Báo cáo bài tập lớn chi tiết máy đại học quốc gia đại học bách khoa TP HCM

ĐẠI HỌC QUỐC GIA
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
BÀI CÁO BÁO BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY
GVHD : THẦY BÙI TRỌNG HIẾU
LỚP : CK11CD01
NHÓM : 7
ĐỀ 4
PHƯƠNG ÁN: 8.
TP.HCM tháng 12 năm 2013
1
Danh sách thành viển và công việc của từng thành viên:
Thành viên Mssv Công việc
Trương Anh Quốc
Khanh
21101571 Phân chia công việc, mô phỏng hoạt
động hộp giảm tốc. kiểm tra, tổng kết
Huỳnh Hữu Thuận 21103491 Tính toán thiết kê lựa chọn đọng cơ
điện, thiết kế hệ thốn đai dẹt
Ngô Văn Tuấn 21103992 Tính toán thiết kế hệ thống bánh răng
côn
Trần Văn Đức 21100887 Tính toán thiết kế hai trục
Phan Quốc Hòa 21101289 Tính toán thiết kế lựa chọn ổ lăn
Mục lục
Trang
2
1. Tính toán chọn động cơ điện 4
2. Tính toán thiết kế hệ thống đai dẹt 7
3. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 10
4. Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc 14
5. Tính toán lựa chọn hai cặp ổ bi 31

PHẦN 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền
I. TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
3
1. Hiệu suất truyền động:
Ta có :
η η η η η
=
2
ñ br kn ol
Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:
0,95
ñ
η
=
: Hiệu suất bộ truyền đai dẹt.
0,95
br
η
=
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón.
1
kn
η
=
: Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
0,995
ol
η
=
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

Nên :
η η η η η
= = × × × =
2 2
0,95 0,95 1 0,995 0,89
ñ br kn ol
 Vậy, hiệu suất truyền động là:
0,893
η
=
2. Công suất tính toán:
 Trường hợp tải trọng thay đổi thì: P
t
= P
tđ
(Công suất tương đương)
• “Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:
P
tđ
=
2 2 2 2
1 2
1 2
1 2
0,7
48 15
4 3,749
48 15
m
T T T T

t t
T T T T
P
t t
       
+ +
 ÷  ÷  ÷  ÷
       
= =
+ +
kW = P
t
Trong đó: T
m
= T
T
1
= T; T
2
= 0,7T; t
1
= 48s và t
2
= 15s
 Vậy, công suất tính toán là: P
t
= 3,749 kW
3. Công suất cần thiết trên trục động cơ:
 Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:
3,749

4,198
0,893
t
ct
P
P
η
= = =
kW
 Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: P
ct
= 4,198 kW
4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay trên trục thùng trộn : n = 80 vòng/ phút
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động:
= = × =
4 4 16
t ñ br
u u u
Trong đó, ta chọn:
u
đ
= 4 và u
br
= 4
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là:
1 6
sb
n
= ×80 = 1280

vòng/phút.
5. Chọn động cơ điện:
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
4

≥


≈


ñc ct
ñb sb
P P
n n
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn

≥


=


4,198
1280 /
ñc
ñb
P kW
n vg ph
Tra bảng ,ta chọn được động cơ sau:

Kiểu động
cơ
Công
suất
kW
Vận tốc
quay, vg/ph
4A112M4Y3 5,5 1425
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
= = =
1425
17,813
80
ñc
t
lv
n
u
n
Trong đó:
n
đc
= 1425 vòng/phút; n
lv
= 80 vòng/phút.
Chọn u
br
= 4.
 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:

= = =
17,813
4,453
4
t
ñ
br
u
u
u
Trong đó:
u
t
= 17,813; u
br
= 4.
III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
1. Tính toán công suất trên các trục:
η
= = =
max
4
4
1
II
kn
P
P
kW
η η

= = =
×
4
4,232
0,95 0,995
II
I
br ol
P
P
kW
η η
= = =
×
4,232
4,477
0,95 0,995
I
dc
d ol
P
P
kW
2. Tính toán số vòng quay các trục:
 Số vòng quay của trục I được xác định bởi:
5
= = =
1425
320,009
4,453

ñc
I
ñ
n
n
u
vòng/phút
 Số vòng quay của trục II được xác định bởi:
= = =
320,009
80
4
I
II
br
n
n
u
vòng/phút
 Vậy:
- Số vòng quay trục I là: n
I
= 320,009 vòng/phút.
- Số vòng quay trục II là: n
II
= 80 vòng/phút.
3. Tính toán moment xoắn trên các trục:
 Moment xoắn trên trục động cơ:
= = =
6 6

