ diezel và không vợt
quá 300
0
C với động cơ xăng.
Khe hở nóng khi piston ở trạng thái làm việc xác định the o công thức kinh nghiệm sau
đây:
D
''

(1-9)
Trong đó:

'
- khe hở tơng đối của piston.
- ở phần đỉnh
'

- nhiệt độ tăng của xylanh và piston.
D
p
- đờng kính danh nghĩa của xylanh.
Từ (1-9) và (1-10) ta rút ra công thức tính đờng kính piston:
D
p
= pp
xlxl
t
Dt




1
1
(1-11)
1.1.2. Tính toán sức bền cuả chốt piston.
1.1.2.1. Tính ứng suất uốn.
Ta coi chốt piston nh một dầm đợc đặt tự do trên hai gối tựa, lực tác dụng phân bố
theo các giả thiết nh trên sơ đồ hình (1. 4 a, b, c).

Hình1.4. Sơ đồ trạng thái phụ tải của chốt piston
Để tính toán đơn giản ngời ta có thể tính theo sơ đồ (a) và (c) cũng đợc.
Nếu lực phân bố nh hình (1.4 a), mô men uốn do lực P
z



42
1
12,0
43
d
cp
z
u
u
u
l
d
P
W
M


(MN/m
2
) (1-12)
Trong đó:
W
u
- Mô đum chống uốn của chốt.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page10
cp

l khoảng cách giữa hai gối đỡ (m).
l
d
chiều dài đầu nhỏ thanh truyền (m).
Nếu coi lực tác dụng phân bố nh hình (1.4.c) thì mô men uốn chốt lúc này bằng:
















1
3
2
2422
l
P
l
l
P

1
12,1
5,12





cp
dcpz
u
u
u
d
lllP
W
M
(MN/m
2
) (1-13)
1.1.2.2. ứng suất cắt.
Chốt chịu cắt trên tiết diện I-I và II-II hình (1.4). ứng suất cắt tính theo công thức sau :

cp
z
c
F
P
2


z
d
dl
P
K
(MN/m
2
) (1-15)
ứng suất cho phép:
- Đối với chốt lắp động:

d
K
= 20-35 MN/m
2

Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page11
- Đối với chốt lắp cố định:

d
K
=30-40 MN/m
2
1.1.2.4. ứng suất biến dạng.
Trong quá trình làm việc do phụ tải rất lớn nên chốt piston dễ bị biến dạng nhất là
phần giữa chốt, miền tiếp xúc với đầu nhỏ thanh truyền.
Theo kết quả khảo nghiệm của giáo s Kinasotxvily đối với các loại chốt có hệ số độ
rỗng










(1-16)
Trong đó:
k - hệ số hiệu chỉnh.
k =3
4,0155,1
.
E - mô đun đàn hồi của vật liệu. Với thép E = 2.10
5
MN/m
2
.
Độ biến dạng tơng đối:

002,0
max













1
1
1
12
19,0
2
0
0
(1-18)
- Tại điểm 3 trên mặt ngoài (
0
90
) chịu ứng suất nén:

k
dl
P
cpcp

0
0
) chịu ứng suất nén:

k
dl
P
cpcp
z
i




























1
636,0
1
121
174,0
2
90
0
(1-21)
Thông thờng ứng suất ở điểm 2 và điểm 4 có trị số lớn hơn ứng suất các điểm có trị
số tơng ứng ở mặt ngoài. Điều đó giải thích đợc hiện tợng dạn nứt mặt trong của chốt
piston.
Đối với các loại chốt piston có hệ số độ rỗng

= 0,4 - 0,8, ứng suất biến dạng cực đại
cho phép

max

nằm trong phạm vi (60 - 170 MN/m

Đối với tiết diện B-B bất kỳ, dp gây ra một mômen uốn:
dM = phrr
0
sin(

)d


Tổng mô men tác dụng lên mặt B-B bằng:
M =
dM



=
dphrr )sin(
0



Tiết diện A-A,

= 0, mô men uốn có trị số cực đại:
M
max
= 2 phrr
0
= 2 phr
2
(1 -




= 3p(
1
t
D
) D/t MN/m
2
(1-22)

u1
: Đợc gọi là ứng suất công tác.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page14
ứng suất công tác cho phép trong phạm vi sau:
- Đối với động cơ cờng hoá:

