Đồ án nguyên lý chi tiết máy

Đồ án
Nguyên lý chi tiết máy

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 1


MỤC LỤC
Đầu đề............................................................................................................4
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN..............6
I. Chọn động cơ.................................................................................................6
II. Phân phối tỷ số truyền..................................................................................6
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH..............................................7
I. Chọn loại xích................................................................................................7
II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền...............................................7
III. Kiểm nghiệm xích về độ bền........................................................................8
IV. Đường kính đĩa xích....................................................................................9
V. Xác định các lực tác dụng lên trục...............................................................10
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG..................................10
I.Chọn vật liệu ..................................................................................................10
II. Xác định ứng suất cho phép..........................................................................10
III. Tính toán bộ truyền cấp nhanh...................................................................12
IV. Tính toán bộ truyền cấp chậm.....................................................................16
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC........................................................................20
I.Chọn vật liệu...................................................................................................20
II. Xác định sơ bộ đường kính trục....................................................................20
III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.............................20
IV. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục .....21
V. Tính các momen tổng và momen tương đương.............................................31
PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN.................................................35

I. Then................................................................................................................35
II. Ổ lăn.............................................................................................................36
III. Chọn dung sai lắp ghép ổ lăn......................................................................39
PHẦN VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC................39
I.Vỏ hộp.............................................................................................................39
II. Khớp nối.......................................................................................................41
III.Phương pháp bôi trơn..................................................................................41

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 2


Trường ĐHSPKT TP.HCM
Khoa XD & CHUD
Bộ môn: Thiết kế công nghiệp

ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
(Đề số: 03 --- Phương án: )

A. ĐẦU ĐỀ
1. Sơ đồ động:

T

T

0.7tck

Gồm:
1. Động cơ điện
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 3


2.
3.
4.
5.

Nối trục
Hộp giảm tốc
Bộ truyền xích
Thúng tròn

2. Số liệu ban đầu:
a. Công suất truyền trên trục công tác (P): 5,0 (kW).
b. Số vóng quay của trục công tác
(n): 90
(vòng/phút).
c. Số năm làm việc
(a): 5
(năm).
3. Đặc diểm của tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều.
1. Ghi chú:
Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 6 giờ.
Sai số cho phép về tỉ truyền Error: Reference source not foundi = 2 Error:

Reference source not found 3%
B. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:
1. Một bản thuyết minh về tính toán.
2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0).
SVTH

:

ĐÀO MINH

HOÀI
GVHD
:
VĂN HỮU
THỊNH
Ngày bảo vệ :
/
/
2011.
Ngày giao đề :
/
/
2011

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 4


PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

I.Chọn động cơ điện:
- Ta có công suất truyền tính toán trên các Pt trục máy công tác: = 3,4 (kW).
- Công suất cần thiết trên trục động cơ P = Pt điện:
ct

η
η = η nt .η xη ol4 η br3 :

Với hiệu suất truyền động.
- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:
Hiệu suất khớp nối
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
Hiệu suất 1 cặp bánh răng
Hiệu suất bộ truyền xích
=> 1.0,97.0,995.0,97 = 0.89
P

η nt
=1
η ol = 0,995
η br
=0.97
ηx
= 0.97
Pt η 43=5
= =
= 5,62
η 0,89

:

:
:
:

ct

=> (kW).
- Ta cần chọn động cơ có Pđm Error: Reference source not found Pct = 4 (kW).
- Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ DK 51 - 4 có: Pđm = 7 (kW).
nđc = 1440 (vòng/phút).
II. Phân phối tỷ số truyền:
a. Tỷ số truyền: U = Error: Reference source not found
Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ.
n : số vòng quay của trục công tác.
=> U = Error: Reference source not found = 16.
- Mặt khác ta có: U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux
=> Uh = Error: Reference source not
found
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 5


Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích.
Chọn ux = 2.5.
U
16
=>
Uh =
=