4,477
9,55.10 9,55.10 30003,754
1425
ñc
ñc
ñc
P
T
n
Nmm
Trong đó:
P
đc
= 4,477 kW; n
đc
= 1425 vòng/phút.
 Moment xoắn trên trục I:
= = =
6 6
4,232
9,55.10 9,55.10 126295,198
320,009
I
I
I
P
T
n
Nmm
Trong đó:

P
I
= 4,232 kW; n
I
= 320,009 vòng/phút.
 Moment xoắn trên trục II:
= = =
6 6
4
9,55.10 9,55.10 477500
80
II
II
II
P
T
n
Nmm
Trong đó:
P
II
= 4 kW; n
II
= 80 vòng/phút.
4. Bảng đặc tính:
Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục II
Công suất (kW) 4,477
4,232 4
Tỉ số truyền 4,453 4
Moment xoắn (Nmm)

30003,75
4 126295,198 477500
Số vòng quay (vòng/phút) 1425
320,009 80
PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai dẹt
6
I. THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.
1. Công suất bộ truyền: P = 4,477 kW.
2. Số vòng quay bánh dẫn: n
1
= n
đc
= 1425 vòng/phút.
3. Tỉ số truyền: u
đ
= 4,453.
4. Moment xoắn: T
1
= 30003,754 Nmm.
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.
1. Chọn dạng đai: vải cao su
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ d
1
:
1
3
3
1
1
4,477

(1100 1300) (1100 1300) 161,1 190, 4
1425
P
d
n
= ÷ = ÷ = ÷

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d
1
= 180 mm.
3. Vận tốc đai:
π
π
× ×
= = =
1 1
1
180 1425
13,43
60000 60000
d n
v
m/s
4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối
ξ
=
0,02
. Đường kính bánh đai lớn:
( ) ( )
ξ

= − = × × − =
2 1
1 4,453 180 1 0,02 785,5d ud
mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d
2
= 800 mm.
Tỷ số truyền thực tế:
( ) ( )
ξ
= = =
− × −
2
1
800
4,54
1 180 1 0,02
d
u
d
Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,95%
5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
( )
≥ ≥ + = × + =
1 2
15000 2 2 (180 800) 1960a d d
≥ ≥
15000 1960a

mm

Ta có thể chọn sơ bộ a = 1960mm.
6. Chiều dài tính toán của đai:
( ) ( )
2
2 1 2 1
2
2 4
d d d d
L a
a
π
+ −
= + +
( ) ( )
π
+ −
= × + + =
×
2
180 800 800 180
2 1960 5507,63
2 4 1960
mm
Chọn theo tiêu chuẩn L = 5600 mm = 5,6m.
7. Số vòng chạy của đai trong một giây:
= = =
13,43
2,398
5,6
v

i
L
s
-1
; vì [i] = 10s
-1
, do đó điều kiện được thỏa.
8. Góc ôm bánh đai nhỏ:
7
α
−
−
= − = − = =
2 1
1
800 180
180 57 180 57 161,97 2,83
1960
o o o
d d
a
rad.
9. Chọn chiều dày đai
6mm
δ =
thoả
1
25
d
≥

δ

10. Các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
( )
α
α
= − − = − − =
1
1 0,003 180 1 0,003(180 161,97 ) 0,9459
o o o
C
- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
( ) ( )
= − − = − × − =
2 2
1 0,01 1 1 0,04 0,01 13,43 1 0,9679
v v
C c v
-
=
1
o
C
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (làm việc
hai ca) : C
r
= 0,6
Tra bảng 4.7 trang 147 với
1

180
30
6
d
= =
δ
=> chọn
[ ] 2,17
t o
MPa
σ
=
Nên ta có:
1
1000 1000 4,477
46,6
[ ] 6 13,43 2,17 0,9459 0,9679 0,6 1
t
P
b
v
δ σ
×
≥ = =
× × × × × ×
mm
Chọn theo tiêu chuẩn b=50 mm
11. Theo bảng 4.5, chọn chiều rộng bánh đai : B= 63mm
12. Lực căng đai ban đầu:
σ δ

= = × × =
1,8 50 6 540
o o
F b
N
Lực tác dụng lên trục:
1
161,97
3 sin 3 540 sin 1600
2 2
o
r o
F F N
α
 
 
= = × × =
 ÷
 ÷
 
 

