Đồ án nguyên lý chi tiết máy

Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

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 1


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

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

GVHD: VĂN HỮU

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

0.8T

0.7tck 0.3tck

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 2


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

Gồm:
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
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 i = 2 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
:
GVHD
:
Ngày bảo vệ :
Ngày giao đề :

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

ĐÀO MINH HOÀI
VĂN HỮU THỊNH
/
/ 2011.
/
/ 2011

Trang 3

Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
I.Chọn động cơ điện:
- Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: Pt = 3,4 (kW).
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: Pct =

Pt
η

Với η = η nt .η xη olηbr : hiệu suất truyền động.
- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:
η nt = 1
Hiệu suất khớp nối
:
4

3

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

:

η ol = 0,995

Hiệu suất 1 cặp bánh răng

:

η br =0.97

Hiệu suất bộ truyền xích

:

η x = 0.97

=> η =1.0,97.0,995 4 .0,97 3 = 0.89 => Pct =

Pt
5
=
= 5,62 (kW).
η 0,89

- Ta cần chọn động cơ có Pđm 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 =
Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ.
n : số vòng quay của trục công tác.
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 4

Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

=> U = = 16.
- Mặt khác ta có:

U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux

=> Uh =

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

U
16
=
= 6,4.
U x 2,5

Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc).
2

=> Uh =1,2 U c = 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).
Trục I : PI = Pct .η NT .η ol = 5,62.1.0,995 = 5,59(kW ).
Trục II : PII = P1 .η br .η ol = 5,59.0,97.0,995 = 5,4(kW ).
Trục III : PIII = P2 .η br .η ol = 5,4.0,995.0,97 = 5,21(kW ).
Trục VI : PIV = P3 .η x .η ol = 5,21.0,97.0,995 = 5,03(kW ).
c. Vòng quay trên các trục:
- Ta có: nđc = 1440 (vòng/phút).
Trục I : nI =

=

= 1440 (vòng/phút).

Trục II : nII =

= 1440/2,88 = 500 (vòng/phút).

Trục III: nIII =

= 500/2,22 = 225,23 (vòng/phút).

Trục IV: nIV =

= 225,23/2,5 = 90,1 (vòng/phút).

Bảng số liệu:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 5


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH
Thông số
U

Động cơ
Unt = 1

n(vòng/phút)
P(kW)
T (N.mm)

1440
5,62
37073

Với momen xoắn:

GVHD: VĂN HỮU
I

II

III

IV

Un = 2,88
Uc = 2,22
Ux = 2,5
1440
500
225,23
90,1
5,59
5,4
5,21
5,03
37073
103140
220909
533147

T(N.mm) =

.

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.
=>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
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 6


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm).
Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
x=
+
+
p
2
4π 2 .a
2.1016 (27 + 67) (67 − 27) 2 .25,4
x=
+
+
= 128
25,4
2
4.3,142.1016
- Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):
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 }
a* = 0,25.25,4.{128 − 0,5(67 + 27) + [128 − 0,5(67 + 27)]2 − 2[(67 + 27 / 3,14)]2 }
a* = 1017(mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng:
∆a = 0,003.a* = 0,003.1017 3(mm) do 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:
- 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).

v=

z1 . p.n3 27.25,4.225,23
=
= 2,57(m / s )
60000
60000

1000.P3 1000.5,21
=
= 2027( N ) : lực vòng trên trục.
v
2,57
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).
⇒ Ft =

- Do đó:

s=

56700
= 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 :
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 7


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

p
25,4
=
= 218,79(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
27
p

25,4
d2 =
=
= 541,9(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z2
67
d1 =

da1 = p[0.5 + cotg(

Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/27) = 230 (mm).

da2 = p[0.5 + cotg( Z2)] = 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
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.
0,42.(2027.1,2 + 4,798).2,1.10 5
= 513,62 (Mpa)
σ H 1 = 0.47
180.1
- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.
0,22.(2027.1,2 + 4,798).2,1.10 5
= 371,73 ( Mpa).
σ H 2 = 0.47
180.1
-Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép
[ σ H ] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng,
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 8


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

σ H ≤ [ σ H ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện).

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
HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa.
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB = 192 ÷ 240 , có σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa.

II. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350.
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.
- 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).
2, 4
- Theo công thức (6.5) N HO = 30.H HB , do đó

N HO1 = 30.245 2, 4 = 1,6.10 7.
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107.
Với N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ 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.
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 9


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

+ 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/u2 ∑ ti ∑ (Ti /Tmax)3 .ti / ∑ ti
225,23

= 60.1. 2,22 .18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107.
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:
K HL
0
[ σ H ] = σ Him
SH
560.1
K HL1

0
[ σH ]1 = σ Him1
=
= 509 (MPa).
SH
1,1
K HL 2
530.1
0
[ σ H ]2 = σ Him 2
=
= 481,8 (MPa).
SH
1,1
- Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12)
509 + 481,8
[σ ] + [σ H ]2
[σ H ] = H 1
=
= 495,4 (MPa).
2
2
- Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó
[ σ H ]’ = min([ σ H ]1 ; [ σ H ]2) = [ σ H ]2 = 481,8 (MPa).
- Theo công thức (6.7) :
NFE = 60c ∑ (Ti/Tmax)6ni Ti
Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350.
225,23
2,22 .18000(16.0,7 + 0,86.0,3) =9,35.107.
=> NFE2 = 60.1.

Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối 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.
[ σ F 1 ] = σ F0 lim 1 .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa).
[ σ F 2 ] = σ F0 lim 2 . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa).
- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có
[ σ H ]max = 2,8 σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa).
[ σ F 1 ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa).
[ σ F 2 ]max = 0,8 σ ch 2 = 0,8.450 = 360 (MPa).
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 10


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

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 :

ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng 6.6

+
chọn ψ ba = 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.
ψ bd = 0,5.ψ ba .(U2+1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582.
+Tra bảng 6.7 suy ra KH β = 1,02 ( sơ 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 = (0,01 ÷ 0,02)aW1 = (0,01 ÷ 0,02).110 = 1,1
Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 1,5 (mm).
- Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19)
2.110
2aw1
Z1 =
=
= 37,8. Lấy Z1 = 37.
m(u2 + 1) 1,5.(2,88 + 1)
- Số răng bánh lớn :
Z2 = U2.Z1 = 2,88 .37 = 106,56. Lấy Z2 = 106.
m( Z 1 + Z 2 ) 1,5(37 + 106)
- Do đó : aW1 =
=

= 107,86 (mm).
2
2
- Tỷ số truyền thực sẽ là: um =

÷ 2,2 (mm).

Z 2 106
=
= 2,86.
37
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
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 11


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

σ H = Z M .Z H .Z ε

GVHD: VĂN HỮU

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:
2. cos β b
ZH =
sin 2α tw
+Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có :
0

t

0

0

α = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan20 /cos0 ) = 20 .
Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200.
Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0.
2. cos 0

=> Z H = sin( 2.20) = 1,76.

Z

+ ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0).
4 − εα
=> Z ε =

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
= 0,87
=> Z ε =
3
H

+ K : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
H

Hβ

Hα

Hv

K = K .K .K
Hβ

*K = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7
K Hα
= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
*
thời ăn khớp. ( bánh răng thẳng)
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 12

Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

*KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp.
K Hv = 1 +

vH .bw .d w1
2.T1.K Hβ .K Hα

VH = δH.go.v. aw / um
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:
π .d w1.n1
v=
60000
W1

d : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
W1

d

W

m

= 2a /(u +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 = ψ ba .aW = 0,3.108 = 32,4 (mm).
8,71.32,4.56
= 1+
= 1,02
2
.
37073
.
1
,
02
.
1
=> KHv
=> K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,02.1.1,02 = 1,04.

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u m + 1)
2.37073.1,04.(2,86 + 1)
= 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 đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25 µm .
+ 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).
+ Ta thấy σ H = 424,61( MPa) < [σ H ] = 448,56( MPa) như vậy răng đã chọn thỏa
mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 108 (mm).
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 13


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-Theo công thức (6.43) :

σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1.d w1.m

≤ [σ F 1 ]

-Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02.
-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) : vF = δ F .g 0 .v.

aw
um

+Theo bảng 6.15 : δ F =0,016, theo bảng 6.16 : g 0 = 56.
=> vF = 0,016.56.4,22.

108
= 23,24. Do đó theo (6.46) :
2,86

vF .bw .d w1
23,24.32,4.56
= 1,44
=1+
2.T1.K Fβ .K Fα
2.37073.1,02.1,27
Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv =1,02.1,27.1,44 = 1,87.

