Thuyết minh Đồ án môn học Đồ án Chi Tiết Máy

Lời nói đầu Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện năng thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả nghi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dãy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ thống dẫn động cơ khí. Trong thực tế, khi thiết kế một hệ dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi. Đề tài thiết kế của em được thầy Trần Văn Lầm giao cho là thiết kế trạm dẫn động xích tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành được đồ án này. Song những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn Nguyên Lý – Chi Tiết Máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo Trần Văn Lầm.

Nhận xét của giáo viên

Lời nói đầu

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận củamáy Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lợng Một trong những dạng năng lợng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng Trong lịch

sử phát minh, con ngời đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối u nhất có tác dụng biến năng lợng điện năng thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết

Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng nh tính khả nghi ngời ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã đợc lập trong các bảng tiêu chuẩn Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dãy số tiêu chuẩn nào Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn Một trong các thiết bị nh vậy là hộp giảm tốc Hộp giảm tốc là cơ

cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và đợc dùng để giảmvận tốc góc và tăng mômen xoắn.

Nh vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ,

bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải Một hệ thống nh vậy đợc gọi là hệ thống dẫn động cơ khí

Trong thực tế, khi thiết kế một hệ dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế Nhng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã đợc cho trớc và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi

Đề tài thiết kế của em đợc thầy Trần Văn Lầm giao cho là thiết kế trạm dẫn động xích tải Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp

đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành đợc đồ án này

Song những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đồ

án của em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầycô trong bộ môn Nguyên Lý – Chi Tiết Máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn cũng nh kiến thức về môn học này

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em

đặc biệt là thầy giáo Trần Văn Lầm

Chi Tiết Máy , tập 1 và tập 2

Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999

[2] Nguyễn Bá Dơng, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong

Tập bản vẽ chi tiết máy

Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978

[3] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :

Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí , tập 1 và tập 2

Nhà xuất bản Giáo dục , 1999

Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động xích tải

- Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ

Nội dung cụ thể của các bớc nh sau:

1- Chọn kiểu, loại động cơ:

Ta chọn động cơ không đồng bộ ba pha, rôto lồng sóc (còn gọi là roto ngắnmạch) vì có những u điểm sau:

- Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy

- Có thể mắc trực tiếp vào lới điện công nghiệp

- Giá thành tơng đối thấp và dễ kiếm

- Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao Còn nhợc điểm là:

- Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ)

- Không điều chỉnh đợc vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơkhông đồng bộ ba pha dây quấn)

Nhng nhờ có nhiều u điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng

bộ roto lồng sóc (ngắn mạch) Nó phù hợp để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băngtải, xích tải, thùng trộn …

2- Chọn công suất động cơ:

Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho khi động cơlàm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy, điều kiện sau phải thoảmãn:



 ct

.

3

v F

d: Hiệu suất bộ truyền đai

kn: Hiệu suất khớp nối

344 , 6

kw

P P

ct lv dc





3 – Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (n đb ):

Khi chọn động cơ có số vòng quay càng lớn thì kích thớc, trọng lợng, giá thành

động cơ giảm Về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn; tuy nhiên nếu sốvòng quay càng lớn thì tỷ số truyền động chung càng lớn và kết quả làm tăng khuônkhổ, kích thớc, giá thành của các bộ truyền, trục, ổ, với lý do này nên chọn động cơ có

số vòng quay nhỏ Vì vậy cần phải chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi làtốc độ quay), theo tiêu chuẩn có các vòng quay 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500v/ph

*) Số vòng quay đồng bộ đợc chọn sao cho:

Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống:

ct

db sb

t z

v

n ct

.