13.Lực vòng có ích:
×
= = =
1
1
1000
1000 4,477
333,36

13,43
t
P
F
v
N
14.Từ điều kiện để không xảy ra trượt trơn
α
α
+
≥
−
1
2
1
f
t
o
f
F
e
F
e
từ đây suy ra:
α
+
× +
= = =
− × −
2

1 1 2 540 333,36
ln ln 0,23
2 2,82 2 540 333,36
o t
o t
F F
f
F F
15.Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
8
max 1 1 1
0,5
v u o t v u
σ σ σ σ σ σ σ σ
= + + = + + +
2 6
0
max
1
2
.10
2
o t
F F y
v E
A A d
σ ρ
−
= + + +
−

= + + × + × =
× × ×
2 6
540 333,36 6
1200 13,43 .10 100 5,42
6 63 2 6 63 180
MPa
16. Tuổi thọ đai xác định theo công thức
σ
σ
 
 
 ÷
 ÷
   
= = =
× × ×
5
7
7
max
6
10
10
5,42
962,89
2 3600 2 3600 2, 398
m
r
h

L
i
giờ
9
Phần 2: Tính toán thiết kế hệ thống bánh răng côn
Dữ liệu đầu vào: u
br
=4 T=126295.198 Nmm n=320vg/ph
Vì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn
tốt nên
dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán thiết
kế theo
ứng suất tiếp xúc
1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn.
Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện.
Theo bảng 6.13 độ rắn của thép 40Cr là HB 180 ÷ 350
Để bộ truyền bán răng có khả năng chạy mòn tốt thì độ rắn của bánh dẫn H1
và bánh bị dẫn H2 phải theo quan hệ: H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15) HB
Do đó, đối với bánh dẫn chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, đối với bánh bị
dẫn chọn độ rắn trung bình HB2 = 228.
2. Số chu kì làm việc cơ sở
N
HO1
= 30HB
2,4
= 30.250
2,4
= 1,71.10
7
chu kì

N
HO2
= 30HB
2,4
= 30.228
2,4
= 1,37.10
7
chu kì
3. Số chu kì cơ sở
N
FO
=N
FO1
=N
FO2
=5.10
6
chu kì
4. Số chu kì làm việc tương đương
N
HE1
= 60c.[ )
3
.n
i
.t
i
]

= 60.1.320.
Trong đó t
1
= .L
h
= 0,67L
h
; t
2
=0,24L
h
L
h
= K
ng
.24.K
n
.365.L=24.300.5=12000 (giờ)
Từ đây suy ra:
N
HE1
=60.1.320.(1
3
.0,76 + 0.7
3
.0,24).12000=19,41.10
7
chu kì
Suy ra
10

N
HE2
= = = 4,85.10
7
chu kì
Tương tự ta có
N
FE1
= 60.1.320.(1
6
.0,76 + 0,7
6
.0,24).12000 = 18,16.10
7
chu kì
N
FE2
= = = 4,54.10
7
chu kì
Vì: N
HE1
> N
HO1
; N
HE2
> N
HO2
; N
FE1

> N
F01
; N
FE2
> N
FO2
cho nên:
K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
=1
5. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh rang được xác định
như sau:
= 2HB + 70 và = 1,8.HB suy ra:
 = 2.250 + 70 = 570 MPa
 = 2.228 + 70 = 526 MPa
 = 1,8.250 = 450 MPa
 = 1,8.228 = 410,4 MPa
6. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
= .K
HL
Khi tôi cải thiện S
H
=1,1; do đó:
= .K

HL1
= .1 = 466,4 MPa
= .K
HL2
= .1 = 430,4 MPa
=>> ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: = = 430,4MPa
7. Ứng suất uốn cho phép:
= .K
FL
chọn S
F
theo bảng 6.13 ta có S
F
=1,75
=>> = .K
FL1
= = 257 MPa
= .K
FL2
= = 234,5 MPa
11
8. Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.15 ta chọn ѱ
be
= 0,285 Ta có = = 0,74
Theo bảng 6.18, trục được lắp trên ổ đũa côn, chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính
=1,613
Giá trị có thể xác định gần đúng theo công thức:
= 1 + ( 1).1,5 = 1 + (1.613 1).1,5 = 1,92
9. Tính toán sơ bộ đường kính vòng chia ngoài d

e1
d
e1
= = 95. 118mm
Với d
e1
= 118 và u = 4 ta tra bảng 6.19 ta chọn z
1p
=18
Do H
1
, H
2
350HB nên ta có Z
1
= 1,6.z
1p
= 1,6.18= 28,8 => chọn Z
1
= 29
Khi đó Z
2
= Z
1
.u = 29.4= 116
Môđun vòng chia ngoài: m
e
= = = 4.06 chọn m
e
= 4mm