= 6,4.
U x 2,5
Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc).
U c2
=> Uh =1,2= 8,28 => Uc = 2,22. =>
Un = 1,3. Uc = 1,3.2,22 = 2,88.
- Kiễm tra: Un.Uc.Ux = 2,88.2,22.2,5=15,98
|Un.Uc.Ux – U| = |15,98-16| = 0,02.
- Ta chấp nhận các tỉ số truyền:
Un = 2,88 và Uc = 2,22.
b. Công suất trên các trục:
- Ta có: Pct = 4 (kW).
PI = Pct .η NT .η ol = 5,62.1.0,995 = 5,59(kW ).
Trục I :
PII = P1 .η br .η ol = 5,59.0,97.0,995 = 5,4( kW ).
Trục II :
PIII = P2 .η br .η ol = 5,4.0,995.0,97 = 5,21(kW ).
Trục III :
PIV = P3 .η x .η ol = 5,21.0,97.0,995 = 5,03(kW ).
Trục VI :
c. Vòng quay trên các
trục:
- Ta có: nđc = 1440 (vòng/phút).
Trục I : nI = Error: Reference source not found = Error: Reference source not found =
1440 (vòng/phút).
Trục II : nII = Error: Reference source not found = 1440/2,88 = 500 (vòng/phút).
Trục III: nIII = Error: Reference source not found = 500/2,22 = 225,23 (vòng/phút).
Trục IV: nIV = Error: Reference source not found = 225,23/2,5 = 90,1 (vòng/phút).
Bảng số liệu:
Thông số

U

Động cơ
Unt = 1

n(vòng/phút)
P(kW)
T (N.mm)
Với momen xoắn:

I

II

III

IV

Un = 2,88
Uc = 2,22
Ux = 2,5
1440
1440
500
225,23
90,1
5,62
5,59
5,4
5,21

5,03
37073
37073
103140
220909
533147
T(N.mm) = Error: Reference source not found.

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
I. Chọn loại xích:
Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ bền
mòn cao.
II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
- Theo bảng 5.4, với ux = 2,5 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 27> 19.
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 6


=>Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3.27 = 67< zmax = 120.
- Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn
Trong đó:
+ kz = 25/z1 = 25/27= 0,93 : hệ số bánh răng.
Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/n3 = 200/225,23= 0,89 : hệ số số vòng quay.
+ Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Trong đó:
K0 = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so
với phương ngang <400).
Ka = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p).
Kđc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng

1 trong 2 đĩa xích).
Kbt = 1,3 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất
lượng bôi trơn đạt yêu cầu).
Kđ = 1,3 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ).
Kc = 1,25 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca).
=> k = 1.1.1.1,3.1,3.1,25 = 2,1125
+ P3 = 5,21 (kW) : công suất bộ truyền xích.
Như vậy: Pt = 5,21.2,1125.0,93.0,89 = 9,11 (kW).
Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích.
p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo
bảng 5.8, p < pmax
- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm).
Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:
x=

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
+
+
p
2
4π 2 .a
x=

2.1016 (27 + 67) (67 − 27) 2 .25,4
+
+
= 128
25,4
2
4.3,142.1016

- Lấy số a* = 0,25 p{ X c − 0,5( Z 2 + Z1 ) + [ X c − 0,5( Z 2 + Z1 )]2 − 2[( Z 2 + Z1 ) / π ]2 }
mắt xích
*
2
2
chẵn: xc = a = 0,25.25,4.{128 − 0,5(67 + 27) + [128 − 0,5(67 + 27)] − 2[(67 + 27 / 3,14)] }
*
128, tính a = 1017(mm)
lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):ﾧ
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng:
= 0,003.a* = 0,003.1017 Error: Reference ∆a source not found 3(mm)Error: Reference
source not founddo đó a = 1017 – 3 = 1014 (mm)
- Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14)
i = z1.n3/(15.xc) =27.225,23/(15.128) = 3,17 < [i] = 30 ( bảng 5.9)
III. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 7


- Theo công thức (5.15):
s=

Q
k đ .Ft + F0 + Fv

-Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q
= 56700 (N), khối lượng 1 mét xích
q = 2,6 kg.

Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng).
z . p.n3 27.25,4.225,23
v= 1
=
= 2,57(m / s )
1000.P3 60000
60000
1000.5,21
⇒ Ft =
=
= 2027( N )
v
2,57

: lực vòng trên trục.
Fv = q.v2 = 2,6.2,572 =
17,17 (N) : lực căng do lực
li tâm sinh ra.
F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra.
Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền
nghiêng 1 góc < 400)
=> F0 = 9,81.1.2,6.1,014 = 25,86 (N).
56700
- Do đó:
s=
= 16,25
1,7.2027 + 25,86 + 17,17
- Theo bảng 5.10 với n = 200
vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] :
bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

IV. Đường kính đĩa xích:
- Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :
p
25,4
d1 =
=
= 218,79(mm)
180
pπ
25
,4
) = 541,9(mm)
d 2 =sin( ) =sin(
180
zπ1
27
sin( ) sin(
)
z2
67

da1 = p[0.5 +
cotg(Error: Reference
source not foundZ1)] =
25,4[0,5 + cotg(180/27) = 230 (mm).
da2 = p[0.5 + cotg(Error: Reference source not foundZ2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/67)
=554 (mm).
df1 = d1 – 2r = 218,79 – 2.0,83 = 217,13 (mm).
df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm).
Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm).

