TÍNH TOÁN ĐỘNG học hệ dẫn ĐỘNG và THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THẲNG

PHẦN 1:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG VÀ THIẾT KẾ BỘ
TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THẲNG.
Chương 1. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG.
1.1.Tính toán chọn động cơ điện
1.1.1. Cơ sở chọn động cơ điện
Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động
cơ điện có ảnh hưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ
truyền ngoài hộp.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ điện 3 pha.Chúng gồm 2 loại:
đồng bộ và không đồng bộ.
Động cơ điện 3 pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số
quá tải lớn, nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối
cao và cần có thiết bị phụ để khởi động động cơ.Vì vậy động cơ 3 pha đồng bộ chỉ
được sử dụng khi hiệu suất và cosφ có ai trò quyết định hoặc khi cần đảm bảo chặt
chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: roto dây quấn và
roto ngắn mạch.
Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn chỉ dùng khi cần điều chỉnh
vận tốc trong 1 phạm vi hẹp do hệ số cosφ thấp, kích thước lớn, giá thành đắt và
vận hành phức tạp.
Động cơ 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch có ưu điểm: kết cấu đơn
giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp
vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện. Do những ưu điểm cơ bản này,
động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch được dùng phổ
biến trong các nghành công nghiệp. Có thể dùng loại động cơ điện này để dẫn
động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn…
Để dẫn động hệ dẫn động cần thiết kế có thể dùng động cơ điện xoay chiều 3
pha không đồng bộ roto ngắn mạch.
Động cơ điện được chọn dựa theo công suất cần thiết trên trục động cơ, số
vòng quay đồng bộ và các yêu cầu về quá tải, momen mở máy và phương pháp lắp
đặt động cơ.

1.1.2. Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ
Công suất cần thiết trên trục động cơ được tính theo công thức:
Pct=Pt / η
Pt_ Công suất tính toán trên trục máy công tác, đối với chế độ tải trọng thay đổi
nhiều bậc Pt xác định theo công thức:
Pt = Ptđ= = =
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


= 15.5 = 12,659 kW
P1 , T1 _ Công suất lớn nhất và momen lớn nhất trong các công suất và momen tác
dụng lâu dài trên trục máy công tác. kW, Nmm
Plv _ Công suất làm việc của hệ dẫn động. kW,
Pi, Ti _ Công suất và momen tác dụng trong thời gian ti trên trục máy công tác,kW,
Nmm
Các trị số Ti/T và ti cho trên đồ thị thay đổi tải trọng.
Hiệu suất của hệ thống được xác định theo công thức:
η= ηđai .ηmổ lăn .ηkbánh răng =0,95 .0,993 .0.972 .=0,867
Trong đó:
m: Số cặp ổ lăn (m=3)
k: Số cặp bánh răng (k=2)
ηđai : Hiệu suất bộ truyền đai để hở, ηđai= 0,95
ηổ lăn: Hiệu suất của ổ lăn (Ổ lăn được che kín), ηổ lăn=0,99
ηbánh răng: Hiệu suất truyền của 1 cặp bánh răng khi được che kín, ηbánh răng=0,97
Vậy công suất cần thiết là:
Pct=Pt / η = 12,659 / 0,867= 14,601 kW
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ
Số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ được xác định sơ bộ như sau:

nsb= nlv utsb
Trong đó:
nlv _ Số vòng quay của trục ra ( số vòng quay làm việc)
utsb _tỷ số truyền tổng sơ bộ của hệ dẫn động,
utsb= uđsb uhsb=1,6 .7= 11,2
Trong đó:
uđsb _ tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động đai, chọn uđsb= 1,6
uhsb _ tỷ số truyền tổng sơ bộ của hộp giảm tốc, chọn uhsb= 7
Vậy nsb= 165 .11,2=1848 vg/ph
1.1.4. Chọn động cơ điện:
Động cơ điện phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện: Pđc Pct ; nđc

Trong đó: Pct=14,601 kW ; nsb=1848 vg/ph ;

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

nsb ;

= 1,5

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Vậy ta chọn động cơ K160L2 có các thông số như sau:
Kiểu
Công
Vận tốc
η
cosφ
động cơ suất, kW quay, vg/ph

K180M4

15

1740

87,5

0,90

Khối
lượng, kg
1,6

159

1.2. Phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền lý thuyết của hệ thống xác định theo công thức:
ult=
=
= 10,545
Tỷ số truyền tính toán sơ bộ của hộp gảm tốc:
uhsb=
=
= 6,591
Vậy chọn uh= 6,591, khi đó có u1= 2,88 ; u2= 2,30
Tính chính xác lại tỉ số truyền lý thuyết của bộ truyền động đai:
Uđ= ult/(u1.u2)= 10,545/(2,88 .2,30) = 1,592
1.3. Xác định công suất, tần số quay và momen xoắn trên các trục:
Trục động cơ:

Pđc= Pct= 14,601 kW
Tđc= 9,55.106
= 9,55.106
= 80137,672 Nmm;
Trục 1:
P1= Pctηđηol = 14,601.0,95.0,99 = 13,732 kW
n1=
=
= 1092,965 vg/ph
T1=9,55.106

= 9,55.106

= 119986,093 Nmm

Trục 2:
P2= P1ηbrtηol=13,732.0,97.0,99 =13,187 kW
n2=
=
= 379,502 vg/ph
T2= 9,55.106

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

= 9,55.106.

