tiểu luận nguyên lý chi tiết máy đề tài tính toán hệ dẫn động xích tải

MỤC LỤC TRÌNH TỰ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH .... CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .... Phân phối tỉ số truyền .... 21 Tài liệu thao khảo sách giáo trình Nguyên Lý - Chi Tiết

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÌNH DƯƠNG KHOA CNKT OTO

TIỂU LUẬN

NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY

ĐỀ TÀI: “Tính toán hệ dẫn động xích tải”

Giảng viên HD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh

Sinh viên thực hiện: MSSV

ĐẶNG NGUYỄN DƯƠNG 19160049

05/2021

MỤC LỤC

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 4

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4

1 Chọn động cơ điện 4

2 Phân phối tỉ số truyền 5

ІІ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC: 7

1 Chọn xích con lăn 7

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 7

3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: 9

4.Đường kính đĩa xích 10

5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức(4.21) 10

6.Xác định lực tác dụng lên trục: 11

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC: 12

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 12

2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 14

3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC: 20

1 Chọn vật liệu 20

2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 21

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 21

Tài liệu thao khảo sách giáo trình Nguyên Lý - Chi Tiết Máy

TIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ – CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

HKII, Năm học: 2020-2021

Đề: 1 Phương án: 6

Đặng Nguyễn Dương 19160049

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC:

1.Lực kéo trên xích tải F(N): 2800

2.Vân tốc vòng của xích tải V(m/s): 1,55 3.Số răng của xích tải Z ( răng): 9

4.Bước xích của xích tải p (mm): 110 5.Số năm làm việc a (năm): 7

6 Số ca làm việc: 2 (ca), thời gian: 6h/ca, số ngày làm việc: 300 ngày/năm 7.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @: 145 (độ)

8.Sơ đồ tải trọng như hình 2

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1 Chọn động cơ điện

Công suất trên trục công tác: P = 𝐹𝑣

1000 = 2800.1,55

1000 = 4,34 (kW) Công suất tính:𝑃𝑡 = 𝑃(tải trọng tĩnh) Công suất cần thiết của động cơ:

𝑝𝑐𝑡 =𝑝𝜂=

4,340,88= 4,9

- ηnt: Hiệu suất nối trục

- ηbr: Hiệu suất bộ truyền bánh răng - ηx: Hiệu suất bộ truyền xích - ηô: Hiệu suất bộ truyền ổ lăn

Tra bảng 2.1 ta được ηđ = 0,96 (bộ truyền đai thang-để hở);ηbrt = 0,98 (bộ truyền bánh

răng trụ); ηnt = 1;ηol = 0,99 (hiệu suất của 1 cặp ổ lăn); ηx= 0,93(bộ truyền xích)

Tốc độ quay của trục công tác: v = z×p×n

Tỉ số truyền chung sơ bộ:

Tra phụ lục P1.2, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rôto lồng sóc 50 Hz loại

𝑛 = 716

93,9 = 7,6Chọn trước 𝑢𝑥 =3

Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc: uh = u

Công suất trên trục

4, 34

4, 71(kw)0, 99 0, 93

4, 71

4,85(kw)0, 98 0, 99

  

Công suất trên trục động cơ:

4, 98(kw)0, 99

716(v ng / ph t)1

9, 55.10:

9, 55.10 4,89

9, 55 10 4,85

7169, 55.10 4,17

158941, 6(Nmm)283

9, 55.10 4, 34

439522, 7(Nmm)94.3

PMomenxoan T

u 𝑢𝑛𝑡 = 1 uh = 2,53 𝑢𝑥= 3

ІІ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC:

Thông số đầu vào

-Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: @=145°- Điều kiện làm việc quay 1 chiều, làm việc 2 ca

1 Chọn xích con lăn

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại ống xích con lăn

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng 4.4 với u = 3, chọn số răng đĩa xích dẫn 𝑧1 = 25 Số răng đĩa xích bị dẫn 𝑧2 = 3 × 25 = 75

