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

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



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




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.

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


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 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


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:


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.

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

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.


- 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 =
=

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 =



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

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) :

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

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

- 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

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

= 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


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 =


- 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:

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).

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


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


∑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

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