(xem bảng 5.2).
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4.
-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:
σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]

Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
+ Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 27
+ Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 67
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 8


Ft = 2027 (N) : lực vòng trên trục.
Kd = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy.
Kđ = 1,2 : hệ số tải trong động.
Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập trên m dãy xích.
Fvđ = 13.10-7.225,23.25,4 3.1 = 4,798 (N).
E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi.
A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12).
- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.
= 513,62 (Mpa)
0,42.(2027.1,2 + 4,798).2,1.10 5
σ
=
0
.
47
H1

- Ứng suất tiếp xúc của
180.1
đĩa xích 2.
= 371,73 ( Mpa).
0,22.(2027.1,2 + 4,798).2,1.10 5
-Như vậy dùng thép 45 σ H 2 = 0.47
180.1
tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép
[] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp σ H xúc cho đĩa 1.Tương ứng,
[] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện). σ≤H
V. Xác định các lực tác dụng lên trục:
Theo (5.20), Fr = kx . Ft = 1,15.2027 = 2331,05 (N).
Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc < 400).

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM
TỐC.
I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
σσ÷chb11 MPa.
HB = 241285, có = 850 MPa, = 580
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt
độ rắn
÷
HB = 192240 , có = 750 MPa, = 450 σσchb 22 MPa.
II. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt ÷ độ rắn HB = 180350.
σ 0 H lim1 = 2 HB + 70

: ứng suất tiếp cho phép.
σ 0 F lim = 1,8 HB
: ứng suất uốn cho phép.
S H = 1,1
: hệ số an toàn khi tính về tiếp
xúc.
S F = 1,75
: hệ số an toàn khi tính về uốn.
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 9


- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.
σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560
(MPa).
σ 0 F lim1 = 1,8.245 = 441
(MPa).
σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530
(MPa).
σ 0 F lim 2 = 1,8.230 = 414
(MPa).
N HO = 30.H 2, 4 HB
- Theo công thức (6.5) , do đó
N HO1 = 30.2452, 4 = 1,6.10 7.

NHO2 = 30.2302,4 =
1,39.107.
Với : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ N HO sở khi thử về tiếp xúc.
- Theo công thức ( 6.7) ta có :

+ NHE = 60c( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu ∑ kì thay đổi ứng suất tương đương.
+ Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
∑
+ NHE2 = 60c.n2/u2ti (Ti /Tmax)3 .ti /ti
3
3
= 60.1..18000(1 .0,7+0,8 .0,3) 225,23 = 9,35.107.
2,22
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1.
- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó
KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ.
- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:
0
σHim
σK
[] =
HL
H
0
560
.1
SHim
σKσ
[]1 = = = 509 (MPa).
H 11
HL
H
0
530

Kσ
,H1H.212
σ
[]2 = = = 481,8 (MPa).
S1Him
HL
- Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do S1,H1 đó theo (6.12)
+ 481,8
[σ509
[] = = = 495,4 (MPa).
H ]1σ+H[σ H ] 2
2

- Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó
σH
[]’ = min([]1 ; []2) = []2 = 481,8 (MPa).
- Theo công thức (6.7) :
∑
NFE = 60c(Ti/Tmax)6ni Ti
Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350.
6
225,23 0,86.0,3) =9,35.107.
=> NFE2 = 60.1. .18000(1 .0,7 +
Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối 2,22 với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số
chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1.
Tương tự KFL1 = 1.
- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.
[] = .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = σσF0 Flim1 1 252 (MPa).
[] = . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = σσF0 Flim2 2 236,5 (MPa).
- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13)

và (6.14) ta có
σ
σ
[]max = 2,8 = 2,8.450 = 1260 (MPa). chH2
[]max = 0,8 = 0,8.580 = 464 (MPa). σ chF 11
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 10


[]max = 0,8 = 0,8.450 = 360 (MPa). σ chF 2
III. Tính toán bộ truyền cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15a) :
aW1 = Ka( u2+ 1)

3

T1.K Hβ
[σ H ]2 u 2 .ψ ba

- Trong đó :
+ : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng

ψ ba vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng

6.6 chọn = 0,3
+Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật
liệu của cặp bánh răng và loại răng.
= 0,5..(U2+1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = ψ bdba 0,582.