Chọn 𝑧2 = 75 < zmax = 120

Tỉ số truyền thực :𝑢𝑥(𝑡) = 𝑍2

𝑍1 = 75

25 =3Sai lệch tì số truyền :∆u = |ut−u|

|u| = |7,59−3|

|3| × 100% =1,53 Sai số nhỏ hơn sai số tỉ số truyền cho phép

2.1.Xác định bước xích :

-Theo công thức (5.3),công suất tính toán :

𝑃𝑡 = 𝑃2× 𝑘 × 𝑘𝑧 × 𝑘𝑛Trong đó, 𝑘𝑧 =𝑧01

- kbt = 1 : hệ số ảnh hưởng của bôi trơn(do bôi trơn nhỏ giọt,không có bụi ,chất lượng bôi trơn II-Bảng 5.7

𝑃𝑡 = 4,71 × 1,875 × 1 × 0,7 = 6,1𝑘𝑊

Theo bảng 5.5 với 𝑛01 = 200 𝑣 𝑝ℎ⁄ , chọn bộ truyền xích 1 dây có bước xích p=19,05mm thỏa mãn điều kiện bền mòn :

𝑃𝑡 < [𝑃] = 𝑘𝑊; Đồng thời theo bảng 5.8, 𝑝 < 𝑝𝑚𝑎𝑥

Khoảng cách trục a = 40 p = 40 × 19,05 = 762mm Theo công thức 5.2 số mắt xích

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:

𝑑1 = 𝑝 sin(𝜋 𝑧⁄ ⁄ ) = 19,05 sin(𝜋 251 ⁄ ⁄ ) = 151𝑚𝑚𝑑2 = 𝑝 sin(𝜋 𝑧⁄ ⁄ ) = 19,05 sin(𝜋 752 ⁄ ⁄ ) = 454𝑚𝑚

Đường kính vòng đỉnh răng :

𝑑𝑎1 = 𝑝[0,5 + cot(𝜋 𝑧⁄ 1)] = 19,05[0,5 + cot (π 25⁄ )] = 160mm

𝑑𝑎2 = 𝑝[0,5 + cot( 𝜋 𝑧⁄ 2)] = 19,05[0,5 + cot (π 75)⁄ ] = 464mm Đường kính vòng chân răng:

𝑑𝑓1 = 𝑑1− 2𝑟 =134,9mm 𝑑𝑓2 = 𝑑2− 2𝑟 =437,9mm

Kr = 0,42: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25) A= 262 (mm2): Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A, tra bảng 5.12

𝜎𝐻1 = 0,47√𝑘𝑟(𝐹𝑡𝐾đ+ 𝐹𝑣đ) 𝛦 (𝐴𝑘⁄ 𝑑)≤ [σH] = 0,47√0,42(964.1,2 + 2,54)2,1 105⁄180= 354MPa

⇒ σH ≤ [σH] = (550÷ 650) MPa

Như vậy, dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = (550÷ 650) MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

Tương tự với [σH2] < [σH] với cùng vật liệu và nhiệt luyện

6.Xác định lực tác dụng lên trục:

Bước xích p (mm) 19,05

Trong đó với bộ truyền nghiêng góc lớn hơn 40 độ nên 𝑘𝑥 = 1,05

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC:

Số liệu đầu vào:

P1 = 4,85 ( kW ) n1 = 716 (v/ph) u = 2,53

Thời gian sử dụng : 300.5.2.6 = 18000 ( Giờ ) Tải trọng không thay đổi

1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 1.1 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng

Bánh dẫn : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 241÷ 285 có Giới hạn chảy: σb1 = 850 MPa

Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa

Bánh bị dẫn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 192÷240 có Giới hạn chảy: σb2 = 750 MPa

Giới hạn chảy: σch2 = 450 MPa

1.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 180÷350 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0 = 2HB + 70 ( MPa)

sH = 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 = 1,8HB ( MPa)

sF =1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn Chọn độ rắn:

- Bánh dẫn: HB1 = 250 - Bánh bị dẫn: HB2 = 200 Khi đó:

𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚10 = 2HB1 + 70 = 2 × 250 + 70= 570 (MPa) 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚20 = 2HB2 + 70 = 2 × 200 + 70= 470 (MPa) 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚10 = 1,8HB1 = 1,8 × 250 = 450 (MPa)

𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚20 = 1,8HB2 = 1,8 × 200 = 360 (MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

NHO1 = 30× 𝐻𝐻𝐵12,4 = 1,707 × 107NHO2 = 30 × 𝐻𝐻𝐵22,4 = 9,991 × 106

Theo ( 6.5 ) NHo1 =30 𝐻𝐻𝐵12,4 = 30.2502,4= 1,7.107 NHo2 =30 𝐻𝐻𝐵22,4 = 30.2352,4= 1,47.107

[σH] = [𝜎𝐻1] + [𝜎𝐻2]

2 =518,18+427,27

2 = 472,725 (MPa) ⇒ [σH] < 1,25[σH2]

Ứng suất uốn cho phép: [σF] = 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐹 = 360×1×1

1,75 = 205,71 MPa Ứng suất quá tải cho phép:

Theo công thức 6.13 & 6.14:

[σH]max= 2,8 × 𝜎𝑐ℎ1 = 2,8 × 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8 × 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 × 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8 × 𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 × 450 = 360 MPa

2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức 6.15a:

aw = Ka(u1+1)√ 𝑇1×𝐾𝐻𝛽

Ka = 43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng)

T1=64689 (Nmm): momen xoắn trên trục chủ động [σH]= 472,725 ứng suất tiếp cho phép

𝛹ba = 0,4: Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc (tra bảng 6.6)

= 43 × (2,53 + 1)√ 64689× 1,05

= 101,6(mm) Lấy aw = 102 (mm)

2.2 Xác định các thông số ăn khớp

Mođun răng:

m = (0,01 ÷ 0,02) × 𝑎𝑤 = (mm) Theo bảng 6.8 chọn mođun pháp mn = 3 mm

Vì hộp bộ truyền là bánh răng trụ răng nghiêng nên chọn 𝛽 = 100 , do đó cos 𝛽 = 0,9848

z1 = 2𝑎𝑤.𝑐𝑜𝑠𝛽

𝑚(𝑢+1) = 2 102 0,9848

3(2,53+1) = 18,97 ta chọn z1 = 19 Số răng bánh lớn z2 = u z1 = 2,53 19=48 ta chọn z2 =48 Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là :

cos 𝛽 = 19×3

cos(9,52) = 58 mm 𝑑𝑤2 = 𝑍2×𝑚𝑛

cos 𝛽 = 48×3

cos(9,52) = 146 mm - Đường kính vòng đỉnh:

da1 = 𝑑𝑤1 + 2mn = 58 + 2 × 3 = 64 mm da2 = 𝑑𝑤2+ 2mn = 146 + 2 × 3 = 152 mm - Đường kính vòng đáy:

df1 = 𝑑𝑤1 - 2,5.mn = 58- 2,5.3 = 50,5 mm df2 = 𝑑𝑤2- 2,5.mn = 146- 2,5.3 = 138,5 mm - Khoảng cách trục: aw = 139 mm

- Vận tốc vòng bánh răng: v = 𝜋×𝑑w1×𝑛1

60000 = 𝜋×58×716

60000 = 2,17m/s

Với v = 2,17 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 9

3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc - Ứng suất tiếp trên bề mặt răng làm việc

σH = 𝑍𝑀 × 𝑍𝐻× 𝑍𝜀√2×𝑇1×𝐾𝐻(𝑢𝑚+1)

Trong đó:

+ 𝑍𝑀 = 274 𝑀𝑃𝑎1/3 : Hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5

+ Theo CT 6.34: ZH=√2×cos 𝛽𝑏

ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc βb : góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở

tan βb = cos 𝛼𝑡 × 𝑡𝑎𝑛

Với αt, αtw tính theo công thức ở bảng 6.11 • Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh αtw = 𝛼𝑡 = arctantan 𝛼