= 331845,023 Nmm

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên

Trục 3:
P3= P2ηbrtηol = 13,187.0,97.0,99 = 12,663 kW
n3=
=
= 165,001 vg/ph
T3= 9,55.106.

= 9,55.106. = 732914,649 Nmm.

Kết quả tính toán động học ghi trong bảng sau:
Trục
Công suất P,
kW
Tỷ số truyền u
Số vòng quay
n, vg/ph
Momen xoắn
T, Nmm

Động cơ
14,601

Trục 1

Trục 2

Trục 3

13,732

13,187

12,663

1740

2,88
1092,965

2,3
379,502

165,001

80137,672

119986,093

331845,023

732914,649

1,592

Chương 2. THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THANG.
Thông số thiết kế:
Công suất trục bánh nhỏ: P1= Pct (Vì bánh đai nhỏ lắp trên trục động cơ)
Công suất trục bánh lớn: P2 = P1 (Vì bánh đai lớn lắp trên trục 1 HGT )
Số vòng quay trục bánh nhỏ: n1 =nđc

Số vòng quay trục bánh lớn: n2 = n1
2.1. Chọn loại đai và tiết diện đai:
Giả thiết vận tốc vòng của đai v ≤ 25 m/s, ta chọn loại đai là hình thang thường.
Loại tiết diện đai: Б >Với P= 14,601 kW và n = 1740 vg/ph.
2.2. Xác định các thông số của bộ truyền:
2.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ d1:
Chọn: d1 = 160 mm
Tính vận tốc vòng của đai: v =

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

=

= 14,577 m/s

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Tính d2 = d1.uđ.(1Chọn

)

= 0.02, ta có: d2 = 160.1,592.(1-0,02)=249,626 mm

Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 250 mm
Tính lại tỷ số truyền thực tế:

=

Uđm =

= 1,594

Tính sai số tỷ số truyền:
u = (uđ –uđm)/uđ = (1,592 -1,594)/1,592 = 0,13 %

4%

2.2.2. Khoảng cách trục a:
Theo bảng 4-14 Tr 58 chọn tỉ số: a/d2
Nội suy, ta có: a/d2 = 1,322
Tính khoảng cách trục a sơ bộ: asb = (a/d2).d2= 1,322. 250 =330,5 mm
Kiểm tra điều kiện 4-14: 0,55( d1 + d2) + h

a

0,55( 160 +250) + 10,5
236

a

Vậy a thỏa mãn.
2.2.3. Chiều dài đai l:
Tính l theo công thức: l = 2a +
l = 2.330,5 +

2(d1 +d2)
a

2(160 +250)

820

( d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/(4a)
( 160 + 250)/2 + (250- 160)2/(4.330,5)

l = 1311,154 mm
Chọn l theo tiêu chuẩn: l = 1600 mm
Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai: i= v/l

= 10

i= 14,577.1000/ 1600 = 9,11 10
Vậy thỏa mãn.
2.2.4. Tính góc ôm của đai
trên bánh nhỏ theo công thức 4-7:
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


= 180 - 57( d2 –d1)/a = 180 - 57( 250 –160)/330,5 = 164,478
Kiểm tra điều kiện:

:

2.3. Xác định số dây đai Z:
Tính số dây đai Z theo công thức 4-16:
Z=
=

Trong đó:

= 14,601 ;

= 1,35 ;

= 5,8
= 3,81 ;

6
= 0,96 ;

=0,92 ;
Cu = 1,11; CZ = 0,91
- Hệ số tải trọng động, bảng 4.7 Tr 55,
-Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

-Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.bảng 4.6 Tr 61: tra theo tỉ số l/l0
-Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17 Tr 61: tra theo tỉ số
truyền uđ
-Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,
bảng 4.18 Tr 61, tra theo tỉ số Z’ = P1/ P0]
Chọn Z = 6
2.4. Xác định kích thước của bánh đai:
- Chiều rộng bánh đai B: công thức 4-17:
B= (Z -1)t + 2e = (6 -1).19 + 2.12,5 = 120
Trong đó: Tra bảng 4.21 theo loại tiết diện đã chọn, Tr 63 có:
B = 120,t = 19 ,e = 12,5 ,h0=4,2 .
-Đường kính ngoài da, công thức 4-18:
Da = d + 2h0

Bánh nhỏ: da1 = d1 + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm
Bánh lớn: da2 = d2 + 2h0 = 250 + 2. 4,2 = 258,4 mm
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Trong đó: d1= 160 mm; d2 = 250 mm: h0 = 4,2 mm
2.5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực căng ban đầu trên 1 đai F0, công thức:
F0 =
.A = 1,2. 138 =165,6 N
Trong đó:

- ứng suất căng ban đầu có thể chọn

=1,2

1,8 MPa, chọn

= 1,2
Diện tích tiết diện đai, A = 138 mm2
-Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr, công thức 4-21:
Fr = 2. F0Zsin(
= 2.165,6.6.sin(164,478/2) =1968,997 N
A-

Kết quả tính toán bộ truyền động đai hình thang:
TT
Thông số

Ký hiệu
Trị số
Đơn vị
1
Loại đai và tiết diện đai
Đai hình thang thường, tiết
diện Б
Đường kính các bánh đai
d1
160
mm
2
d2
250
mm
3
Chiều dài đai
l
1600
mm
4
Khoảng cách trục
a
330,5
mm
5
Góc ôm trên bánh dẫn
164,478
Độ
6

Số dây đai
Z
6
cái
7
Chiều rộng các bánh đai
B
120
mm
8
Đường kính bánh ngoài các bánh đai
da1
168,4
mm
da2
258,4
mm
9
Lực hướng tâm tác dụng lên trục
Fr
1968,997
N

Chương 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
3.1.Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh;
3.1.1.Chọn vật liệu
Vì công suất của bộ truyền trung bình (P1 = 14,601) nên ta chọn vật liệu chế tạo
cả 2 bánh răng cấp nhanh là thép nhóm 1,đồng thời chọn độ rắn của bánh nhỏ cao

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


hơn bánh lớn 15 HB. Theo bảng 5.1, chọn vật liệu các bánh răng, kết quả ghi trong
bảng sau:
Bánh răng
Nhãn thép Nhiệt luyện
Độ rắn
Giới hạn
Giới hạn
(HB)
bền σb
chảy σch
(MPa)
(MPa)
Nhỏ
Thép 45
Thường hóa
195
600
340
Lớn
Thép 45
Thường hóa
180
600
340
3.2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép
3.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
=
= 2 HB + 70 = 2. 195 + 70 = 460 Mpa
= 2 HB + 70 = 2. 180 + 70 = 430 Mpa
= = 1,1
Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức:
KHL1 =
KHL2 =
mH = 6
NH01 = 30 HB12,4 = 30. 1952,4 = 9,402.106
NH02 = 30 HB22,4 = 30. 1802,4 = 7,758.106
NHE1 = 60.c =
60.1.1092,965.3.274.2.7.[()3.0,4 + ()3.0,3 + ()3.0,3] = 446,086.106
NHE2= = = 154,891.106
Trong đó:
c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét;
;;-momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng
đang xét;
Vì NHE1 NH01 và NHE2 NH02 nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1.
= = 418,182 MPa ; = = 390,909 MPa
Đối với cấp nhanh, vì vận tốc vòng tương đối lớn, ta chọn dạng răng là răng
nghiêng để bộ truyền làm việc êm hơn và giảm tải trọng động so với răng thẳng.
Khi đó ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền xác định theo:
= = = = 404,545 MPa 1,25 = 488,636 MPa
-Ứng suất uốn cho phép sơ bộ
=
= 1( bộ truyền quay 1 chiều)
= 1,8 HB = 1,8.195= 351 MPa
= 1,8 HB = 1,8.180= 324 MPa
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


SF1 = SF2 = 1,75
Hệ số tuổi thọ KFL:
KFL1 =
KFL2 =
mF = 6; NF01 = NF02= 4.106
NFE1 = 60.c =
60.1.1092,965.3.274.2.7.[()6.0,4 + ()6.0,3 + ()6.0,3] = 364,755.106
NFE2= = = 95,236.106
Vì NFE1 > NF01 ; NFE2 > NF02 nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1.
= = 200,571 MPa
= = 185,143 MPa
3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải
-Ứng suất tiếp xúc khi quá tải
Đối với bánh răng tôi cải thiện:
= = 2,8. = 2,8.340 =952 MPa
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
HB 350 nên:
= 0,8.=0,8.340 = 272 MPa
= 0,8.=0,8.340 = 272 MPa
3.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
-Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
= .( 1). = .( 1). = 126,156 mm
Lấy = 126 mm
= 43; = 2,88; = 119986,093/2; = 1,019; =404,545 MPa; = 0,3
Trong đó:
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng,nghiêng, hay chữ V), tra

bảng 5.3;
u1-Tỷ số truyền của cấp nhanh;
-Momen xoắn trên trục bánh răng nhỏ, Nmm;
-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
Trị số tra theo bảng 5.5, tùy thuộc vào vị trí các bánh răng đối với các ổ và hệ số
= 0,5..(u1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582
-Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;
-Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4;
3.4.Xác định các thông số ăn khớp
3.4.1.Xác định modun
m = (0,01 0,02)aw = (0,01 0,02)126 = 1,26 2,52 mm,lấy trị số modun tiêu chuẩn
trong bảng 5.6, m= 2 mm
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


