ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 1250n, v=0,25

Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển đó là ngành cơ khí vì ngành cơ khí đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngà

Lời Nói Đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng cao đời sống nhân dân và để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước ta sẽ trở thành nước công nghiệp theo hướng hiện đại.

Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển

đó là ngành cơ khí vì ngành cơ khí đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất

ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Muốn thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình

độ chuyên môn đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, làm chủ được các dây chuyền thiết bị, máy móc sản xuất hiện đại.

Đồ án chi tiết máy nói riêng và những môn học khác mà em được học trong trong trường nói chung đã cung cấp cho em những kiến thức ban đầu về ngành

cơ khí, là cơ sở để sau này có thể ứng dụng vào thực tế sản xuất.

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa

có nên đồ án của em còn nhiều thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các Thầy, Cô để bài làm của em được hoàn thiện hơn.

Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo tận tình của các

Thầy, Cô và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy HOÀNG XUÂN KHOA

trong quá trình làm đồ án.

Hà Nội, ngày 9, tháng 4, năm 2012

SVTH: phùng Văn Tuấn

A.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

I Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện Chọn động cơ điện.

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức

P ct= P t

❑β

Trong đó:

+ Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)

+ Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

+ β là hệ số giảm trị

Pt =Plv

Trong đó:

Plv là công suất làm việc: Plv = 1000F v = 1250.0,251000 = 3,125 (kw)

Trong đó: F là lực kéo băng tải F=12500(N)

V là vận tốc băng tải V=0.25(m/s)

β =√ ¿ ¿ = √12,8

8 +¿ ¿ = 0,8+ là hiệu suất truyền động  = η đ.(η ol)3.(η br)2.η k.η ot

Trong đó:

đ là hiệu suất bộ truyền đai Tra bảng đ = 0,96

br = là hiệu suất bộ truyền bánh răng Tra bảng br = 0,98

ol là hiệu suất một cặp ổ lăn Tra bảng ol = 0,99

k là hiệu suất của khớp nối Tra bảng k = 0,99

η ot là hiệu suất một cặp ổ trượt η ot = 0,99

hiệu suất của các bộ truyền và ổ tra bảng (2.3 TTTKHTDĐCK) Thay số ta có:

= 0,96.0,99 3.0,98 2.0,99.0,99= 0,88

→ Pct = 3,125.0,80,88 = 2,84 (kw)

- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện:

+ Dựa vào bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp

Uh=20 và tỉ số truyền của bộ truyền ngoài( bộ truyền đai dẹt) Un=4

+ tỷ số truyền của hệ thống dẫn động

u t=u h.u n=20.4=80

Trong đó :u h là tỷ số truyền của hộp giảm tốc

u n=¿ ¿ u đ là tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt

+ Theo công thức 2.17

nlv = 60000 v π D = 60000.0,253,14.280 = 17,06(v/ph)

Trong đó: v là vận tốc băng tải (m/s)

D là đường kính băng tải (mm)

Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện an toàn khi mở máy và khi làm việc

II Phân phối tỉ số truyền

- Xác định tỉ số truyền Ut của hệ thống dẫn động

Ut = n đc

n lv

Trong đó: nđc là số vòng quay của động cơ (v/ph)

nlv là số vòng quay của băng tải (v/ph)

Trong đó: U1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

U2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

Theo công thức thực nghiệm ta có U1= (1,2÷1,3)U2 TTTKHTDĐCK

Chọn U1=1,3U2 =>U2=√20,81,3 = 4

U1=1,3.4=5,2

Tính lại U n= U t

U1.U2 =83,234.5,2=4

III Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.

- Công suất trên các trục

+ Trên trục 3: P3 =

P lv

η kn .η ol =

3,125 0,99.099 = 3,188(kw)

+ Trên trục 2: P2 =

P3

η br .η ol =

3,188 0,98.0,99 = 3,28(kw)

+ Trên trục 1: P1 =

P2

η br .η ol =

3,28 0,98.0.99 = 3,38(kw)

Momen xoắn T(Nmm) 23673 96355 499071 1784607

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.

I Chọn loại đai và tiết diện đai.

II Tính các thông số của bộ truyền đai.