10.Các thông số chủ yếu của bánh răng
+ Góc côn chia:
= acrtag = arctag = 14
0
và = 90- = 90-14=76
0
+ Đường kính vòng chia ngoài:
d
e1
= m
e
.Z
1
= 4.29 = 116mm, d
e2
= m
e
.Z
2
= 4.116 = 464mm
+ Chiều dài côn ngoài:
R
e
= 0,5m
e
. = = 239,14mm
+ Chiều dài côn trung bình:
R
m
= R

e
.(1– 0,5ѱ
be
)= 239,14(1– 0,5.0,285) = 205,06mm
+ Môđun vòng trung bình:
m
m
= m
e
.(1-0,5 ) = 4.(1-0,5.0,285) = 3,43mm
+ Đường kính vòng chia trung bình:
12
d
m1
= m
m
.Z
1
= 3,43.29 = 99,47mm, d
m2
= m
m
.Z
2
= 3,43.130 = 445,9mm
+ Chiều rộng vành răng:
b = ѱ
be
.R
e

= 0,285.266,39 = 75,92mm
11.Cấp chính xác bộ truyền
Vận tốc vòng theo đường kính trung bình: v = = = 1,67m/s
 chọn cấp chính xác bằng 8
Theo bảng 6.17 ta có hệ số tải trọng động K
Hv
=K
Fv
= 1,08
12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp:
Ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức:
= Z
H
.Z
M
.
Trong đó:
Z
H
- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, Z
H
= 1,76 khi = 20
o
Z
M
- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh rang ăn khớp, Z
M
= 275 MPa
1/2
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, = nếu ta lấy = 1,2 thì

= 0,96
K
H
-hệ số tải trong tính K
H
= .K
Hv
= 1,613.1,08 = 1,742
Từ các thông số trên ta có:
= 275.1,76.0,96. = 382,26 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
= .
Z
R
- hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt khi R
a
= 1,25 – 2,5 m thì Z
R
=
0,95
Z
v
- hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng khi HB thì Z
v
= 0,85v
0,1
=
0,85.1,67
0,1
= 0,895

K
l
- hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn thong thưởng chọn K
l
= 1
- hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
13
= = 1,02
Suy ra
= . = = 399,33 MPa
= 382,26 MPa < = 399,33 MPa
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bên tiếp xúc.
Phần 3 : THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG TRONG HỘP GIẢM
TỐC
Phác thảo sơ bộ kết cấu trục :
14
1. Thiết kế trục 1 trong hộp giảm tốc :
F
F
F
F
r
r1
a1
t1
I
1
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
15
- Lực tác dụng lên bộ truyền đai : Fr =1600 N

- Lực tác dụng lên bánh răng côn 1 :
+ Ft
1
= 2536,8 N
+ Fr
1
= 895,89 N
+ Fa
1
= 223.37 N
b. Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có [σ] = 785 ( Mpa ) . chọn ứng suất
xoắn cho phép [τ] = 20 ( MPa ) .
c. Đường kính sơ bộ của trục :
d1 ≥
chọn d1 = 32 mm theo tiêu chuẩn ( Trang 342 tài liệu [1] ) tại vị
trí lắp bánh đai đầu trục bên trái , và chọn các kích thước
khác như sau :
Ta có : l
1
= e + u –
16
d. Thu gọn về dầm sức bền , tính các phản lực gối đỡ và biểu đồ
moment :
F
R
R
r
By
Bx
Cy

Cx
r1
a1
t1
R
R
F
F
F
A1
B1
C1
D1
M
M
t1
a1
x
y
z
e. Tính các phản lực gồi đỡ :
+ Tính Rcy :
+ Tính R
By
:
+ Tính Rcx :
+ Tính
= 0
Biểu đồ momen uốn của trục :
i. Biểu đồ Mx :

Ta có momen uốn Mx tại các tiết diện A , B , C , D :
17
M
Ax
= 0 .
M
Bx
= Fr*f = 1600*90 = 144000 (Nmm).
M
Dx
= M
a1
= F
a1
* d
m1
/2 = 223,37*99,47/2 = 11109,306 (Nmm)
M
Cx
=M
a1
– Fr*( l
1
– e ) = 11109,306 – 895,89 *(180,817 – 90 ) =
- 70252,736 (Nmm)
A1
B1
C1
D1
144000 Nmm