K Fv = 1 +

-Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε =
-Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

1
1
=
= 0,571.
ε α 1,75

β0
Yβ = 1 −
= 1.
140

Z1
= 37.
cos 3 β
Z2
Z v2 =
= 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) :
[ σ F 1 ] = [ σ F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa).
Tương ứng [ σ F 2 ] = [ σ F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa).
- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
2.T .K .Y .Y .Y

2.37073.1,87.0,571.1.3,7
σ F1 = 1 F ε β F1 =
= 107,63( MPa) < [σ F 1 ] = 264,6( MPa).
bw .d w1 .m
32,4.56.1,5
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
- Số răng tương đương: Z v1 =

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 14


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

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:
σ F2 =

- Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt =

Tmax
= 1.

T

- Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max = σ H . K qt = 455,5( MPa ) < [σ H ] max = 1260( MPa).
- 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.
- 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
TII' = II = 51570( Nmm).
Vì phân đôi cấp chậm nên

2
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w 2 = K a (u 3 + 1)3

TII' .K Hβ

[σ H ] 2 .u3 .ψ ba

- Trong đó:
+ Ka = 43.
+ Ta có ψ ba = 0,3 => ψ bd = 0,5.ψ ba (u3 + 1) = 0,5.0,3.(2,22 + 1) = 0,483.
Tra bảng 6.7 ta được: KH β = 1,07; KF β = 1,17 (ứng với sơ đồ 3).
51570.1,07
a w 2 = 43.(2,22 + 1)3
= 96,41(mm).
495,4 2.2,22.0,3
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 15


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

- Lấy a w 2 = 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.
- Chọn sơ bộ β = 350 ⇒ cos β = 0,819.
- Theo công thức 6.31:
2.aw 2 . cos β
2.96.0,819
=
= 32,56
+ Số răng bánh nhỏ: Z1 =
lấy Z1 = 32.
m(u3 + 1)

1,5(2,22 + 1)

+ 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.
Khi đó: cos β =

m( Z1 + Z 2 ) 1,5(32 + 71)
=
= 0,805. => β = 36038'97".
2aw 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

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

- 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) = 24032'95"
=> tgβb = cos( 24032'95" ).tg ( 36038'97" ) => βb = 33088'28"
2 cos β b
2. cos(33,8828)
ZH =
=
= 1,5.
sin 2α tw
sin( 2.24,3295)
- Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW = ψba. a w 2 = 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
α
=>
Z
=
=
= 0,85.
ε

- Do ε > 1nên theo (6.38)
εα
1,4
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dW2 = 2aW2/(um + 1) =2.96/(2,22 + 1) = 59,63 (mm).
π .d w 2 .n3 3,14.59,63.500
=
= 1,56(m / s).
- Vận tốc vòng của bánh răng: v =
60000
60000
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 16


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

- 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.
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: g0 = 73, δ H = 0,002 , δ F = 0,006.

- Theo (6.42) => v H = δ H .g 0 .v
- Do đó theo (6.41): K Hv = 1 +

a w2
96
= 0,002.73.1,56

= 1,5(m / s ).
um
2,22

v H .bw .d w1
1,5.28,8.59,63
=
1
+
= 1,02.
2.TII' .K Hβ .K Hα
2.51570.1,07.1,13

- Theo công thức (6.39): K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,07.1,13.1,02 = 1,23.
- Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được :

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
-

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

Rz = 2,5...1,25 µm => ZR = 0,95. Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và
(6.1a) : [σ H ] = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 495,4.0,89.0,95.1 = 418,86( MPa).
Như vậy: σ H = 468,29( MPa) > [σ H ] = 418,86( MPa) không đạt yêu 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.TII' .K F .Yε .Yβ .YF 1
- Theo công thức (6.43) : σ F 1 =
bw .d w1 .m
+ Theo bảng 6.17 ta được: KF β = 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.
aw2
105
= 0,006.73.1,56.
= 4,7
- Theo công thức (6.47) ta có: v F = δ F .g 0 .v.
um
2,22
trong đó theo bảng 6.15, δ F = 0,006 và theo bảng 6.16 được g 0 = 73.
v F .bw2 .d w1
4,7.31.65
=
1
+
= 1,06.
- Theo công thức 6.46: K Fv = 1 +
2.51570.1,17.1,37
2.TII' .K Fβ .K Fα
- Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv = 1,17.1,37.1,06 = 1,7
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε =
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

1
1
=
= 0,71.
ε α 1,4
Trang 17


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

β0
36,3897
- Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Yβ = 1 −
= 1−
= 0,75.
140
140
Z1
32
=
= 61,34.
- Số răng tương đương: Z v1 =
cos 3 β 0,8053
Z2
71
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) :
[ σ F 1 ] = [ σ F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa).
Tương ứng [ σ F 2 ] = [ σ F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa).
- Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động
σ F1 =

2.51570.1,68.0,71.0,75.3,62
= 80,85 (MPa). < [ σ F 1 ] = 264,4 (MPa).
28,8.95,63.1,5
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

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:
σ F2 =

- Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt =

Tmax
= 1.
T

- Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max = σ H . K qt = 468,29( MPa) < [σ H max ] = 1260 ( MPa).
- 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:
β = 35054'.
- Góc nghiêng răng:
- Khoảng cách trục:
aW2 = 105 (mm).
- Môđun:
m = 1,5 (mm)
- Chiều rộng vành răng:
bW = 31 (mm).
- Tỷ số truyền cấp chậm:
Um = 2,22
- 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:
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 18


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH
- Đường kính chia:
- Đường kính đỉnh răng:

- Đường kính đáy răng:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

GVHD: VĂN HỮU

d1 = 65 (mm).
d2 = 145 (mm).
da1 = 62 (mm).
da2 = 143 (mm).
df1 = 61,25 (mm). df2 = 141,25 (mm).

Trang 19


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
I. Chọn vật liệu:
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền
σ b = 600( Mpa) ; và giới hạn chảy σ ch = 340( Mpa).
- Ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 12...20( Mpa ).
II. Xác định sơ bộ đường kính trục:
- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :

dk = 3

Tk
0,2[τ ]

Tk : momen xoắn của trục k (Nmm)

Với [τ ] lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra
+ Chọn [τ ] = 12=> Đường kính trục I : d1 = 3

TI
37073
=3
= 24,9(mm ).
0,2[τ ]
0,2.12

+ Chọn [τ ] = 16 => Đường kính trục II : d 2 = 3

TII
103140
=3
= 31,82( mm).
0,2[τ ]
0,2.16

+ Chọn [τ ] = 20 => Đường kính trục III : d 3 = 3

TIII
220909
=3
= 38,08(mm).

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:
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 20


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

lm32 = lm33 = lm34 = (1,2…1,5)d3 = (48…60) mm. Chọn lm32 = lm33 = 55 (mm).

Chọn lm34 = 50 (mm).
- 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:

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

2TI
.
Dt

- Theo phương ox. TI = 37073 (N.mm) tra bảng 16.10 (tập hai) ta có Dt = 63 (mm).

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

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

=> Lấy Fx12 = 300 (N).
- Sơ đồ lực không gian của trục I:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 21


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

Fx11

GVHD: VĂN HỮU

Fx11

Fx10
Fr1

Fy10

Z

Fy11

X

Y

Ft1

+ Lực vòng :

Ft1=

= 2.37073/56= 1324 (N).

=> Ft1 = Fx13= Fx23 = 1324 (N).
+ Lực hướng tâm: Fr1 =

.tanαtW = 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:

∑M

O

( Fy ) = 0 ⇔ Fy13 .l13 − Fy11.l11 = 0
Fy13 .l13

482.102
= 241( N ).
l11
204
Phương trình tổng lực theo phương y:
⇒ Fy11 =

∑F

y

=

= 0 ⇔ − Fy10 + Fy13 − Fy11 = 0

⇒ Fy10 = Fy13 − Fy11 = 482 − 241 = 241( N ).
- Trong mặt phẳng Oxz ta có:
- Phản lực tại các gối tựa:
Xét phương trình mômen tại điểm O:
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 22


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

∑M

O

GVHD: VĂN HỮU

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

Fx12 .l12 + Fx13 .l13 300.58,5 + 1324.102
=
= 748( N ).
l11
204
Phương trình tổng lực theo phương x:
⇒ Fx11 =

∑F

x

= 0 ⇔ − Fx12 − Fx10 + Fx13 − Fx11 = 0

⇒ Fx10 = Fx13 − Fx11 − Fx12 = 1324 − 748 − 300 = 276( N ).
BIỂU ĐỒ MOMEN TRỤC I:
2. Trục II:

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 23

Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

GVHD: VĂN HỮU

Trang 24


Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy
THỊNH

GVHD: VĂN HỮU

Fy10
Fx12

Fx10

x11

Fx13

Fy13

Fy11

Z

X
241

Y

QY
241
24582

MX
576
300

QX
748

17550
76296
37073

MY
T

- Sơ đồ lực không gian của trục II:
SVTH: ĐÀO MINH HOÀI

Trang 25