Căn cứ vào công suất của động cơ 3,52(kw), tỷ số truyền U đ= 4 và điều kiện làmviệc ca đâp vừa ta chọn loại đai là đai vải cao su

1 Tính đường kính bánh đai, chiều rộng bánh đai, chiều dài đai, khoảng cách trục.

- chọn đường kính bánh đai nhỏ

+ Mô men xoắn trên trục động cơ là:T đc = 23673 (N.mm)

- theo công thức d1=(5,2÷ 6,4¿√3T đc = (5,2÷ 6,4¿√323673 = (149,3÷183,76) theo tiêu chuẩn bảng 15 tập bảng tra chi tiết máy ta chọn d1= 160 (mm)

+ Nghiệm điều kiện vận tốc : v = π d1.n1

-Tính chiều dài đai

+ Theo bảng 4.8 tỉ số [d δ1]m ax nên dùng là 401 do đó δ= d1

40 =16040 = 4 mm theo bảng 4.1 dùng đai loại Β-800 không có lớp lót trị số δ tiêu chuẩn là δ = 4,5 với

+ Với c0 là hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí của bộ truyền trong không gian và góc nghiêng của bộ truyền so với phương nằm ngang là 40° ,phương pháp tự căng đai, theo bảng 4.12 ta có c0 = 1

=> [σ F] = [σ F]0.c α.c v.c0 = 2,39.0,973.0,9824.1 = 2,28 MP a

Theo công thức 4.8, => chiều rộng bánh đai b = F t k đ

[σ F] δ = 2,28.4,5293.1,1 = 31,8 mm lấy theo tiêu chuẩn b = 40 mm

3 Xác định lực căng ban đầu tác dụng lên trục.

- Theo công thức 4.12 lực căng ban đầu F0 = σ0.δ.b = 1,8.4,5.40 = 324 N

- Lực tác dụng lên trục

Fr = 2.Fo.sin(α1

2) = 2.324.sin(159ͦ.2 ) = 637 NDựa vào các kết quả tính toán ta có bảng sau

HB = 192→240; σ b 2= 750 MPa; σ ch2= 450MPa

+ Trong đó:

HB là độ rắn , σ b là giới hạn bền, σ ch là giới hạn chảy

II Xác đinh ứng suất cho phép.

- Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB = 180→350 thì

- ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]

Theo công thức (6.1TTTKHTDĐCK) ta có [σ H] = (σ0Hlim/S H).Z R Z V K xH K HL

Trong đó: σ Hlim ο là ứng suất tiếp xúc cho phép

S H là hệ số an toàn tiếp xúc

Z R hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong thiết kế sơ bộ lấy Z R Z V K xH = 1

N HO số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Tương tự ta có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1

- Theo công thức (6.1a) sơ bộ ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H] =σ Hlim ο K HL

S H

Vậy [σ H]1 = 560.1,11 = 509 MPa và [σ H]2 = 530.1,11 = 482 MPa

- Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng nên [σ H] = ([σ H1]+[σ H2])/ 2 = (509+482)/2 = 495,5 MPa

- Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên K HL = 1, do

đó [σ H] = [σ H]2 = 482 MPa

- Ứng suất uốn cho phép : [σ F] = σ0Flim KFL KFC / SF

+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở σ O

Flim = 1,8.HB

=>σ0

Flim1 = 1,8 245 = 441 (MPa)

σ0Flim1 = 1,8 230 = 414 (MPa)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng

KFL = m F

√N HO/N HE

+ m F là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn lấy m F = 6

+ Số chu kỳ thay đỏi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ; N FO= 4.10 6

+ Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE1 = 60.c.∑ ( T i

+ Hệ số an toàn khi tính về uốn S F = 1,75

+ theo công thức (6.2a) ta có:

ứng suất uốn cho phép [σ F]1 =σlim ¿ 1 ¿. KFL1 KFC1 / SF = 441.1.1,751 = 252 (MPa) ứng suất uốn cho phép[σ F]2 = σlim ¿ 2 ¿. KFL2 KFC2 / SF = 414.1.1,751 = 236,6(MPa)

- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.10) và (6.11)

[σ H 1]max = 2,8.σ ch 1= 2,8 580 = 1624(MPa)

[σ H 2]max =2,8.σ ch 2 = 2,8 450 = 1260 (MPa)

[σ F 1]max = 0,8.σ ch 1= 0,8 580 = 464 (MPa)

[σ F 2]max =0,8 σ ch 2 = 0,8 450 = 360 (MPa)

III Tính bộ truyền cấp nhanh( Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng).

- Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 ta được Ka =43(MPa)1/3

- T0 là momen xoắn trên trục bánh chủ động Ta có T0=T 12 = 963552 = 48177 N.mm

2 Xác định các thông số ăn khớp, mô đun.

- Theo công thức 6.17

m = (0,01→0,02) aw = (0,01÷0,02).145 = 1,45÷2,9

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn m = 2,5

- chọn sơ bộ β = 30° do đó theo (6.31) số răng bánh nhỏ

z1 = 2 awcos β/[m(u1+ 1)] = 2.145.cos30/2,5.(5,2+1) = 16,2Lấy

z1 = 16

Số răng bánh lớn:

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

+ Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

K H = K Hβ K Hα K Hv

+ Vận tốc vòng v = π d w 1 n1/ 60000 = 3,14.46,9.33560000 = 0,82 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9, và v< 2,5 m/s,

+ theo bảng (6.14) ta có hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hα = 1,13

+ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) với V = 0,82 m/s < 5 m/s, Z v = 1; với cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xac về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

R a=2,5÷ 1,25 μm, do đó Z R = 0,95; với d a< 700mm, K xH = 1 do đó theo (6.1) và (6.2)

[σ H]=[σ H]Z v Z R K xH = 495.5.1.0,95.1 = 470,725 MPa vậy σ H < [σ H] thỏa mãn

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

+theo công thức (6.43) σ F 1=2.T0K F Y ε Y β Y F 1/(b w d w1)≤[σ F 1]

σ F 2=σ F 1 Y F 2/Y F 1 ≤[σ F 2]

Trong đó: Y ε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y ε=1/εα = 1/1,46 = 0,7

Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y β = 1−31°24'/140 = 0,77

Y F 1 hệ số dạng răng của bánh 1 phụ thuộc vào số răng tương đương

z v 1=z1/(cos β )3 = 16/(cos31°24'

)3 = 25,72 với dịch chỉnh x1= 0,3 tra bảng 6.18 ta được Y F 1 = 3,57

+ K F hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F = K Fβ K Fα K Fv

+ K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về uốn tra bảng 6.7 ta được K Fβ = 1,05

+K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 ta được K Fα = 1,37

+ K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

theo công thức (6.46) ta có K Fv=1+ v F b W d W 1

2 T0K Fβ K Fα = 1+2.48177.1,05 1,371,9.0,3.145 46,9 = 1,03Theo công thức 6.47 v F = δ F g0v√a w/u1 tra bảng 6.15 ta có δ F = 0,006

Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bảng 6.16 g0 = 73

+ σ F 2 = σ F 1.Y F 2/Y F 1 = 54,5.3,63/3,57 = 55,4 ¿[σ F 2]= ¿ 241,8 MPa

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ theo công thức (6.48) ta có hệ số quá tải K qt = T max/T = 1,8:

+ ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax = σ H√K qt = 461,8 √1,8 = 619,6 ¿[σ H]max=1624

MPa

+ ứng suất uốn cực đại σ F 1 max=σ F 1 K qt = 54,5.1,8 = 98,1MPa ¿ [σ F 1]max = 464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 K qt=55,4.1,8=99,72MPa ¿[σ F 2]max= ¿ 360 MPa

6 Các thông số và kích thước bộ truyền

Đương kính đáy răng d f 1 = 42,25 mm, d f 2 = 235,25mm

IV Tính bộ truyền cấp chậm ( Bánh răng trụ răng thẳng).