+Tra bảng 6.7 suy ra KH = 1,02 ( sơ β đồ 7).
37073.1,02
=> aW1 = 49,5(2,88+1) =
3
481,82.2,88.0,3
108,93 (mm).
- Lấy aW1 = 108 (mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp:
- Theo (6.17) mođun: m = (0,010,02)aW1 = ÷ (0,01 0,02).110 = 1,1 2,2 (mm).
Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 1,5 (mm).
- Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19)
aw1
22.110
Z1 = = = 37,8. Lấy Z1 = 37.
1,5m.((2u,288
+ 1+)1)
- Số răng bánh lớn :
Z2 = U2.Z1 = 2,88 .37 = 106,56.
Lấy Z2 = 106.
1m
,5( Z
371 + 106
Z 2 ))
- Do đó : aW1 = = = 107,86 (mm).
106
Z22
- Tỷ số truyền thực sẽ là: um = = =
37
2,86.
Z1

Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách
giữa 2 bành răng.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u m + 1)
≤ [σ H ]
bw .u m .d w21

- Theo bảng 6.5 ta có ZM =
274 (MPa)1/3.
Trong đó:
+ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có:
ZH =

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

2. cos β b
sin 2α tw

Trang 11


+Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có :
αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan200/cos00) = 200.
Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200.
Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0.
2. cos 0
=> = 1,76.

ZH =
Zsin(
+ : Hệ số kể đến sự trùng khớp
ε 2.20)
của răng.
Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0).
4 − εα
=>
Zε =
3
Với hệ số trùng khớp ngang: εα
= [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ
= [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76.
4 − 1,75
=>
Z =
= 0,87
ε

3

+ KH : Hệ số tải trọng khi
tính về tiếp xúc.
KH = KHβ.KHα.KHv
*KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7
K
*= 1: Hệ số kể đến sự phân bố Hα không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp. ( bánh răng thẳng)
*KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp.

vH .bw .d w1
K Hv = 1 +
a2w.T/1u.K
m H β .K H α

VH = δH.go.v.
δH = 0,006 : Hệ số kể
đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.
Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:
v=

dW1 : Đường kính vòng

π .d w1.n1
60000

lăn bánh nhỏ.
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 12


dW1 = 2aW/(um+1) = 2.108/(2,86+1) = 56 (mm).
v=

3,14.56.1440
= 4,22 (m / s)
60000

=>

Với v = 4,22 (m/s)
theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14
với cấp chính xác 8 và v < 5 (m/s).
=> VH = 0,006.56.4,22. =

108 / 2,86

8,71.
+ Chiều rộng vành răng : bW = .aW = ψ ba 0,3.108 = 32,4 (mm).
8,71.32,4.56
=> KHv
= 1+
= 1,02
σ H = Z M .Z H .Z ε

.1,02.1.1.37073
.1,02 =. 1,04.(
. 2,86 + 1)
2.T1 .K H (K
u mH +=1K
) Hβ .K2H.37073
α .K Hv = 1,022
=
274
.
1
,
76

.
0
,87.
= 424,61 ( MPa).
2
bw .u m .d w1
32,4.2,86.56 2

=>

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
+ Theo (6.1) :
v = 4,22 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 .
Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ Cấp chính xác động học là 8 khi µm đó cần gia công đạt độ nhám: Ra =
2,5...1,25.
+ Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của
kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

[σ H ] = [σ H ]'.Z v .Z R .K xH

= 481,8.0,98.0,95.1 = 448,56 ( MPa).
= 424,61( MPa) < [σ H ] = 448,56( MPa )

σH
+ Ta thấy
như vậy răng đã chọn thỏa
mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 108 (mm).

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

-Theo công thức (6.43) :
σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1

≤ [σ

]

F1
-Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02.
bw1.d w1.m
-Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s)
và cấp chính xác 8. KHα = 1 (bánh răng thẳng).
-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27.
-Theo (6.47) :
a
vF = δ F .g 0 .v. w
δgF0
+Theo bảng 6.15 : =0,016,
um
theo bảng 6.16 : = 56.
=>23,24. Do đó theo (6.46) :
108

vF = 0,016.56.4,22.

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 13

2,86

=


23,24.32,4v.56
=1+
F .bw .d w1
K Fv = 1 +
= 1,44
2.37073.1,K
02
2.T
.11.,K27Fβ .K Fα
Do đó KF = KFβ. KFα.
Fv
=1,02.1,27.1,44 = 1,87.
-Với hệ số kể đến sự trùng khớp Y = 1 = 1 = 0,571.
ε
ε α 1,75
của răng:
-Với hệ số kể đến độ nghiêng của
β0
Yβ = 1 −
= 1.
răng:
140
Z1
- Số răng tương đương:

Z =
= 37.
v1

Z v2 =

Z 23 β
cos
= 106.
cos 3 β

- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 =
3,7 ; YF2 = 3,6.
- Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);
KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :
[] = []. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = σ F 1 264,6 (MPa).
σ F 2 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa).
Tương ứng [] = []. YR. YS. KxF =
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1 .m

=

2.37073.1,87.0,571.1.3,7
= 107,63( MPa) < [σ F 1 ] = 264,6( MPa).
32,4.56.1,5

- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
σ F2 =

σ F 1 .YF 2 107,63.3,6
=
= 104,72 < [σ F 2 ] = 248,3( MPa).
YF 1
3,7

5. Kiểm nghiệm
răng về quá tải:
T
- Theo (6.48): Hệ số quá tải:
K qt = max = 1.
T ) < [σ H ] max = 1260( MPa).
- Ứng suất tiếp xúc σ H max = σ H . K qt = 455,5( MPa
cực đại:
- Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max = σ F 1.K qt = 107,63 ( MPa) < [σ F 1 max ] = 464 ( MPa).
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 104,72 ( MPa) < [σ F 2 max ] = 360 ( MPa).

6. Các thông số cơ
bản của bộ truyền:
- Khoảng cách trục:
aW1 = 108 (mm).
- Môđun:
m = 1,5 (mm).
- Chiều rộng vành răng: bW = 32,4(mm).
- Tỷ số truyền
:

um = 2,86.
- Góc nghiêng của răng: β = 0.
- Số răng bánh răng:
Z1 = 37.
Z2 = 106.
- Hệ số dịch chỉnh:
x1 = 0.
x2 = 0.
Theo công thức trong bảng 6.11,tính được:
- Đường kính vòng chia: d1 = 55,5. d2 = 159.
- Đường kính đỉnh răng: da1 = 58,5. da2 = 162.
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 14


- Đường kính đáy răng: df1 = 51,75. df2 = 155,25.
IV. Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
T
Vì phân đôi cấp chậm nên
TII' = II = 51570( Nmm).
2
1. Xác định sơ bộ khoảng cách
trục:
a w 2 = K a (u3 + 1)3

- Trong đó:

TII' .K Hβ

[σ H ] 2 .u3 .ψ ba

+ Ka = 43.

+ Ta có = 0,3 => ψ bd = 0,5.ψ ba (u3 + 1) =ψ0,ba5.0,3.(2,22 + 1) = 0,483.
β
Tra bảng 6.7 ta
được: KH = 1,07; KF= 1,17 (ứng với sơ đồ 3).
a w 2 = 43.(2,22 + 1)3

51570.1,07
= 96,41(mm).
495a,w422.2,22.0,3

- Lấy = 96 (mm).
2. Xác định các thông
số ăn khớp:
- Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). = a w 2 (0,01÷0,02).110 = 0,96÷1,92 (mm).
- Theo bảng 6.8Chọn môđun pháp m =1,5.
β = 350 ⇒ cos β = 0,819.
- Chọn sơ bộ
- Theo công thức 6.31:
+ Số răng bánh nhỏ: Z = 2.aw 2 . cos β = 2.96.0,819 = 32,56
1
m(u3 + 1)
1,5(2,22 + 1)
lấy Z1 = 32.
+ Số răng bánh lớn:
Z2 = u3.Z1 = 2,22.32 = 71,04
lấy Z2 = 71.

- Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 2,22.
m( Z1 + Z 2 ) 1,5(32 + 71)
Khi đó:
cos β =
=
= 0,805. => β = 36038'97".
2 aw 2
2.96
3. Kiểm nghiệm
răng về độ bền
tiếp xúc:
- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc.
σ H = Z M .Z H .Zε

- Theo bảng 6.5, ZM = 274
(MPa)1/3.
- Theo (6.35)
tgβb = cosαt.tgβ
với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) =
arctg(tg20/0,805) =
=> tgβb = cos().tg () => βb =
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

2.TII' .K H (u3 + 1)
bw .u3 .d w21

24032'95"

36
24

33088
38
32'97
28
95"
2 cos β b
2. cos(33,8828)
ZH =
=
= 1,5.
sin 2α tw
sin( 2.24,3295)

Trang 15


- Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW =
=>

a w 2 ψba.

= 0,3.96 = 28,8.

εβ = 0,3.96.sin(36,3897)/(3,14.1,5) = 3,63. Do đó theo (6.38b):
εα = (1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/32 + 1/71)).0,805 = 1,4.