3.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
Chọn sơ bộ: = 35
Tính số răng bánh nhỏ theo công thức;
z1 = = = 26,60
Chọn z1 = 26
z2 = z1.u2 = 26.2,88=74,88
Lấy z2 = 75
Tính tỷ số truyền thực tế:
utt1 = = = 2,885
Tính sai lệch tỷ số truyền:
= = 0,174 % < [= 4%
Tính số răng tổng;
zt= z1 + z2 = 26 + 75 = 101

Tính chính xác lại góc nghiêng:
=arcos[m. zt/(2aw1)] = arcos[2. 101/(2.126)] = 36,718
Thỏa mãn điều kiện: 8 20
Để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn tat hay đổi góc nghiêng mà không cần
dung dịch chỉnh, do đó x1 = x2 = 0.
3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;
H = ZM.ZH.. [],
ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng, tra bảng 5.3,
ZM = 274 (MPa)1/2
ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH =
-Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg = cos .tg ,
Với và được tính theo công thức:
= = arctg(tg/cos) = arctg(tg/cos) = 24,421.
tg = cos 24,421.tg = 0,679
= 34,176.
ZH = = = 1,482
-Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng,
= bw1.sin/(m) = aw1..sin/(m) = 126.0,3.sin /(3,14.2)
=3,599 >1
-Hệ số trùng khớp ngang,xác định theo công thức;
= [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)].cos = [1,88 – 3,2.(1/26 + 1/75)].cos =1,374 > 1
= = = 0,853
KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên

KH = ..=1,019.1,14.1,063=1,344
-Hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, tra bảng 5.5,
= 1,019
-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,
v = ../(60.1000) = 3,14.64,865.1092,965/(60.1000) = 3,710 m/s
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức:
= = = 64,865 mm
-Số vòng quay của bánh chủ động, = 1092,965 vg/ph; với v= 3,710 m/s, theo
bảng 5.9 chọn cấp chính xác 9; theo bảng 5.10, = 1,14
-Hệ số tải trọng động;
=1 + = 1 + = 1,063
= ..v. = 0,002.73.3,710. = 3,580
-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, = 0,002;
-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, = 73;
Như vậy:
H = ZM.ZH.. =274.1,482.0,853.
=404,743 MPa
Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
[] = ...
= 1 do v= 3,710 < 5 m/s
= 0,95, do cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công dộ nhám = 2,5 1,25 ;
= 1 do đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 700 mm
[] = ... = 384,318 MPa
Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:
= = 5,263 % > 4%
Như vậy điều kiện về sai lệch ứng suất tiếp xúc không thỏa mãn, cần thay đổi
khoảng cách trục.Vì thiếu bền > ] nên cần tăng khoảng cách trục lên.Tăng từ aw =
126 mm lên thành aw = 130 mm

Các thông số tính lại như sau:
Z1 = 27; Z2 = 78; utt1 =2,89; = 0,347 %; Zt = 105; = 36,129;
= = 24,258; = 33,645; ZH =1,491; = 3,662; = 1,390 ; = 0,848; = 66,838 mm; v=
3,823 m/s; = 1,15; = 3,743; = 1,069;
= 1,253; = 373,366; = 2,850 % < 4 %.
Tính lại chiều rộng vành răng theo công thức:
= .. = .. = 36,809 mm
Chiều rộng của các bánh răng cấp nhanh sẽ là:
= = 37 mm; 1,1 = 41.
3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:
=2...../(. .m) [ ]
=./ [ ]
-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,
= 1/ = 1/1,390 = 0,719
-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, = 1 - = 1 – = 0,742
và -Hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số
dịch chỉnh, tra bảng 5.14.
Số răng tương đương tính theo công thức:
= / = / = 51,242
= / = / = 148,033
Nội suy từ bảng 5.14 ta có = 3,646; =3,678
-Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
= . . = 1,019.1,386.1,164 = 1,644
-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn,

tra bảng 5.5, với = 0,583, = 1,019
-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra
bảng 5.10, = 1,386
-Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:
=1 + = 1 + = 1,164
= ..v. = 0,006.73.3,823. = 11,231
-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, = 0,006;
-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, = 73;
< = 700(bảng 5.13);
Như vậy:
=2...../(37.66,838.2) = 77,576 MPa
=./ = 78,257 MPa
Tính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:
Đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 400 mm nên KXF = 1;YS = 1,08 –
0,0695.ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay);
[]’ = KXF. YS. YR. [] = 1.1,032.1.200,571 = 206,989 MPa
[]’ = KXF. YS. YR. [] = 1.1,032.1.185,143 = 191,067 MPa
Như vậy độ bền uốn được thỏa mãn.
3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
= . = 373,366. = 457,278 = 952 MPa;
-ứng suất tiếp xúc;
-ứng suất tiếp xúc khi quá tải;
-Hệ số quá tải; = Tmax/T = 1,5
Tmax-momen xoắn quá tải;
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


T- momen xoắn danh nghĩa;