70252.736 Nmm
11109.306 Nmm
Mx
ii. Biểu đồ My :
Momen uốn My tại các tiết diện :
M
Ay
= 0 .
M
By
= 0.
M
Cy
=
A1
B1
C1
D1
230384.566 Nmm
My
18
iii. Biểu đồ momen xoắn T :
A1
B1
C1
D1
126295.198 Nmm
T
f. Xác định chính xác đường kính tại các tiết diện bằng moment
tương đương :

Chọn sơ bộ [σ] = 70 ( MPa ).
Momen tương đương tại các tiết diện :
- A :
- B :
- C :
19
- D :
 Đường kính tại A1 :
Chọn d
A1
= 28 ( mm )
 Đường kính tại B1 :
 Đường kính tại C1 :
Như vậy chọn d
B1
= d
C1
= 35 (mm).
 Đường kính tại D1 :
Chọn d
D1
= 28 (mm) .
Các đường kính được chọn đều nhỏ hơn 50 (mm) nên việc chọn [σ] = 70 (MPa)
là hợp lý .
Phác thảo lại trục :
28
28
35
Ø
Ø

Ø
A1
B1
C1
D1
2. Thiết kế trục 2 trong hộp giảm tốc :
20
F
F
F
F
2
II
r
r2
t2
a2
A2
B2
C2
D2
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
- Lực tác dụng lên bánh răng :
F
t2
= F
t1
= 2536,8 ( N )
F
a2

= F
r1
= 895,89 (N )
F
r2
= F
r1
= 223,37 (N )
- Lực tác dụng lên khớp nối :
+ Chọn khớp nối trục đàn hồi : Với T
2
= 477500 (Nmm)  ta chọn nối
trục đàn hồi theo bảng 9.10a tài liệu [2] khớp có các thông số sau :
d = 56 ( mm ) ; D = 170 (mm) ; d
m
= 95 ( mm) ; d
1
= 90 (mm) ; D
0

=130 ( mm ) .
Lực khớp nối tác dụng nên trục : Fr = ( 0,2-0,3 ) 2T/D
0
= ( 0,2-0,3 )*2*477500/130 =
2203,846 (N )
b. Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có [σ] = 785 ( Mpa ) . chọn ứng suất
xoắn cho phép [τ] = 15 ( MPa ) .
c. Tính toán đường kính sơ bộ của trục :
Dựa vào bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn kết cấu trục như sau :
21

l=250
l1
f=90
l/2
Ø55
Ø 60
Tính toán khoảng cách giữa các điểm theo :
l
2
= ( 1- 1,5 )d
2
= (1- 1,5 )* 60 = 60-90 ( mm )
Chọn l
2
= 80 (mm) X =10 (mm) W = 60 (mm )
 l = 2 *( l
2
+ 2x + W/2 ) = 2* ( 80 + 2*10 +60/2 ) =260 (mm) .
 l
1
= l/2 + x + 260/2 + 10 + ½ * 75,92*cos 23
0
= 174,942
(mm) .
chọn f =90 (mm) .
d. Thu gọn về dầm sức bền , tính phản lực gối đỡ và biểu đồ momen :
A2
C2
D2
B2

R
R
F
F
F
R
R
F
M
M
Ay
Ax
r2
t2
a2
a2
t2
Cy
Cx
r
- Thu gọn về dầm sức bền :
- Tính phản lực tại các gối đỡ :
+ Tính Rcy :
22

- Biểu đồ momen :
+ Biểu đồ Mx :
Giá trị Mx tại các tiết diện :
M
Ax

= 0 ; M
Bx
= - R
Ay
*AB = -758,15*174,942 = - 132632,277 ( Nmm ).
M
Cx
= 0. M
Dx
= 0 .
A2
B2 C2
D2
132632.277 Nmm
Mx
+ Biểu đồ My :
Giá trị My tại các tiết diện :
23
M
Ay
= 0 .
M
By
= R
Ax
*AB = 1592,774*174,942 = 278643,069 ( Nmm ) .
M
Cy
= Fr*CD = 2203,846*90 = 198346,14 ( Nmm ).
M

Dy
= 0.
My
278643.609 Nmm
198346.14 Nmm
A2
B2 C2
D2
+ Biểu đồ momen xoắn : T
T
2
= 477500 ( Nmm ) .
A2
B2 C2
D2
477500 Nmm
T
e. Xác định chính xác đường kính trục theo momen tương tương :
24
Trong đó :
Chọn sơ bộ [σ] = 70 ( MPa ).
Tính toán momen tương đương tại các tiết diện :
+ Tại A :
+ Tại B :
+ Tại C :
+ Tại D:
- Đường kính trục tại các tiết diện theo momen tương đượng và ứng
suất cho phép :
25