1
1
- Do εα > 1nên theo (6.38)
=> Z ε =

=
= 0,85.
ε
1
,
4
α
- Đường kính vòng lăn bánh
nhỏ: dW2 = 2aW2/(um + 1) =2.96/(2,22 + 1) = 59,63 (mm).
- Vận tốc vòng của bánh v = π .d w 2 .n3 = 3,14.59,63.500 = 1,56(m / s ).
răng:
60000
60000
- Với v = 1,56 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng 6.14 với
cấp chính xác là 9 và v < 2,5 m/s, KHα = 1,13.
δ FHa==00,,006
002.
Tra bảng
96
- Theo (6.42) => v H = δ H .g 0 .v w 2 = 0,002.73.1,56
= 1,5(m / s ).
6.15 và 6.16 ta
um
2,22
được: g0 = 73, ,
- Do đó theo (6.41): K = 1 + v H .bw .d w1 = 1 + 1,5.28,8.59,63 = 1,02.
Hv
K H 2=.TKII' .HKβ .HKβ H.K
= 1,07
.1,13.1.,102

23.
- Theo công thức
2.51570
,07=.1,13
α .HK
α Hv
(6.39):

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.TII' .K H (u m + 1)
2.51570.1,23(2,22 + 1)
= 274.1,5.0,85.
= 468,29( MPa).
2
bw .u m .d w1
28,8.2,22.59,632

- Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được :
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) với v = 1,56 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,89, với cấp chính xác động học là
9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt
[σ H ] = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 495µ,m4.0,89.0,95.1 = 418,86( MPa).
Rz =
2,5...1,25 =>
ZR = 0,95. Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :
Như vậy: không đạt yêu σ H = 468,29( MPa) > [σ H ] = 418,86( MPa)
cầu.
Ta tiến hành kiểm nghiệm lại và có kết quả : aw=105 (mm) ; dw=65(mm); bw=31(mm)
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

2.T ' .K .Y .Y .Y
- Theo công thức (6.43) :
σ F 1 = II β F ε β F 1
+ Theo bảng 6.17 ta được:
bw .d w1 .m
KF= 1,17 (ứng với sơ đồ 3).
+ Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 => KHα = 1,13 và KFα = 1,37.
- Theo công thức (6.47)
a
105
v F = δ F .g 0 .v. w 2 = 0,006.73.1,56.
= 4,7
ta có:
um
2,22
δgF0
trong đó theo bảng 6.15,
= 0,006 và theo bảng 6.16 được= 73.
v F .bw 2 .d w1
4,7.31.65
- Theo công thức
K = 1+
= 1+
= 1,06.
Fv

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

2.TII' .K Fβ .K Fα

Trang 16

2.51570.1,17.1,37


6.46:
- Do đó KF = KFβ. KFα. = 1,17.1,37.1,06 = K Fv 1,7
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của Y = 1 = 1 = 0,71.
ε
ε α 1,4
răng:
0
- Hệ số kể đến đọ nghiêng của
β
36,3897
Yβ = 1 −
= 1−
= 0,75.
răng:
140
140
Z1
32
- Số răng tương đương:
Z =
=
= 61,34.
v1
713
cosZ3 2β 0,805

Z v2 =
=
= 136.
cos 3 β 0,8053

- Vì sử dụng răng không dịch
chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x =
0.
- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6
-Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);
KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :
[] = []. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = σ F 1 264,6 (MPa).
σ F 2 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa).
Tương ứng [] = []. YR. YS. KxF =
.0,75.3,62
- Suy ra: + Ứng suất uốn σ = 2.51570.1,68σ.0F,71
1
= 80,85
F1
28,8.95,63.1,5
sinh ra tại chân bánh răng
chủ động (MPa). < [] =
264,4 (MPa).
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
σ F2 =

σ F 1 .YF 2 80,85.3,6
=
= 80,4( MPa) < [σ F 2 ] = 248,3( MPa).
YF 1

3,62

5. Kiểm nghiệm
răng về quá tải:
T
- Theo (6.48): Hệ số quá tải:
K qt = max = 1.
T ) < [σ H max ] = 1260 ( MPa).
- Ứng suất tiếp xúc σ H max = σ H . K qt = 468,29( MPa
cực đại:
- Ứng suất uốn cực
đại:

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 80,5( MPa) < [σ F 1max ] = 464 ( MPa).
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 80,4( MPa) < [σ F 2 max ] = 360 ( MPa).

6. Các thông số cơ
bản của bộ truyền:
- Góc nghiêng răng:
- Khoảng cách trục:
105 (mm).
- Môđun:
- Chiều rộng vành răng:
- Tỷ số truyền cấp chậm:
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

β = 35054'.

aW2 =
m = 1,5 (mm)

bW = 31 (mm).
Um = 2,22
Trang 17


- Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 32.
Z2 = 71.
- Hệ số dịch chỉnh:
x1 = 0.
x2 = 0.
Theo các công thức bảng 6.11 ta tính được:
- Đường kính chia:
d1 = 65 (mm).
d2 = 145 (mm).
- Đường kính đỉnh răng:
da1 = 62 (mm).
da2 = 143 (mm).
- Đường kính đáy răng:
df1 = 61,25 (mm). df2 = 141,25 (mm).