+ T2 là mô men xoắn trên trục 2: T2=499071N.mm

+ theo bảng 6.6 ta chọn ψ ba cho cặp bánh răng trụ răng thẳng ψ ba = 0,4 => ψ bd =0,53ψ ba(u2+1) = 0,53.0,4(4+1) = 1,06

2 Xác định các thông số ăn khớp

a, xác định môđun

- Theo công thức 6.17 ta có: m = (0,01÷0,02)a w 2 = (0,01÷0,02)276= (2,76÷5.52)

mm

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 Z ε√2 T2K H(u m+1)/(bw u m d w 22)

+ theo bảng 6.5 ta chọn Z M = 274 ( MPa)1 /3

Z H = √2 cos β b/sin2 α tw = √2.1/sin 2.20°16'52'' = 1,754

+theo công thức 6.36a tính Z ε = √(4−ε α)/3 = √( 4−1,78) /3 = 0,862

theo công thức 6.42 ta có

ν H=δ H g0v√a w/u2= 0,006.73.0,42√278/4 = 1,53

+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng K Hα = 1,13, bảng 6.14

+ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:

K Hv=1+ v H .b w d w 1

2 T2K Hβ K Hα = 1+2 499071.1,03.1,131,53.0,4 278 116 = 1,02+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K Hβ K Hα K Hν = 1,03.1.13.1.02 = 1,19Thay các giá trị vừa tính được vào công thức 6.33 ta có:

σ H = 274.1,754.0,862.√2.499071.1,19 (4+1)/(0,4.278 4 1162

) = 412,7MPa Theo công thức 6.1 với v = 1,25 m/s, Z V = 1 ; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám

R Z=10 … 40 μm do đó Z R = 0.9; với d a< 700 mm, K XH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) :

[σ H] = [σ H]2Z v Z R K xH = 482.1.0,9.1 = 433,8 MPa

Như vậy σ H<[σ H], nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều rộng răng : b w=ψ ba a w(σ H/[σ H])2=0,4.250(412,7 /433,8)2=100,54mm, lấy b w =

+ YF1, YF2 là hệ số răng của bánh 1 và bánh 2

Theo bảng 6.18 ta có YF1 = 3,63 và YF2 = 3,58

+ KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn K F=K Fβ K Fα K Fv

Trong đó: KFβ = 1,01( tra bảng 6.7 với ψ bd=0,4)

Theo bảng 6.14 ta chọn KFα = 1( bánh răng thẳng)

KFv = 1+ v F b w d w2

2T2K Fβ K Fv với v F=δ F g0v√a w 2/u2 Trong đó: δ F=0,016 (bảng 6.15) ; v = 0,4m/s g0=73

v F=0,016.73 0,42√278/4 = 4,1

KFV=1+2 499071.1,01.14,1.100 116 = 1,05 →KF = 1,01.1.1,05 = 1,06

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn.

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

+ theo công thức (6.48) ta có hệ số quá tải K qt = T max/T = 1,8:

+ ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax = σ H√K qt = 412,7√1,8 = 553,7 ¿[σ H]max=1624

MPa

+ ứng suất uốn cực đại σ F 3 max=σ F 3 K qt = 62,25.1,8 = 112,05 MPa ¿ [σ F 1]max = 464 MPa

σ F 4 max=σ F 4 K qt=61,4.1,8=110,52MPa ¿[σ F 2]max= ¿ 360 MPa

6 Các thông số khác của bộ truyền.

= 111 (mm)

d4 =

m z2

cos β =

3.148 cos0° = 444 (mm)

Đường kính đỉnh răng da,mm da1= 53,5 da2=246,5 da3=117,2 da4=450,7Đường kính đáy răng df,mm df1=42,25 df2=235,25 df3=103,7 df1=437,3

- Giới hạn chảy σ ch = 340 MPa

- Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 → 30 MPa

- Đường kính trục 3

Chọn [τ] = 30 MPa với T3 = 1727682 ta có

d3 = 3

0,2.[τ] = 3

√17846070,2.30 = 66,75 (mm)Lấy d3 = 70 (mm)

Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

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

- Theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn là:

+d1=35mm → b1=21mm

+ d2=50mm → b2=27mm

+ d3=70mm → b3=35mm

- Theo công thức 10.10 ta có chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng:

+ chiều dài mayơ bánh đai

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15

2.3 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục I

+ lực từ bánh đai tác dụng lên trục 1 hướng từ tâm ra ngoài vì đường nối tâm nghiêng so với phương năm ngang 1 góc α=40ta chia F r ra thành 2 thành phần một theo phương x và một theo phương y