10

22 , 1 10

ph v

53 , 29 263 , 49

4 – Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của

hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

dc cbd K P

k dc

) ( 9567 , 9 543 , 7 32 , 1

 : Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

II – phân phối tỷ số truyền cho động cơ:

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống u xác định theo:

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:

u u ng.u h

Trong đó:

u ng : Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai)

u h : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc u h u1.u2

u1,u2 : Tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộpgiảm tốc

1-Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp:

Ta xác định tỷ số truyền bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) theo kinh nghiệm:

82 , 14

III – xác định thông số trên các trục: xác định thông số trên các trục:

1- Tính tốc độ quay của các trục (v/ph):

730

1

ph v u

6 , 146

2

ph v u

10 55 ,

mm N n

P T

742 , 6 10 55 , 9

10 55 ,

mm N n

P T

4 , 6 10 55 , 9

10 55 ,

mm N n

P T

III III

 1395498 , 155 ( )

36 , 43

336 , 6 10 55 , 9

10 55 ,

mm N n

P T

1 – Chọn loại đai và tiết diện đai:

Ta chọn loại đai thang, mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tơng ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số masat giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn so với đai dẹt và do đó có khả năng kéo cũng lớn hơn.Với vận tốc v < 25m/s ta chọn loại

% 5 , 1

% 100 2

97 , 1 2

4

) 315 160 ( 2

) 315 160 ( 14 , 3 378 2 4

) (

2

) (

2

2 2

1 2 2

a

d d d d

11 , 6

Xác định lại khoảng cách trục:

4

8 2 2

) ( 1 2

mm l

d d

5 , 77 8 25 , 954 25

, 954 4

470

57 ).

d

C C C C P

K P Z



] [ 0

,

2

1 094 , 7

4 - Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng trên 1 đai đợc xác định theo công thức sau:

v

d F Z C v

K P

.

.

,

6

1 094 , 7 780

II – tÝnh to¸n bé truyÒn b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng cÊp nhanh:

§é r¾n Giíi h¹n

bÒn

b,MPa

Giíi h¹nch¶y

ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác định theo cáccông thức sau:



Theo bảng 6.2 ta có:

70 2

SH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn SH = 1,1 ; SF = 1,75

NFO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N FO  4 10 6

NHE, NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

H

 = 2.HB1 + 70 = 2.241 + 70 = 552 (MPa)

0

2 lim

H

 = 2.HB2 + 70 = 2.191 + 70 = 454 (MPa)

0

1 lim

F

 = 1,8.HB1 = 1,8.241 = 433,8 (MPa)

0

2 lim

NHE1  NHO1 ta lÊy NHE1 = NHO1  KHL1 = 1

NHE2  NHO2 ta lÊy NHE2 = NHO2  KHL2 = 1

NFE1  NFO1 ta lÊy NFE1 = NFO1  KFL1 = 1

NFE2  NFO2 ta lÊy NFE2 = NFO2  KFL2 = 1

øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp:

1 , 1

1 552

]

0 1 lim

1 , 1

1 452

]

0 2 lim

1 1 8 , 433

]

0 1 lim

S

K K

F

FL FC F



75 , 1

1 1 8 , 343

]

0 2 lim

S

K K

F

FL FC F

3 – Xác định thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Khoảng cách trục xác định theo công thức:

3

2 1

] [

).

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

T1 = 92805 ( mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động )

[ H]  456 , 35 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép

) ( 4 , 178 3 , 0 98 , 4 35 , 456

12 , 1 92805 ).

1 98 , 4 (

10 cos 178 2 ) 1 (

cos

174 2 2

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

1

1

H w

w

m H H

M

H

ud b

u K T z z

) (

274 MPa

z M 

zH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tw

b H

z



 2 sin

cos 2

'' 31 ' 25 11 cos 2

4 ,

1 ( 2 , 3 88 , 1 cos ) 1 1 ( 2 , 3 88 , 1

2 1

0 , 767

7 , 1

178 2 1

2

u

a d

K K T

d b v K

H

u

a v g

v   0

H - hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp; tra bảng 6.15 ta có H = 0,002

g0 - hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2; tra bảng 6.16 ta có

g0 = 73

) / ( 973 , 1 5

178 265 , 2 73 002

3 , 59 4 , 53 973 , 1

, 59 5 4 , 53

) 1 5 ( 3 , 1 92805 2 767 , 0 73 , 1

 

) ( 35 , 456 ]

0 lim

S

0 lim

] [  

xH v R sb H cx

] [

450 53 , 433

% 100 ] [

] [

450 4 , 53 ]

[

]

[ '