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn
cực đại tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:
= . = 77,576. = 116,364 = 272 MPa
= . = 78,257. = 117,385 = 272 MPa
-Ứng suất uốn;
-Ứng suất uốn khi quá tải;
Thỏa mãn độ bền quá tải.
3.8.Các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:
= m/cos = 2.27 /cos= 66,86
= m/cos = 2.78 /cos = 193,14
= . = 2,89.66,838 = 193,162
= d1 + 2(1 + x1 - )m = d1 + 2m = 66,86 + 2.2 = 70,86
= d2 + 2(1 + x2 - )m = d2 + 2m = 193,14 + 2.2 = 197,14
= d1 – (2,5 – 2x1)m = d1 – 2,5m = 66,86 – 2,5.2 = 61,86
= d2 – (2,5 – 2x2)m = d2 – 2,5m = 193,14 – 2,5.2 = 188,14
Bảng kết quả tính toán các thong số bộ truyền cấp nhanh
T
Thông số
Ký hiệu
Trị số
Đơn vị
T
1
Khoảng cách trục
130
mm
2
Modun pháp
m

2
mm
3
Chiều rộng vành răng
37
mm
4
Tỷ số truyền
2,89
5
Góc nghiêng của răng
36,129
Độ
6
Số răng các bánh răng
27
Chiếc
78
Chiếc
7
Hệ số dịch chỉnh
0
0
8
Đường kính vòng chia
66,86
mm
193,14
mm
9

Đường kính vòng lăn
66,838
mm
193,162
mm
10
Đường kính vòng đỉnh
70,86
mm
197,14
mm
11
Đường kính vòng đáy răng
61,86
mm
188,14
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

mm

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


II.Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm
3.1.Chọn vật liệu
Bánh răng

Nhãn thép

Nhiệt luyện

Độ rắn
(HB)
275

Giới hạn
bền σb
(MPa)
850

Giới hạn
chảy σch
(MPa)
580

Nhỏ

Thép 45

Lớn

Thép 45

Tôi cải
thiện
Tôi cải
thiện

260

850

580

3.2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép
3.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
=
= 2 HB + 70 = 2. 275 + 70 = 620
= 2 HB + 70 = 2. 260 + 70 = 590
= = 1,1
Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức:
KHL1 =
KHL2 =
mH = 6
NH01 = 30 HB12,4 = 30. 2752,4 = 21,454.106
NH02 = 30 HB22,4 = 30. 2602,4 = 18,752.106
NHE1 = 60.c =
60.1.379,502.3.274.2.7.[()3.0,4 + ()3.0,3 + ()3.0,3] = 154,891.106
NHE2= = = 67,344.106
Trong đó:
c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét;
;;-momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng
đang xét;
Vì NHE1 NH01 và NHE2 NH02 nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1.
= = 563,636 MPa ; = = 536,364 MPa

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên

Đối với cấp nhanh, vì vận tốc vòng tương đối lớn, ta chọn dạng răng là răng
nghiêng để bộ truyền làm việc êm hơn và giảm tải trọng động so với răng thẳng.
Khi đó ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền xác định theo:
= = = = 550 MPa 1,25 = 670,455 MPa
-Ứng suất uốn cho phép sơ bộ
=
= 1( bộ truyền quay 1 chiều)
= 1,8 HB = 1,8.275= 495 MPa
= 1,8 HB = 1,8.260= 468 MPa
SF1 = SF2 = 1,75
Hệ số tuổi thọ KFL:
KFL1 =
KFL2 =
mF = 6; NF01 = NF02= 4.106
NFE1 = 60.c =
60.1. 379,502.3.274.2.7.[()6.0,4 + ()6.0,3 + ()6.0,3] = 126,651.106
NFE2= = = 55,066.106
Vì NFE1 > NF01 ; NFE2 > NF02 nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1.
= = 282,857 MPa
= = 267,429 MPa
3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải
-Ứng suất tiếp xúc khi quá tải
Đối với bánh răng tôi cải thiện:
= = 2,8. = 2,8.580 = 1624 MPa
-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
HB 350 nên:
= 0,8.=0,8.580 =464 MPa
= 0,8.=0,8.580 = 464 MPa

3.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
-Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
= .( 1). = .( 1). = 164,652 mm
Lấy = 165 mm
= 49,5; = 2,3; = 331845,023; = 1,021; =536,364 MPa; = 0,5
Trong đó:
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng,nghiêng, hay chữ V), tra
bảng 5.3;
u2-Tỷ số truyền của cấp chậm;
-Momen xoắn trên trục chủ động, Nmm;
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
Trị số tra theo bảng 5.5, tùy thuộc vào vị trí các bánh răng đối với các ổ và hệ số
= 0,5..(1) = 0,5.0,5.(2,3+1) = 0,825,nội suy có = 1,021
-Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;
-Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4;
3.4.Xác định các thông số ăn khớp
3.4.1.Xác định modun
Theo quan điểm thống nhất hóa, lấy modun cấp chậm như cấp nhanh, m = 2
3.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
Tính số răng bánh nhỏ theo công thức;
z1 = = = 50
Chọn z1 = 50
z2 = z1.u2 = 50.2,3=115
Lấy z2 = 115
Tính tỷ số truyền thực tế:

utt1 = = = 2,3
Tính sai lệch tỷ số truyền:
= = 0 % < [= 4%
Tính số răng tổng;
zt= z1 + z2 = 50 + 115 = 165
Tính chính xác lại khoảng cách trục:
= m. zt/2= 2.165/2 = 165 mm
Lấy aw = 165 mm
Do ta không phải dịch chỉnh nên các hệ số dịch chỉnh:
x1 = x2 = 0, = 0.
-Góc ăn khớp xác định theo công thức:
cos = zt.m.cos /(2aw) = 165.2.cos20/(2.165) = 0,940
= 20
3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;
H = ZM.ZH.. [],
ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng, tra bảng 5.3,
ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = = = 1,764
-Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng,
-Hệ số trùng khớp ngang,xác định theo công thức;
= [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)] = [1,88 – 3,2.(1/50 + 1/115)] =1,788
= = = 0,859
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
KH = ..= 1,021.1.1,090=1,113

-Hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, tra bảng 5.5,nội
suy có = 1,021
-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, =
1(Răng thẳng)
-Hệ số tải trọng động;
=1 + = 1 + = 1,090
v = . ./(60.1000) = 3,14.100.379,502/(60.1000) = 1,986 m/s
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức:
= = = 100 mm
= ..v. = 0,006.73.1,986. = 7,368
-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, = 0,006;
-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, = 73;
Như vậy:
H = ZM.ZH.. =274.1,764.0,859.
= 470,586 MPa
Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép:
[] = ...
= 1 do v= 1,574 < 5 m/s
= 0,95, do cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công dộ nhám = 2,5 1,25 ;
= 1 do đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 700 mm
[] = ... = 509,546 MPa
Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:
= = 7,646 % > 4%
Như vậy điều kiện về sai lệch ứng suất tiếp xúc không thỏa mãn, cần thay đổi
khoảng cách trục.Vì thừa bền < ] nên cần giảm khoảng cách trục.Giảm từ aw = 165
mm xuống thành aw = 150 mm
Các thông số tính lại như sau:
Z1 = 45; Z2 = 103; utt2 =2,289; = 0,478 %; Zt = 148; = 0,049; x1 = 0,328; x2 =
0,721; = 22,003; ZH =1,697; = 1,778; = 0,861; = 91,213 mm; v = 1,811 m/s; =

1; = 6,421; = 1,065;
= 1,087; = 516,006 MPa; = 1,268 % < 4 %.
Tính lại chiều rộng vành răng theo công thức:
= .. = .. = 76,914 mm
Chiều rộng của các bánh răng cấp nhanh sẽ là:
= = 77 mm; 1,1 = 85.
3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:
=2..../(. .m) [ ]
=./ [ ]
-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,
= 1/ = 1/1,778 = 0,562
và -Hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số
dịch chỉnh, tra bảng 5.14.
Số răng tương đương tính theo công thức:
= / = / = 45
= / = / = 103
Nội suy từ bảng 5.14 ta có = 3,675; =3,63
-Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
= . . = 1,032.1,22.1,154 = 1,453
-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn,
tra bảng 5.5, với = 0,822,nội suy = 1,032
-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,v
=1,986 m/s, chọn cấp chính xác là 8, tra bảng 5.10, = 1,22
-Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:

=1 + = 1 + = 1,154
= ..v. = 0,016.73.1,986. = 18,778
-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, = 0,016;
-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, = 73;
< = 700(bảng 5.13);
Như vậy:
=2..... /(77.91,213.2) = 141,790 MPa
=./ = 140,054 MPa
Tính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:
Đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 400 mm nên KXF = 1;YS = 1,08 –
0,0695.ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay);
[]’ = KXF. YS. YR. [] = 1.1,032.1.282,857 = 291,908 MPa
[]’ = KXF. YS. YR. [] = 1.1,032.1.267,429 = 275,987 MPa
Như vậy độ bền uốn được thỏa mãn.
3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
= . = 516,006. = 631,976 MPa = 1624 MPa;
-ứng suất tiếp xúc;
-ứng suất tiếp xúc khi quá tải;
-Hệ số quá tải; = Tmax/T = 1,5
Tmax-momen xoắn quá tải;
T- momen xoắn danh nghĩa;
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực
đại tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:
= . = 141,790. = 212,685 = 464 MPa
= . = 140,054. = 210,081 = 464 MPa

-Ứng suất uốn;
-Ứng suất uốn khi quá tải;
Thỏa mãn độ bền quá tải.
3.8.Các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:
= m = 2.45 = 90 mm
= m = 2.103 = 206 mm
= . = 2,289.91,213 = 208,786 mm
= d1 + 2(1 + x1 - )m = 90 + 2(1 + 0,328 – 0,049)2 = 95,116 mm
= d2 + 2(1 + x2 - )m = 206 + 2(1 + 0,721 – 0,049)2 = 212,688 mm
= d1 – (2,5 – 2x1)m = 90 – (2,5 – 2.0,328).2 = 86,312 mm
= d2 – (2,5 – 2x2)m = 206 – (2,5 – 2.0,721).2 = 203,884 mm
Bảng kết quả tính toán các thong số bộ truyền cấp nhanh
TT
Thông số
Ký hiệu
Trị số
1
2
3
4
5
6

Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng các bánh răng

7

Hệ số dịch chỉnh

8

Đường kính vòng chia

9

Đường kính vòng lăn

10

Đường kính vòng đỉnh

11

Đường kính vòng đáy
răng

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

m

Đơn vị

150
2

77
2,289
0
45
103
0,328
0,721
90
203
91,213
208,786
95,116
212,688
86,312

mm
mm
mm
Độ
Chiếc
Chiếc
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm

203,884

mm

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


3.3. Kiểm tra điều kiện va chạm và bôi trơn cho 2 cấp;
3.3.1 Kiểm tra điều kiện va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh:
Bánh răng lớn cấp nhanh có thể va vào trục 3, vì vậy để tránh va chạm này
thì khoảng cách từ bánh lớn cấp nhanh đến trục 3 phải thỏa mãn như sau:
x = aw2 – (da12/2 + d3/2) = 150 – (197,14/2 + 52,726/2) = 25,067 15 (mm)
Trong đó: aw2- khoảng cách trục cấp chậm, mm;
da12- đường kính vòng đỉnh của bánh lớn cấp nhanh, mm;
d3- đường kính trục 3 tại nơi gần bánh lớn cấp nhanh, mm; có thể được
tính sơ bộ như sau:
d3 = = = 52,726 mm
Với: - momen xoắn trục 3, Nmm;
-ứng suất xoắn cho phép của vật liệu chế tạo trục, có thể lấy: = (25 30) Mpa;
chọn = 25
Như vậy thỏa mãn điều kiện va chạm
3.3.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho 2 cấp;
3.3.2.1. Chọn phương án bôi trơn:
Dùng phương pháp bôi trơn: ngâm bánh trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm
mát được bộ truyền.
3.3.2.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
Điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn những điều kiện sau:
- Mức dầu min phải bôi trơn được cả 2 cấp, phải ngập hết chân răng bánh lớn
cấp nhanh;
- Mức dầu max không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp
chậm ( tính từ đỉnh răng);

- Khoang cách giữa 2 mức dầu tối thiểu là 7 mm;
Tóm lại điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau: khoảng cách giữa 2 mức
dầu phải thỏa mãn:
= - = - = 23,174 7 mm
Trong đó: – đường kính chân răng bánh lớn cấp nhanh, mm;
– đường kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp chậm, mm;
Như vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
3.3.2.3. Chọn dầu bôi trơn cho 2 cấp;
Vận tốc vòng cấp nhanh: v =3,823 m/s
Độ nhớt của dầu ở 50 là 80/11
Chọn Dầu công nghiệp 50 có độ nhớt Eugle(50).
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Chương 4:Tính toán trục.
4.1.Xác định các lực tác dụng lên trục;
Sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng lên các trục được trình bày trên hình 9.3;
Trục 1;
Fx12 = Fđ = Fr = 656,907 N;
Fx13 = = = 1889,735 N;
Fy13 = Fx13.tg = 1889,735.tg 20 = 687,807 N;
Fz13 = Fx13.tg = 1889,735.tg 15,642 = 529,117 N;
Trục 2;
Fx22 = Fx13 = 1889,735 N;
Fy22 = Fy13 = 687,807 N;
Fx22 = Fz13 = 529,117 N;
Fx23 = = = 4252,014 N;
Fy23 = Fx23.tg = 4252,014.tg(20,834) = 1618,076 N;

Trục 3;
Fx32 = Fx23 = 4252,014 N;
Fy32 = Fy23 =1618,076 N;
Fx33 = FK = (0,20,3). = (0,20,3). = 1503,053 2254,579 N.
Theo bảng 9.1, D0 = 130 mm. Lấy Fx33 = 2000 N.
4.2.Chọn vật liệu trục

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Vì tải trọng nhỏ nên ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45, thường hóa. Theo
bảng 5.1 ta có b = 600 MPa; ch = 340 MPa.
4.3.Tính sơ bộ đường kính trục
Chọn ứng suất cho xoắn cho phép của vật liệu của trục là:
= 18 MPa; = 20 MPa; = 25 MPa.
d1 = 24,057 mm;
d2 = 36,524 mm;
d3 = 44,890 mm;
Theo bảng 9.2 lấy trị số tiêu chuẩn: d1 = 25 mm; d2 =40 mm; d3 = 45 mm.
4.4.Tính gần đúng đường kính trục;
4.4.1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
4.4.1.1.Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn;
Dựa theo đường kính sơ bộ của trục 3, d3 = 45 mm. tra bảng 9.2 lấy b0 = 27 mm.
4.4.1.2.Chiều dài mayơ bánh đai và các bánh răng trụ
lm = (1,2 1,5)d;
lm1 = (1,2 1,5).25 = 30 37,5 mm;
lm2 = (1,2 1,5).40 = 48 60 mm;
lm3 = (1,2 1,5).45 = 54 67,5 mm;