1u

= (200

300) MN/m
2

- Đối với động cơ ô tô máy kéo:

1u


f- lợng biến dạng của xéc măng. f= A f
0


(2,5
4
).t
A- độ mở miệng ở trạng thái tự do.
f
0
- khe hở miệng ở trạng thái lắp ghép.
Thông thờng để đảm bảo khả năng bao kín áp suất trung bình phải nằm trong giới
hạn 0,1 0,2 MN/m
2
. Từ (1-22) và (1-23) ta rút ra:

1u

= 0,245 E
2
1







t
D



t
D
t
f
E
m
(1-25)
Trong đó:
m - hệ số lắp ghép.
Nếu lắp ghép bằng tay, m = 1.
Lắp băng phiến đệm, m = 1,57.
Lắp bằng kìm chuyên dụng, m = 2.
ứng suất cho phép

2u

.
- Đối với động cơ cờng hoá:

2u

= (300

350) MN/m
2

- Đối với động cơ ô tô máy kéo:


= 1,25 1,3.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page15
1.1.3.2. Tính nghiệm bền xéc măng không đẳng áp.
Xéc măng không đẳng áp khi lắp vào xylanh, áp suất phân bố theo dạng quả lê nh
hình 1.9. áp suất ở phần miệng rất lớn.

Hình 1.9. Phân bố áp suất của xéc măng đẳng áp và không đẳng áp
a. Phân bố áp suất của xéc măng còn mới ; b. Phân bố áp suất khi xéc măng đã mòn;
1. Xéc măng không đẳng áp. 2. Xéc măng đẳng áp.
Tính nghiệm bền xéc măng không đẳng áp theo phơng pháp Ghinxbua tiến hành theo
các bớc sau:
- Nghiệm tỷ số D/t theo công thức:

t
D
= 0,5 + 0,2
1
H
m
+2
u
H
E
.
1
(1-27)
Trong đó:
H

max
/P
tb
C
m

P
tb
10
0
15
0

20
0
10
0
15
0

20
0
0,2
4,41
3,04
2,34
1,74
1,76
1,79
0,3
















1
4,1
2
3 2
t
D
t
D
gmC
t
A
m
(1-28)
Trong đó:


(1-29)
- áp suất trên các điểm (hình 1-9) của đờng cong áp suất:
P =

p
tb

Trong đó:

- Hệ số phân bố áp suất biến đổi theo

.



0
0
30
0
60
0

90
0

120
0
150
0
180


(1-30)
- ứng suất lắp ghép khi lắp xéc măng vào piston.

2u

=


















4,1
3
14
t
D

Xéc măng, dù đẳng áp hay không đẳng áp, khi lắp ghép phải lựa chọn khe hở lắp ráp.
Các khe hở này phần lớn đều dựa vào các số liệu thực nghiệm. Khi thiết kế, có thể tham
khảo các số liệu kinh nghiệm sau đây.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page17
- Khe hở mặt đáy xéc măng với rãnh:
Xéc măng khí thứ 1:

1
= 0,11 0,2 mm.
Xéc măng khí thứ 2:

1
= 0,09 0,15 mm.
Xéc măng khí thứ 3:

1
= 0,06 0,1 mm.
Xéc măng dầu:

1
= 0,03 0,08 mm.
- Khe hở phần bụng của xéc măng

2
:
Đối với xéc măng khí:

2

- Ngoi ra khi lắp ghép bạc lót, đầu nhỏ thanh truyền còn chịu thêm ứng suất phụ do
lắp ghép bạc lót có độ dôi gây nên.
Các lực trên gây ra ứng suất: uốn, kéo, nén tác dụng trên đầu nhỏ thanh truyền.
Tính toán đầu nhỏ thanh truyền thờng tính ở chế độ công suất lớn nhất. Nếu động cơ
có bộ điều tốc hoặc bộ hạn chế tốc độ vòng quay thì tính toán ở chế độ ny cũng l tính toán
ở chế độ số vòng quay giới hạn lớn nhất của động cơ. Nếu không có bộ phận giới hạn số
vòng quay (hoặc bộ điều tốc) thì số vòng quay lớn nhất n
max
của động cơ có thể vợt quá số
vòng quay ở chế độ công suất lớn nhất n
e
=25%

30% tức l:
N
max
=(1,25

1,30) n
e
.
Loại đâu nhỏ thanh truyền dy có :
1
2
d
d
> 1,5. (Hình1.10)
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page18

(1+).F
p
, MN
M khối lợng nhóm piston tính trên đơn vị diện tích đỉnh piston.
F
P
- diện tích đỉnh piston.
l
đ
, s - chiều dài và chiều dày đầu nhỏ thanh truyền.
ứng suất cho phép

k

= (3060) ; MN/m
2

ứng suất kéo lớn nhất suất hiện ở các điểm nằm trên mặt trong của đầu nhỏ thanh
truyền bằng:

2
1
2
2
2
1
2
2
dd
dd
k

= (3060) ; MN/m
2

1.2.1.2 Tính sức bền đầu nhỏ thanh truyền mỏng .
a. Tính sức bền đầu nhỏ khi chịu kéo.
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page19
Tính trên giả thiết sau: Coi đầu nhỏ là một dầm cong đợc ngàm hai đầu, vị trí ngàm
là chỗ chuyển tiếp giữa đầu nhỏ và thân (tiết diện c - c) ứng với góc

bằng.

12
1
0
2
arccos90



r
H
(1-35)
Trong đó:
r

nhỏ

là lực phân bố có giá trị là:
q =


2
)1(
2
2


RMP
npj
MN/m
2
(1-37 )
Trong đó:

=
30
.
N
n

; n
N
là số vòng quay định mức của động cơ.

Trên cơ sở giả thiết nêu trên, ta xây dựng sơ đồ tính toán và biểu thị ở hình (1.11).

(cos
x
)

- 0,5.P
j

.
(1- cos
x
)

Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page20
Lực kéo: N
j
= N
A
cos
x

+0,5P
j
(
x
cos1
) (1-38)
- Khi
)90(

) (1- 39)
Từ các biểu thức (1 -38 ) và (1- 39 ), ta thấy M
j
và N
j
trên cung BC (
0
90

x

) có giá trị
lớn hơn, tiết diện nguy hiểm là tiết diện ngàm C C.
Nh vậy mô men uốn và lực kéo tại tiết diện ngàm C C bằng :
M
jc
= M
A
+ N
A
(1- cos

) - 0,5P
j
..(sin

cos

)



(1- 40)
ứng suất trên mặt trong là:
sl
N
ss
s
M
d
Jjctr
.
1
]
)2(
6
2[



(1 - 41)
Trong trờng hợp có ép bạc lót đầu nhỏ thì có sự biến dạng đồng thời của đầu trục và
bạc lót, trong đó đầu nhỏ bị biến dạng kéo, còn bạc lót chịu biến dạng nén. Do vậy phần của
lực kéo đó, đặc trng bằng hệ số

, tức là : N
k
=
J
N


1
)
F
b
= l
d
(d
1
d
b
)
Do vậy, ứng suất trên đầu nhỏ trong trờng hợp có ép bạc lót sẽ là:
Trên mặt ngoài :
Sl
N
ss
s
M
d
Jjnj
1
]
)2(
6
2[






, N
J
đợc tính ở mọi tiết diện bất kỳ nào của đầu nhỏ, ta xẽ tính toán
đợc ứng suất tại các tiết diện đó biết đợc quy luật phân bố ứng suất trên mặt ngoài và mặt
trong của đầu nhỏ (hình 1.12).
b. Tính sức bền đầu nhỏ khi chịu nén.
Lực nén tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền là hợp lực của lực khí thể và lực quán tính
của khối lợng piston.
P

= P
kt
+ P
jp
= p
z
.F
p
+ M
np
.R
2

(1 +

) (1 - 43)
Theo Kinaxotsvili, lực P

gây ra phân bố trên đầu nhỏ theo quy luật đờng cong
cosinuyt (hình 1.13).

N
z1
= N
A
cos
x


Và trên cung BC (
0
90

x

) là:
M
z2
= M
A
+ N
A
.
)cos
1
sin
2
sin
()cos1(
xx
xx






Trong công thức trên,

tính theo radian.
Nh đã phân tích ở trên, do lắp ghép căng bạc lót trên đầu nhỏ, nên lực pháp tuyến tác
dụng trên đầu nhỏ mà không phải là toàn bộ N
Z
chỉ là một phần của N
Z
tức là
.Z
N

ứng suất tổng gây ra trong đầu nhỏ khi chịu nén là:
Trên mặt ngoài :
Sl
N
ss
s
M
y
Zznz
2
1
]
)2(

Thay giá trị M
Z
, N
Z
bằng M
Z1
, M
Z2
, N
Z1
, N
Z2
theo biểu thức (1 - 46) và (1- 47), ta sẽ
tìm đợc ứng suất tại tiết diện bất kỳ trên mặt trong và mặt ngoài của đầu nhỏ và ta vẽ đợc
biểu đồ ứng suất trên đầu nhỏ. (Hình 1.14).

Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page23

Hình 1.14. ứng suất trên đầu nhỏ thanh truyền kho chịu nén
Từ biểu đồ đó, ta thấy ứng suất lớn nhất tại ngàm (tiết diện C C ) tức là tại vị trí

x
.
c. ứng suất biến dạng.
ứng suất biến dạng gây ra do sự biến dạng vì dãn nở nhiệt và vì lắp ghép có độ dôi
giữa lót đầu nhỏ và đầu to thanh truyền.
Độ biến dạng của đầu nhỏ khi chịu nhiệt độ là:


đầu nhỏ sẽ là:
P =
b
b
b
n
E
dd
dd
E
dd
dd










22
1
22
1
2
1
2
2

5
MN/m
2

Trong công thức:
1

tính bằng mm.
ứng suất biến dạng theo công thức Lame:
Trờng ĐH S phạm Kỹ thuật Hng Yên Khoa Cơ khí Động lực
Th.s Nguyễn Văn Thịnh - Thiết kế và tính toán Ô tô
Page24
ứng suất bên ngoài mặt đầu nhỏ :

2
1
1
2
2
1
2
dd
d
P
n



; MN/m
2







1

Trong đó:

2
minmax



2
minmax




m
=
0



MN/m
2
(15 1)
Hệ số an toàn trong khoảng 2,5 5.
e. Độ biến dạng của đầu nhỏ thanh truyền.
Độ biến dạng

đợc xác định theo biểu thức nghiệm sau đây.

EJ
dP
tbjpm
3
203
10
)90(



(1 52 )
Trong đó:
d
tb
: đờng kính trung bình đầu nhỏ: d
tb
= 2

; (m).

truyền.
1.2.2.1. Tính tiết diện nhỏ nhất (tiết diện I-I, hình 1.15).
ứng suất nén :
min
F
P
n


(1 - 53)
ứng suất kéo do lực quán tính của nhóm piston và khối lợng đầu nhỏ thanh truyền
đợc xác định theo biểu thức sau đây.

min
F
P
jd
K

MN/m
2
(1 - 54)
Trong đó :
P
jd
= (M
np
+ M
dn
)R

Tính ở tiết diện trung bình, thân thanh truyền chịu ứng suất kéo, nén, uốn dọc.