2 2

2

mm b

a b

H

H w H

H w ba

) 1 5 ( 3 , 1 92805 2 767 , 0 73 , 1

Vậy điều kiện thoả mãn

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợtquá một giá trị cho phép:

2 [ 1]

1

1 1

n w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



[ 2]

1

2 1

F

F F F

d b v K

F

u

a v g



 v F

064 , 1 37 , 1 24 , 1 92805 2

3 , 59 58 9 , 5

3 , 59 58

8 , 3 913 , 0 58 , 0 8 , 1 92805

, 3

6 , 3 42

Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn đợc thoả mãn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ sốquá tải K qt K bd  1 , 32

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không

đợc vợt quá một giới hạn cho phép:

Hmax  H K qt  433 , 2 1 , 32  497 , 7 (MPa)  1260 (MPa)

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại

Fmax tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:

F1max  F1.K qt  99 , 42 1 , 32  131 , 23 (MPa)  464 (MPa)

F2max  F2.K qt  94 , 2 1 , 32  124 , 34 (MPa)  360 (MPa)

Vậy điều kiện thoả mãn

Trong bớc tính thiết kế, sơ bộ lấy:



Theo bảng 6.2 ta có:

70 2

SH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn SH = 1,1 ; SF = 1,75

NFO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N FO  4 10 6

NHE, NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

H

 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)

0

2 lim

H

 = 2.HB2 + 70 = 2.190 + 70 = 450 (MPa)

0

1 lim

F

 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (MPa)

0

2 lim

NHE1 = NFE1 = 60.1.146,6.9733,3 = 85614106,8

NHE2 = NFE2 = 60.1.43,36.9733,3 = 25322153.,28

Ta thấy:

NHE1  NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1  KHL1 = 1

NHE2  NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2  KHL2 = 1

NFE1  NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1  KFL1 = 1

NFE2  NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2  KFL2 = 1

ứng suất tiếp xúc cho phép:

1 , 1

1 570

]

0 1 lim

1 , 1

1 450

]

0 2 lim

1 1 450

]

0 1 lim

S

K K

F

FL FC F



75 , 1

1 1 342

]

0 2 lim

S

K K

F

FL FC F

 H

 463,635 < 511,3625

Vậy điều kiện thoả mãn

3 – Xác định thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Khoảng cách trục xác định theo công thức:

3

2 2

] [

).

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

T2 = 439195,77 (mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động )

[ H]  463 , 635 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép

) ( 4 , 212 4

, 0 97 , 2 635 , 463

12 , 1 77 , 439195 ).

1 97 , 2

10 cos 212 2 ) 1 (

cos

167 5 , 2 2

øng suÊt tiÕp xóc trªn mÆt r¨ng lµm viÖc:

1

2

H w

w

m H H

M

H

ud b

u K T z z

) (

z



 2 sin

cos 2

'' 15 ' 26 9 cos 2

2 , 355

2

) '' 43 ' 2 10 sin(

8 ,

1 ( 2 , 3 88 , 1 cos ) 1 1 ( 2 , 3 88 , 1

2 1

0 , 756

75 , 1

212 2 1

2

u

a d

d b v K

H

u

a v g

v   0

H - hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp; tra bảng 6.15 ta có H = 0,002

g0 - hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2; tra bảng 6.16 ta có

g0 = 73

) / ( 01 , 1 976 , 2

212

82 , 0 73 002

2

64 , 106 8 , 84 82 , 0

, 106 976 , 2 8 , 74

) 1 976 , 2 ( 27 , 1 77 , 439195

2 756 , 0 74 , 1

 

) ( 635 , 463 ]

0 lim

S

0 lim

] [  

xH v R sb H cx

] [

08 , 448 45 , 440

% 100 ] [

] [

08 , 448 8 , 74 ]

[

]

[ '

2 2

2

mm b

a b

H

H w H

H w ba

) 1 976 , 2 ( 27 , 1 77 , 439195

2 756 , 0 74 , 1

 

 H = 439,86 < [H] = 440,45(MPa)

Vậy điều kiện thoả mãn

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợtquá một giá trị cho phép:

2 [ 1]