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 18


PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
I. Chọn vật liệu:
σσchb = 600
340( Mpa)).
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là

thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn
bền ; và giới hạn chảy
[τ ] = 12...20( Mpa).
- Ứng suất xoắn cho phép
II. Xác định sơ bộ đường kính
trục:
- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :
Tk :
Tk
dk = 3
momen xoắn của trục k (Nmm)
0,2[τ ]
[τ ]
Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và
lấy trị số lớn đối với trục ra
[τ ]
+ Chọn = 12=> Đường kính
TI
37073
d1 = 3
=3
= 24,9(mm ).
trục I :
0,2[τ ]
0,2.12
[τ ]
+ Chọn = 16 => Đường
TII
103140
d2 = 3

=3
= 31,82(mm).
kính trục II :
0,2[τ ]
0,2.16
[τ ]
+ Chọn = 20 => Đường
T
220909
d 3 = 3 III = 3
= 38,08(mm).
kính trục III :
0,2[τ ]
0,2.320
- Do đó chọn đường kính sơ
bộ của các trục sẽ là:
d1 = 25 (mm); d2 = 30 (mm); d3 =40 (mm).
III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào
sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu
tố khác.
- Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2
d1 = 25 (mm) => b01 = 17 (mm).
d2 = 30 (mm) => b02 = 19 (mm).
d3 = 40 (mm) => b03 = 23 (mm).
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I. Xác định theo công thức (10.10)
lm13 = (1,2…1,5)d1= (30…37,5) mm. Chọn lm13 = 35 (mm).
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:
lm22 = lm23 = lm24 = (1,2…1,5)d2 = (36…45) mm. Chọn lm22 = lm24 = 40 (mm).
Chọn lm23 = 45(mm).

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:
lm32 = lm33 = lm34 = (1,2…1,5)d3 = (48…60) mm. Chọn lm32 = lm33 = 55 (mm).
Chọn lm34 = 50 (mm).
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 19


- Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
lm12 = (1,4…2,5)d1 = (35…62,5) mm. Chọn lm12 = 50 (mm).
- Theo bảng 10.3 ta chọn:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10.
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10.
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 (mm).
- Khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i
l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + b01) + K3 + hn = 0,5(50 + 17) + 10 + 15 = 58,5 (mm).
l22 = 0,5(lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(40 +19) + 10 + 10 = 49,5 (mm).
l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + K1 = 49,5 + 0,5(40+45) + 10 = 102 (mm).
l13 = l23 = 102 (mm)
l24 = 2l23 – l22 = 2.102 – 49,5 =154,5 (mm).
l21 = 2l23 = 2.102 = 204 (mm).
l32 = l22 = 49,5 (mm).
l33 = l24 = 154,5 (mm).
l34 = l31 + lc34 = l31 +0,5(lm34 + b03) + K3 + hn
= 204 + 0,5(50+23) + 10+15 = 265,5 (mm).
- Khoảng cách giữa các khớp nối: l11 = l21 = l31 = 2l23 = 2.102 = 204 (mm).
IV. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:
- Chọn hệ trục tọa độ như hình10.3
1.Trục I:

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:
2T
.
Fx12 = (0,2...0,3) Ft = (0,2...0,3) I
Dt
- Theo phương ox. TI = 37073
(N.mm) tra bảng 16.10 (tập
hai) ta có Dt = 63 (mm).
=> Lấy Fx12 = 300 (N).
- Sơ đồ lực không gian
của trục I:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Fx12 = (0,2...0,3)

2.37073
= 235...353(mm).
63

Trang 20


Fx11

Fx10
Fy10

Fr1

+ Lực vòng :
Ft1= Error: Reference source not found = 2.37073/56= 1324 (N).
=> Ft1 = Fx13= Fx23 = 1324 (N).
+ Lực hướng tâm: Fr1 = Error: Reference source not found.tanαtW t1
= 1324.tan200 =
482 (N).
=> Fr1 = Fy13 = Fy23 = 482 (N).
- Trong mặt phẳng Oyz ta có:
- Phản lực tại các gối tựa:
Xét phương trình mômen tại điểm O:

F

∑M

Phương trình tổng lực theo
phương y:

( Fy ) = 0 ⇔ Fy13 .l13 − Fy11 .l11 = 0
F .l
482.102
⇒ Fy11 = y13 13 =
= 241( N ).
l11
204
O

∑F

⇒ Fy10

= 0 ⇔ − Fy10 + Fy13 − Fy11 = 0
= Fy13 − Fy11 = 482 − 241 = 241( N ).
y

- Trong mặt phẳng Oxz ta
có:
- Phản lực tại các gối tựa:
Xét phương trình mômen tại điểm O:

∑M

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

O

( Fx ) = 0 ⇔ Fx12 .l12 + Fx13 .l13 − Fx11 .l11 = 0

Trang 21


Phương trình tổng
lực theo phương x:

⇒ Fx11 =

⇒ Fx10

Fx12 .l12 + Fx13 .l13 300.58,5 + 1324.102
=

= 748( N ).
l11
204

∑F

= 0 ⇔ − Fx12 − Fx10 + Fx13 − Fx11 = 0
= Fx13 − Fx11 − Fx12 = 1324 − 748 − 300 = 276( N ).
x

BIỂU ĐỒ MOMEN
TRỤC I:
2. Trục II:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 22


Fy10
Fx12

Fx10

x11

Fy13

Fx13

Fy11

Z

X
241

Y

QY
241
24582

MX
576
300

QX
748

17550

- Sơ đồ lực không gian của trục II:
MY
76296
- Lực vòng: Ft2= Error:
Reference
source not found=103140/59,63=
1730 (N).
37073

- Lực hướng tâm:
Fr2 = Error: Reference
source not found.tanαtW =972 (N).
T
- Lực dọc trục:
Fa2 = Ft2.tanβ=1730.tan(360 38’97’’)=1275(N).
+ Đối với bánh răng dẫn 2, 4:
Fx22 = Fx24 = Ft4 = Ft2 = 1730(N).
Fy22 = Fy24 = Fr4 = Fr2 = 972 (N).
Fz22 = Fz24 = Fa4 = Fa2 = 1275 (N).
=> M22 = M24 = Fa2.Error: Reference source not found = 1275.59,63/2 =
38014(N.mm)
+ Đối với bánh răng bị dẫn 3:
Fx23 =Ft3=Ft1 =1324(N).
Fy23 =Fr3=Fr1=482(N)
Ft3

Fx20

Fy20

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Ft2

Fx21

Fr3

Fr2

Fr4

Fa2

Fa4

X

Ft4

Fy21

Trang 23

Z

Y


- Trong mặt phẳng Oyz:
- Phản lực tại các gối tựa:
Xét phương ∑ M O ( Fy ) = 0 ⇔ Fy 22 .l22 − M 22 − Fy 23 .l23 + Fy 24 .l24 + M 24 + Fy 21.l21 = 0
trình mômen
tại điểm O:
⇒ Fy 21 =

− Fy 22 .l 22 + Fy 23 .l 23 − Fy 24 .l 24
l 21

=

− 975.49,5 + 482.102 − 972.154,5
= −732( N ).
204

Phương trình tổng lực theo phương Y:

∑F

⇒ Fy 20

= 0 ⇔ − Fy 20 + Fy 22 − Fy 23 + Fy 24 − Fy 21 = 0
= 2.Fy 22 − Fy 23 − Fy 21 = 2.972 − 482 − 732 = 732( N ).
y

- Trong mặt phẳng
Oxz:
Xét phương trình mômen tại O:
⇒ Fx 21

∑ M O ( Fx ) = 0 ⇔ Fx 22 .l22 + Fx 23 .l23 + Fx 24 .l24 − Fx 21.l21 = 0
Fx 22 .l 22 + Fx 23 .l 23 + Fx 24 .l 24 1730.49,5 + 1324.102 + 1730.154,5
=
=
= 2392( N ).
l 21
204

Phương trình tổng lực theo phương X:

∑ Fx = 0 ⇔ − Fx 20 + Fx 22 + Fx 23 + Fx 24 − Fx 21 = 0
⇒ Fx 20 = 2.Fx 22 + Fx 23 − Fx 21 = 2.1730 + 1324 − 2392 = 2392( N ).

BIỂU ĐỒ
MÔMEN TRỤC II :

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 24


x23

Fy24

Fy22
Fx20

Fy20

Fx22

Fx24

Fy23

Fz22

Fz24

X

Fx21 Fy21

Z
Y

199

QY

61595

74248

MX

36234

2392
662

QX

662
153159

2392
118404

51570

MY

118404

T

3. Trục III: 51570
- Sơ đồ lực không gian của trục III:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 25