F x 12 = F r .cos 40=637.cos 40=488N

F y 12=F r sin 40=637.sin 40=409,5N

+ lực từ bánh răng tác dụng lên trục theo công thức (10.1)va(10.5) và các quy ước về chiều và các dấu tương ứng của lực (h.10.3), đối với trục 1 ta có:

+ F y 13=F y 14=−r13

|r13| F t 13 tan α wt/cos β=1.2054,5 tan23

°

5'/cos31°24'=−1025,8 N,

F y 13=F y 14có chiều ngược chiều với trục y có độ lớn F y 13=F y 14=1025,8 N

+ F z 13=−F z 14=cq1cb13hr13F t 13 tan β=1.1 1 2054,5 tan 31 °24'=1254N,F z 13 có chiều

cùng chiều với trục oz có độ lớn F z 13=1254N,F z 14 có chiều ngược chiều với trục oz có độ lớn F z 14= 1254N

2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

+ tính phản lực tại các gối đỡ trên trục 1:

+ trong mặt phẳng zoy viết phương trình mômen cân bằng tại điểm A ta có: ∑mA=¿F y 12 l12+F y 13 l13+F y 14 l14+M z 13 r13−M z 14 r14−F y11 l11=0 ¿

+ Trong mặt phẳng xoz viết phương trình mômen cân bằng cho điểm A ta có

+ ∑F x=F x12−F x 10+F x13+F x 14−F x 11=0

→ F x10=F x13+F x 14+F x12−F x 11= 2054,5.2+ 488−1955,4=2641,6N

+ Biểu đồ My như hình vẽ :

+Biểu đồ mômen xoắn T như hình vẽ :

+ Ta có mô men xoắn do các lực F x 13 và F x14 và một mô men cân bằng 2 lực trên tại bánh đai ta có M x 12=2 Mx 13

M x 13=M x 14=F X 14 d w 4

2 =¿ 2054,5.472 =48177,5 Nmm

BIỂU ĐỒ MOMENT TRỤC I

264,5

335 68

3

√83445,80,1.63 =¿23.7mm+ d10=√3 M t 10

0,1.[σ]=

3

√940200,1.63=¿24,62mm+ d13=√3 M t 13

0,1.[σ]=

3

√1906830,1.63 =¿31,2mm+ d14=√3 M t 14

0,1.[σ]=

3

√163895,90,1.63 =¿29,63mm+ d11=√3 M t 11

0,1.[σ]=¿0+Ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:

Lực vòng F t 3=2T w 2

d w3 =¿

2.499071

116 =¿ 8604,6 N+F x 23=F t 3=8604,6 N

+ F y 23=F X 23 tan α wt2

cos β =

8604,6 tan 20°17'cos0 = 3180,8NChiều các lực tác dụng lên các bánh răng như hình vẽ

+ xét mặt phẳng zoy ta viết phương trình mômen cân bằng tại điểm O

+ ∑Mo=−F y 22 l22+F y 23 l23+M z 22−M z 23+F y 24 l24−F y 21 l21=0

→ F y 21=F y 24 l22+F y 24 l24−F y 23 l23

l21 = 1025,8.70,5+ 1025,8.264,5−3180,8.167,5335 = 564,6N

+ ∑F y=F y 20+F y 22−F y 23+F y 24+F y21=0

→ F y 20=F y 23−F y 22−F y24−F y 21= ¿ 3180,8−1025,8.2−564,6= ¿ 564,6N

Biểu đồ mômen Mx như hình vẽ:

+xét trong mặt phẳng xoz ta viết phương trình mômen cân bằng tại điểm O:+ ∑Mo=F x22 l22+F x 23 l23+F x24 l24−F x 21 l21=0

+ Biêu đồ mômen My như hình vẽ:

+ biểu đồ mômen xoắn T như hình vẽ :

+ ta có mô men trên trục x gây ra bởi các lực F x 22, F x 23 và F x 24

+ F x 22=F x 24=F x22 .d w2

2 =¿

2054,5.243

2 = 249533,4 Nmm+ F x 23=F x23. d w 3

2 =¿ 8604,6.1162 = 499066,8Nmm

BIỂU ĐỒ MÔ MEN TRÊN TRỤC II