1

1 2

n w w

F F

Y Y Y K T

F

F F

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn

d b v K

F

u

a v g

v   0

trong đó các hệ số F và g0 tra bảng 6.15 và 6.16 ta có: F = 0,006; g0 = 73

976 , 2

212

82 , 0 73 006 ,



 v F

02 , 1 37 , 1 24 , 1 77 , 439195

2

64 , 106 78 03 , 3

, 2 64 , 106 78

7 , 3 928 , 0 57 , 0 73 , 1 77 , 439195

, 3

6 , 3 77 , 126

Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn đợc thoả mãn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ sốquá tải K qt K bd  1 , 32

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không

đợc vợt quá một giới hạn cho phép:

Hmax  H K qt  439 , 86 1 , 32  505 , 36 (MPa)  952 (MPa)

Để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng, ứng suất uốn cực đại

Fmax tại mặt lợn chân răng không đợc vợt quá một giá trị cho phép:

F1max  F1.K qt  126 , 771 1 , 32  167 , 33 (MPa)  360 (MPa)

F2max  F2.K qt  123 , 34 1 , 32  162 , 8 (MPa)  272 (MPa)

Vậy điều kiện thoả mãn

Đờng kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2(1 + x - y).m = d1 + 2m = 106,63 + 2.2,5 = 111,63(mm)

da2 = d2 + 2(1 + x - y).m = d2 + 2m = 317,36 + 2.2,5 = 322,36 (mm) Đờng kính đáy răng

df1 = d1 - (2,5 - 2x1).m = 106,63 - 2,5m = 106,63 - 2,5.2,5 = 100,38 (mm)

df2 = d2 - (2,5 - 2x2).m = 317,36 - 2,5m = 317,36 - 2,5.2,5 = 311,05 (mm)

IV – xác định thông số trên các trục: kiểm tra bôi trơn, chạm trục:

1 - Kiểm tra bôi trơn:

Với vận tốc vòng nhỏ hơn 12m/s Ta chọn phơng pháp bôi trơn là phơng pháp ngâmdầu

- Với bánh răng cấp nhanh:

Mức dầu tối thiểu cách tâm là:

2

67 , 300

36 , 322 4

1 2

Vậy điều kiện bôi trơn là thoả mãn

2 - Kiểm tra điều kiện chạm trục:

Ta có:

15 2 , 0

92805 ]

[ 2 ,

1 , 1409594 ]

[ 2 ,

22 , 815 ( )

2

7 , 77 2

67 , 300 212 2

2

d a a

sb III a w

ứng suất xoắn cho phép [] = 12…20 MPa

II – xác định thông số trên các trục: tính thiết kế trục:

Tính toán thiết kế trục nhằm xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ

Tính thiết kế trục tiến hành theo các bớc sau:

- Xác định tải trọng tác dụng lên trục

- Tính sơ bộ đờng kính trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

- Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục

1 - Xác định sơ bộ đờng kính trục:

Trục I:

31 , 4 ( )

15 2 , 0

92805 ]

[ 2 ,

77 , 439195 ]

[ 2 ,

1 , 1409594 ]

[ 2 ,

2 - Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Từ đờng kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2

Ta có:

b0, mm 19 27 37

Chiều dài mayơ bánh đai:

Bánh 1: lm12 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).30 = (36…45) lấy lm12 = 58 (mm)

Bánh 2: lm22 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).50 = (60…75) lấy lm22 = 58 (mm) Bánh 3: lm23 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).50 = (60…75) lấy lm23 = 78 (mm) Bánh 4: lm32 = (1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).75 = (90…112,5) lấy lm32 = 78 (mm)Chiều dài mayơ khớp nối:

Chọn cách nối trục đàn hồi:

92805 2 2

w

t   

1192 , 26 ( )

9775 , 0

'' 21 ' 25 20 3130 cos

.

0 1

1 1

68

, 63 68 221

157 , 20013 5

, 63 65 , 1981 68

26 , 1192 221

5 , 63 68

, 1192 65

, 1981 68

, 845

F F R

963

F R

R Ax   Bx t    



Chiều giả thiết là đúng

 Tính mômen uốn tổng và mômen t ơng đ ơng:

Mômen tổng quát:

xj yj