⇒ ZH = √ 2×cos 7,12°

sin(2×20,25°) = 1,74 Hệ số trùng khớp dọc:

εβ = 𝑏𝑤×sin 𝛽

𝑚𝑛×𝜋 = 0,4×102×sin9,52 °

3𝜋 = 0,7 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

19+ 1

48)] × 𝑐𝑜𝑠(9,52°) = 1,6

Zε = √1

1,6 = 0,79

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

- Với v < 5 (m/s) chọn: kHα = 1,16: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 × 𝐾𝐻𝑣× 𝐾𝐻𝛼 = 1,05 × 1,02 × 1,16 = 1,242 Thay các giá trị vừa tìm được vào σH ta được:

⇒ σH = 𝑍𝑀 × 𝑍𝐻 × 𝑍𝜀√2×𝑇1×𝐾𝐻(𝑢𝑚+1)

= 274 × 1,47 × 0,79√2×64689×1,242(2,52+1)

0,4×102×2,53×572 = 413 ⇒ σH ≤ [σH] = 472,725

Vậy, độ bền tiếp xúc chấp nhận được

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43:

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽× 𝐾𝐹𝑣 × 𝐾𝐹𝛼 = 1,1 × 1,07 × 1,4 =1,64 Với 𝜀α = 1,62, ta có:

γε = 1

𝜀𝛼 = 1

1,62 = 0,62: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với β = 20,36°:

𝜎𝐹1 = 2×64689×1,64×0,62×0,9×4,26 = 71 MPa

⇒ 𝜎F1 < [σF1]

𝜎F2 = σF1×𝛾𝐹2

𝛾𝐹1 = 71 ×3,96

4,26 = 66 MPa ⇒ 𝜎F2 < [σF2]

Do đó độ bền uốn chấp nhận được Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48:

kqt= max=1

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σH1max = σH× √𝑘𝑞𝑡 = 413 < [σH]max = 1624 MPa - Ứng suất uốn cực đại:

𝜎F1max = 𝜎𝐹1 × 𝑘𝑞𝑡= 71 MPa < [σF1]max = 464 MPa 𝜎F2max = 𝜎𝐹2 × 𝑘𝑞𝑡 = 66 MPa < [σF2]max = 360 MPa bw = 𝜓𝑏𝑎 aw (𝜎𝐻

[𝜎𝐻])2 = 0,4 102 (413

413)2 = 40,8 ( mm )⇒ Các thông số đều thỏa mãn

Đường kính vòng chia 𝑑𝑤1 = 58 mm; 𝑑𝑤2 = 146 mm Đường kính vòng đỉnh răng da1 = 64 mm; da2 = 125 mm Đường kính vòng đáy răng df1 = 50,5 mm; df2 = 138,5 mm

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC:

1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 thường hoá: Giới hạn bền là: бb = 600 MPa

Giới hạn chảy là: бch = 340 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 ÷ 20 MPa ⇒ chọn [τ] = 15 MPa Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với k = 1,2 Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9

d1 ≥ √ 𝑇10,2[𝜏]3

= √64689

= 27,83 mm Chọn d1 = 28 mm

d2≥ √3 𝑇2

= 3√158941 = 37,55 mm

Chọn d2 = 38mm

2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng Ft1= Ft2 =

= 2×64689

58 = 2269,8 N Fr1= Fr2 =

Fx = Fr = 3706,5 N Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi

Fk = 0,25 ×2T1

Dt = 0,25 ×2 ×64689

71 = 455,6 N

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng các ổ lăn là b01 = 19 mm và b02 =23 mm

lm13 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = (33,39÷41,74) mm ⇒ chọn lm13 = 37 Chiều dài mayo nửa nối trục đàn hồi trên trục I:

lm12 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑1 = (38,96 ÷ 69,57)mm ⇒ chọn lm12 = 54 Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ hai trên trục II:

lm23 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = (45,06 ÷ 56,32)mm ⇒ chọn lm22 = 50 Chiều dài mayo đĩa xích 1 trên trục II:

lm22 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = (45,06 ÷ 56,32)mm ⇒ chọn lm23 = 50 Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo bảng 10.3 trang 189: k1 = 10 mm k2 = 8 mm k3 = 15 mm hn = 17 mm Kết quả tính được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ nhất như sau:

l12 = −lc12 = −[0,5(lm12+ b01) + k3+ hn]

= −[0.5(54 + 19) + 15 + 17] = −68,5 mm

l13 = 0,5(lm13+ b01) + k1+ k2 = 0,5[(37 + 19) + 10 + 8] = 37 mm

l11 = 2l13 = 2 × 37 = 74 mm

l22 = −lc22 = −[0,5(lm22+ b02) + k3+ hn]

= −[0.5(50 + 23) + 15 + 17] = −68,5 mm l21 = l11 = 74mm

l23 = 0,5.l21 = 37mm

4 Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục

Chọn hệ trục tọa độ như hình vẽ:

4.1 Tính toán phản lực, momen uốn tại các tiết diện trên trục I

Xét zOy: Mx = Fa1×𝑑𝑤1

2 = 313 ×58

2 = 9077 N ∑M𝐵 = 0 ⇒ Fr1 37 − YD 74 – Mx = 0

⇒ 2269,8.37 – 9077 – YD.74= 0 ⇒ YD = 1012,2 N

∑Fy = 0 ⇒ −YB –YD + Fr1 = 0

⇒ - YB – 1012,2 + 2269,8 = 0 ⇒ YB = 1257,6 N

Xét zOx:

∑M𝐵 = 0 ⇒ − Fk 68,5 + XD 37 – Ft1 74 = 0

⇒ − 455,6 × 68,5 – 2269,8 × 37 + 𝑋𝐷× 74 = 0 ⇒ XD = 1553,5 N

∑Fx = 0 ⇒ −XB –XD − Fk + Ft1 = 0

⇒ −𝑋𝐵 – 1553,5 − 455,6 + 2269,8 = 0 ⇒ XB = 260 N

Tính Momen uốn tương đương

Mtđ = √𝑀𝑢2+ 0,75T2 Nmm Với: Mu = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2

T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được: 𝑀𝑡đ(𝐴) = 4564,05 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐵) = 9705,5 Nmm 𝑀𝑡đ(𝐶) = 1880,3 Nmm 𝑀𝑡đ(𝐷) = 0 Nmm

4.2 Tính toán phản lực, momen uốn tại các tiết diện trên trục II

Xét zOy: Mx = Fa2×𝑑𝑤2

2 = 313 ×146

2 = 22849 N

∑M𝐶 = 0 ⇒ Fr2× 37 + YA× 74 – 𝑀𝑥 – 𝐹𝑥 × 68,5 = 0

⇒ 849 × 37 + 𝑌𝐴× 74 – 22849 – 3706,5 × 68,5 = 0 ⇒ YA = 3290,2 N

∑Fy = 0 ⇒ −YA +YC - Fr2 - Fx= 0

⇒ −3290,2 + 𝑌𝐶 – 849 − 3706,5 = 0 ⇒ YC = 7845,7 N

Xét zOx:

∑M𝐴 = 0 ⇒ Ft2 × 37 − XC× 68,5 = 0 ⇒ 2269,8 × 37 – 𝑋𝐶 × 68,5 = 0

⇒ XC = 1235 N ∑Fy = 0 ⇒ XA + XC – Ft2 = 0

⇒ 𝑋𝐴+ 1235 − 2269,8 = 0 ⇒ XA = 1034 N

Tính Momen uốn tương đương

Mtđ = √𝑀𝑢2+ 0,75T2 Nmm Với: Mu = √𝑀𝑥2+ 𝑀𝑦2

T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được: 𝑀𝑡đ(𝐴) = 0 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐵) = 31438,1 Nmm 𝑀𝑡đ(𝐶) = 3716,3 Nmm

𝑀𝑡đ(𝐷) = 3355,4 Nmm