Chọn chiều dài mayơ của bánh đai lm12 = 35 > B = 31,5 mm.
Vì chiều rộng vành răng bánh nhỏ cấp nhanh b11 = 44 > 1,5d1 = 37,5 mm nên lấy
lm13 = b11 = 44 mm
Chọn lm22 =45 mm > b12 = 40 mm( b12 – chiều rộng vành răng bánh lớn cấp nhanh).
Vì chiều rộng vành răng bánh nhỏ cấp chậm b21 = 76 > 1,5d2= 60 nên lấy lm23 = b21
= 76 mm.
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


Vì chiều rộng vành răng bánh lớn cấp chậm b22 = 69 > 1,5d2 = 67,5 nên lấy lm32 =
b22 = 69 mm.
Chiều dài mayơ nửa khớp nối;
lm = (1,4 2,5).d3 = (1,4 2,5).45 = 63 112,5 mm. Chọn lm33 = 100 mm.
4.4.1.3.Các kích thước khác có lien quan đến chiều dài trục
Theo bảng 9.3: k1 = 10 mm; k2 = 8 mm; k3 = 15 mm; hn = 18 mm.
4.4.1.4.Xác định khoảng cách giữa các điển đặt lực
Trục 2:
l22 = 0,5.(45 + 25) + 10 + 8 = 53 mm;
l23 = 53 + 0,5.(45 + 76) + 10 = 123,5 mm;
l21 = 69 + 76 + 3.10 + 2.8 + 25 = 216 mm.
Trục 3:
l32 = l23 = 123,5 mm;
l31 = l21 = 216 mm;
l33 = 216 + 0,5.(100 + 25) + 15 + 18 = 311,5 mm;
Trục 1:
l12 = 0,5.(35 + 25) + 15 + 18 = 63 mm;
l13 = l22 = 53 mm;
l11 = l21 = 216 mm;

4.4.2.Xác định phản lực ở các gối đỡ và vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoắn
Chiều của các phản lực ở các gối đỡ được giả định như hình 9.3:
Trục 1:
Trong mặt phẳng yoz:
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


= 0 : Fly11l11 – Fy13l13 – Fz13 . = 0
→ Fly11 = = = 237,365N.
= 0 : Fly10 – Fy13 + Fly11 = 0 → Fly10 = Fy13 –Fly11
= 687,807 – 237,365 = 450,442N.
Trong mặt phẳng xoz:
0 : Flx11.l11 – Fx13.l13 – Fx12l12= 0 →
Flx11 = =

= 655,238N

0 : Flx10 + Fx12 + Flx11= 0 →
Flx10 = Fx13 – Fx12 - Flx11 = 1889,735 – 656,907 – 655,238 = 577,545 N.
Trục 2:
Trong mặt phẳng yoz:
= 0 : Fly21l21 – Fy23l23 + Fy22l22 - Fz22. = 0
→ Fly21 = = = 1018,397 N.
= 0 : -Fly20 – Fy22 + Fy23 – Fly21= 0 → Fly20 = Fy23 –Fy22 – Fly21
= 1618,076 – 687,807 -1018,397 = -88,128 N.
Như vậy chiều thực của lực Fly20 là ngược lại so với đã giả định.
Trong mặt phẳng xoz:
0 : -Flx21.l21 + Fx23.l23 + Fx22l22= 0 →

Flx21 = =

= 3156,828 N;

0 : -Flx20 + Fx22 + Fx23 - Flx21= 0 →
Flx20 = Fx22 + Fx23 - Flx21 = 1889,735 + 4252,014 – 3156,828 = 2984,921 N.
Trục 3:
Trong mặt phẳng yoz:
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên


0 : -Flx31.l31 + Fx32.l32 = 0 →
Flx11 = =

= 925,150 N.

0 : Fly30 – Fy32 + Fly31= 0 →
Fly30 = Fy32 – Fly13 = 1618,076 – 925,150 = 692,926 N.
Trong mặt phẳng xoz:
0 : Fx33.l33 + Flx31.l31 – Fx32l32= 0 →
Flx31 = =

= -453,131 N.

Như vậ chiều thực của lực Flx31 là ngược với chiều đã giả định.
0 : Flx30 - Fx32 + Flx31+Fx33= 0 →
Flx30 = Fx32 – Flx31 - Fx33 = 4252,014 – (-453,131) – 2000 = 2705,145 N.
4.4.3.Xác định momen tương đương và tính gần đúng đường kính các đợn trục

Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm của trục xác định theo (9.30), còn
đường kính gần đúng các đoạn trục xác định theo (9.32):
Mtđ12 = = 45886 Nmm;
Mtđ10 = = 61758 Nmm;
Mtđ13 = = 122581 Nmm;
Mtđ11 = 0 Nmm;
d12 = = 19,992 mm; d10 = = 21,402 mm;
d13 = = 26,896 mm;
Mtđ20 = 0 Nmm; Mtđ21 = 0 Nmm;
Mtđ22 = = 237083 Nmm;
Mtđ23 = = 306825 Nmm;
d20 = 0; d21 = 0;
Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu

| Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên