1 NGUYỄN văn DU

Lời Nói Đầu Đồ án chi tiết máy môn học ngành khí, môn học không giúp sinh viên có nhìn cụ thể , thực tế kiến thức học mà sở quan trọng cho chuyên nghành Do lần đâu tiên làm quen với công việc tính toàn thiết kế chi tiết máy với sợ hiểu biết hạn chế , dù cố gắng tham khảo tài liệu môn Song làm sinh viên tránh khỏi sai sót Sinh viên chúng em kính mong hướng dẫn bảo tận tình thầy cô môn giúp cho sinh viên ngày tiến Cuối e xin chân thành cảm ơn thầy cô Đặc biết thầy Vũ Thế Truyền tận tình hướng dẫn bảo trực tiếp giúp cho e hoàn thành môn học Thái nguyên ngày … tháng … năm 2016 Sinh viên Nguyễn văn Du MỤC LỤC CHƯƠNG I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 : Chọn động 1.1.1: Xác định công suất cần thiết động Công suất cần thiết tính theo công thức = (1) Pct :công suất cần thiết trục động (kw) Pt : công suất tính toán máy trục công tác (kw) : hiệu số chuyển động Hiệu suất truyền động ᶯ = = 0.95 0.99 = 0.833 ta có : Tmm = 1,5T1 =3 T1 = T2 = 0,77T1 = 1,54 Pt = = = 6,25 = = = 1,21 Thay vào (1) ta : = =1,21 =9 1.1 : Xác định sơ số vòng quay đồng động = = = =31,84 = = 31,84.10.3 =955,2 (v/phut) 1.1.3 : Quy cách chọn động cơ: Động chọn pải thảo mãn điều kiện : ≥ ≈ Ta có : Pct = (kw) nsb = 955,5 (v/phut) Tra bảng phục lục trang P 1.3 (trang 273) ta : Các thông số kĩ thuật động sau : Pđc = 11 (kw) ; nđc = 970 (v/ph) ; kết luận : kiểu động 4A160S6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế 1.2 Phân phối tỷ số truyền 1.2.1 Tỷ số truyền chung Ut = = = 30,46 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động = Có Chọn = 0,7332 =3 → → cho truyền = = = 3,2 = 10,1 mà = → = 3,1 Tính lại giá trị un theo uh hộp giảm tốc Un = = uh = 10,1 ; uđ = ; u1 = 3,2 ; u2 = 3,1 1.2.2 : Tính toán thông số trục 1.2.2.1 công suất tác động nên trục + Trên trục công tác = = = 6,25 +Trục III = = = 6,37 (kw) = = 6,7(kw) +Trục II = + Trục I = = = 7(kw) 1.2.2.2 số vòng truc + Tốc độ quay động đc = 970 (kw) + Tốc độ quay trục Ӏ = = = 323,3 (v/phut) + Tốc độ quay trụcӀӀ = = = 101 (v/phut) Tốc độ trục ӀӀӀ = = =32,5 (v/phut) Momen xoắn trục = 9,55 +Trục I = 9,55 = 9,55.106 = 206773,8(N.mm) +Trục II = 9,55 = 9,55.106 = 633541,8(Nmm) = 9,55.106 = 1871800(Nmm) +Trục III = 9,55 1.2.2.3 Bảng kết tính toán Trục Động Ӏ ӀӀ ӀӀӀ Thông số Công suất ( P) 6,25 Tỷ số chuyền (u) Số vòng quay( n) Momen xoắn( T) 6,7 3,2 970 323,3 206773,8 6,37 3,1 101 633541,8 32,5 1871800 Chương :Tính toán thiết kế truyền 2.1 Thiết kế truyền đai 2.1.2 Chọn loại đai Do chế độ làm việc truyền đai làm việc va đập nhẹ ca tương đương 16h Cho nênđai làm việc phả icó độ bền cao, thêm vào phải đảm bảo yêu cầu kinh tế giá thành phải tối thiểu Cho nên ta chọn đai vải cao su 2.1.3 Xác định thông số truyền 2.1.3.1: Tiết diện đai Б a Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 =160mm , l =800mm, A =138mm2 bt =14mm , b =17mm , h =10,5mm , y0 =4,0mm vận tốc đai v = = 2,7 (m/s) nhỏ vận tốc vmax =25 m/s với =0,02 đường kính bánh đai lớn d2 =ud1(1 - ) = 3.160(1 - 0,02) = 470,4mm chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500mm tỉ số truyền thực tế ut = = = 3,1 = = 3,3 chọn sơ khoảng cách trục a = d2 = 500mm, theo công thức chiều dài đai l = 2a + 0,5 (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4a) =2.500 +0,5 (160 +500) + (500 - 160)2 / (4.500) = 2130mm chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2240mm nghiệm số vòng chạy giây i= = = 1,2s 10s Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240mm : a =( + )/4 với = 2240 - 0,5.3,14(160 + 500) = 1363,8 =(d2 - d1)/2 =(500 -160)/2 = 180 , a = 657,2mm theo trị số hệ tải trọng động Kđ góc ôm = 180 - 57(500 - 160)/657 = 1500 2.1.3.2 : Xác định đai z: z = P1Kđ / ([P0 C C1CuCz) Kđ = 1,25 ; với = 1500, C = 0,92 với l/l0 = 2240/2240 =1, C1 = với u = 3, Cu =1,14 mix = 1200 = 180 - 57(d2 - d1)/a [P0] = 2,71 kW (v = 2,7 m/s, d1 = 160mm ) Pl /[P0] = 7/2,71 Cz = 0,93 Do z = 7.1,25/(2,71.0,92.1.1,14.0,93) =3,3 lấy z = đai chiều rộng bánh đai theo( 4.17 bảng 4.21) B = (z - 1)t +2e =(4 -1)19 +2.12,5 =82mm Đường kích bánh đai da =d + 2h0 = 160 +2.4,2 = 168,4mm 2.1.3.3 : Xác định lực căng ban đầu lực căng trục : F0 =780PlKđ/(vC z) + Fv Fv =qmv2 ( định kì điều chỉnh lực căng ), với qm =0,178 kg/m Fv =0,178.2,72 = 1,29 N , đo F0 =780.7.1,25/(7,2.0,92.4) + 1,29 =258N theo lực tác dụng nên trục Fr = 2F0zsin( 1/2) = 2.258.4sin(1500/2) = 1993N 2.1.3.4 : kết tính toán (P1 =7(KW) , n1 =323,3 (vg/phut) , u = ) THÔNG SỐ Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ d1 mm 160 Đường kính bánh đai lớn d2 mm 500 Chiều rộng bánh đai B mm 82 Chiều dài l mm 2240 Số đai z Tiết diện đai b ( ) Lực tác dụng lên trục (N) 1993 2.2 Tính toán thiết kế truyền Trong : truyền bánh 2.2.1 Chọn vật liệu : - Do công suất truyền tải không lớn ,không có yêu cầu đặc biết vật liệu , để thống trongthiết kế chọnvật liệu haicấp hau cụ thể chọn thép 45 cải thiện ,phôi rèn Đồng thời để tăng khả chạy mòn ,nên nhiệ tluyện bánh lớ n đạt độ rắn thấp độ rắn bánh nhỏ từ 10 15 đơn vị • + ( 10 … 15 ) HB • Bánh nhỏ : + Thép 45 ithiện + Đạt độrắn HB = ( 241 … 285 ) + Giới hạn bền : + Giới hạn chảy : = 850 MPa = 580 MPa Chọn độ rắn bánh nhỏ : = 260 • Bánh lớn : + Thép 45 tô icải thiện + Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 ) + Giới hạn bền : = 750 MPa + Giới hạn chảy : = 450 MPa Chọn độ rắn bánh lớn : = 250 2.2.2 Xác định ứng suất cho phép : Ứng suấ ttiếp xúc cho phép [ ] ứng suất uốn cho phép [ ] xác định côngthức : [ ] = [ Trong : ( 1) ] = , ( 2) ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn chophép ứng với số chu kì sở , – hệ số an toànkh tính tiếp xúc vàu ốn Tra bảng 6.2 với thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350 = 2HB + 70 10 = 1,06 ( trục gia công máy tiện với = 2,5 … 0,63 ) = 1,2 – hệ số tăng bền bề mặt trục , bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt ,cơ tính vật liệu : = 1,1 … 1,25 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng (10.10) ta có : =0,76 ; = 0,73 – hệ số tập trung ứng suất uốn, xoắn Theo bảng ( 10.12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra : = 1,76 ;  = 1,54 = = 2,31 ; Tra bảng (10.11) : Chọn : = 2,52 ; = 2,52 ; = = 2,1 = 2,03 = 2,03 để tính : = = = = = 2,15 = 1,74 56 Vậy ta có : = = = 7,48 = = = 39,45 = = = 7,3 =7,3 [ s ] = 1,5 … 2,5 Vậy trục III thỏa mãn điều kiện mỏi 2.3.7.4 kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh : Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột ( chẳng hạn mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh = Trong : [ ] = = [ ] = 0,8 = 0,8 340 = 272 ( MPa ) A,Trục I : 57 = = =  = 229,12 = = 25,2 = = = 233,24 MPa [ ]= 272 MPa Trục I thỏa mãn độ bền tĩnh B, Trục II : = =  = = = = 314,99 = 74,84 = = 240,61 MPa [ ] = 262,26MPa [ ] =272MPa Trục II thỏa mãn độ bền tĩnh C, Trục III : = =  = = = = 599,90 = 216,7 = = 272MPa 58 Trục III thỏa mãn độ bền tĩnh 2.3.7.5 kiểm nghiệm trục độ cứng : Kích thước trục xác định theo độ bền không đảm bảo đủ độ cứng cần thiết cho làm việc bình thường truyền ổ,cũng độ xác cấu Vì cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ cứng a Tính độ cứng uốn : Điều kiện đảm bảo độ cứng uốn : f [f] [ ] Trong : [ f ] – độ võng cho phép ; [ ] – góc xoay ( góc nghiêng đường đàn hồi trục cho phép Có thể lấy [ f ] ; [ [ f ] = 0,01 m ; [ ] sau : ] = 0,005 rad Trong trục ta thấy trục II trục chịu tải trọng lớn ,ta thấy mặt cắt bánh nguy hiểm = = bánh có d = 36 ( mm ) = = = 82447,95 (mm ) Thay số vào công thức bảng 10.14 ta : = 0,0058 ( mm) , Vậy f = = 0,023 ( mm ) = 0,024 mm 59 f [ f ] = 0,01 Thỏa mãn điều kiện độ cứng uốn b Tính độ cứng xoắn : Trên trục II có đoạn hai bánh chịu xoắn ,tại có rảnh then Góc xoắn tính theo công thức: = [ ] Trong : G – mođun đàn hồi trượt G = 8.1 – momen quán tính độc cực MPa = = l – chiều dài đoạn trục tính , l = 120 mm k= với : h = d = 36 mm hệ số = 0,5 ( đoạn trục có rảnh then ) T = 102672,43 ( N.mm )  k= = = 1,8 60 = 164895,91 ( ) Vậy góc xoắn = : = = 30’ 0’’ = 0,50 [ ] = 30’ Vậy điều kiện thỏa mãn độ cứng xoắn 2.4 Tính toán thiết kế Ổ Lăn 2.4.1 Chọn loại ổ lăn : Dựa vào yêu cầu thiết kế đặc tính loại ổ ( khả tiếp nhận tải trọng hướng tâm , tải trọng dọc trục, khả tải , khả quay nhanh giá thành tương đối ) chọn loạiổ bi đỡ - chặn dãy 2.4.2 Chọn cấp xác ổ lăn: Chọn cấp xác ổ lăn : ; Độ đảo hướng tâm , : 20 ; Giá thành tương đối : c Chọn kích thước ổ lăn : Chọn ổ theo khả tải động : Chọn kích thước ổ theo tải trọng n 10 vg/ ph Khả tải động =Q tiến hành ổ có vòng quay tính theo công thức : ( 11.1 ) Trong : Q – tải trọng động quy ước , kN; L – tuổi thọ tính triệu vòng quay ; 61 m – bậc đường cong mỏi thử ổ lăn , m= ( ổ bi ) Gọi tuổi thọ ổ tính : = Tra bảng 11.2 trị số tuổi thọ nên dùng ổ lăn sử dụng thiết bị : = 16000  = = = 1368 triệu vòng – Xác định tải trọng quy ước : Q = ( X.V +Y ) ( 11.3 ) Trong : , – tải trọng hướng tâm tải trọng dọc trục , kN V – hệ số kể đến vòng quay , vòng quay V = – hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ , = nhiệt độ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11.3 trị số X – hệ số tải trọng hướng tâm; Y – hệ số tải trọng dọc trục ;  Trục I : Từ phần tính trục ta có : 62 =1 = 105 C =0 = 1339,31 ( N ) = 981,86 ( N ) = 431,14 ( N ) = 1159,7 ( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = = So sánh : > = 1660,66 ( N ) = 1237,24 ( N ) suy Căn vào Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi Khi để tính chọn ổ = 90 ; =0 =0 ;Y=1 ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu d ,mm ổ D, mm b=T,mm r , mm , mm C , kN , kN 36206 30 62 16 1,5 63 0,5 18,2 13,3 Theo công thức (11.3 ) với Q = X V = , tải trọng quy ước : = 1 1660,66 = 1660,66 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : =Q =1660,66 = 17,4 KN < C = 18,2 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động  Trục II : Từ phần tính trục ta có : =0 = 2447,42( N ) = 1206,31( N ) = 3168,29( N ) = 4961,8( N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = = = 2728,56 ( N ) = 5887,06 ( N ) 64 So sánh : > suy Căn vào Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi Khi để tính chọn ổ = 90 ; =0 =0 ;Y=1 ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 36 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 Kí hiệu d ,mm ổ D, mm b=T,mm r , mm 36207 72 17 36 Theo công thức (11.3 ) với Q = X V 2,0 , mm 1,0 C , kN 24,0 = , tải trọng quy ước : = 1 5887,06 = 5887,06 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : =Q =5887,06 = 21,35 KN < C = 24,0 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động  Trục III : Từ phần tính trục ta có : =0 = 3239,97( N ) = 6445,55( N ) = 2242,84 ( N ) 65 , kN 18,1 = 6051,11 N ) Tổng phần lực tác dụng vào ổ : = = = 7214,05 ( N ) = = = 6453,39 ( N ) So sánh : > suy Căn vào Đối với ổ bi chặn – đỡ : Khi Khi để tính chọn ổ = 90 ; =0 =0 ;Y=1 ; =0;X=1 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 70 mm ta chọn sơ ổ lăn theo bảng P2.12 : Kí hiệu d ,mm ổ D, mm b=T,mm r , mm 36214 125 24 70 Theo công thức (11.3 ) với Q = X V 2,5 , mm 1,2 C , kN 63,0 = , tải trọng quy ước : = 1 7214,05 = 7214,05 ( N ) Theo công thức ( 11.1 ) khả tải động : =Q =7214,05 = 22,15 KN < C = 24,0 KN Vậy ổ chọn thỏa mãn khả tải động 66 , kN 55,9 Chọn ổ theo khả tải tĩnh : Đối với ổ lăn không quay làm việc với số vòng quay n < vg/ph ,tiến hành chọn ổ theo khả tải tĩnh nhầm đề phòng biến dạng hư ,theo điều kiện Trong : – khả tải tĩnh , cho bảng tiêu chuẩn ổ lăn; – tải trọng tĩnh quy ước , kN xác định Đối với ổ bi chặn – đỡ tính theo ( 11.19 ) : = + Trong : ; - hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 ta = 0,6  Trục I : Theo ( 11.19 ) với  = Như Vậy < =0 = 0,6 1237,24 = 742,344 ( N ) = 1660,66 ( N) = 1,66066 KN < = 1660,66 N = 13,3 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Fs31 Fr31 Fr30 Fs30 Fat  Trục II : 67 Theo ( 11.19 ) với  = Như Vậy < =0 = 0,6 5887,06 = 2534,23 ( N ) = 7214,05 ( N) = 7,21405 KN < = 7214,05 N = 18,1 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Fs31 Fr31 Fr30 Fs30 Fat  Trục III : Theo ( 11.19 ) với  = Như Vậy < =0 = 0,6 6453,39 = 3532,23 ( N ) = 1660,66 ( N) = 1,66066 KN < = 1660,66 N = 13,3 KN khả tải tĩnh ổ đảm bảo Fs31 Fr31 Fr30 Fs30 Fat 68 Kết Luận Kiến Nghị *KẾT LUẬN: • Sau trình học tập nghiên cứu em biết cách chọn động cơ, tính toán truyền đai, thiết kế truyền gồm thông số bánh côn bánh rằn trụ, tính toán thiết kế trục ổ lăn • Xong trình tính toán nhiều chỗ chưa hợp lý, sai số lớn * KIẾN NGHỊ : • Tài liệu : đầy đủ rõ ràng dễ hiểu • Thời gian : phù hợp đủ thời gian để hoàn thành tập giao 69 Tài liệu tham khảo [1] Trịnh Chất , Lê Văn Uyển – tính toán thiết kế hệ dẫn động khí , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 2001 [2] Nguyễn Trọng Hiệp – chi tiết máy , tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội , 1994 [3] Ninh Đức Tôn – Dung sai lắp ghép Nxb Giáo dục Hà Nội , 2004 70 [...]... 10 10 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) d Với bánh răng 1 và động cơ ta có : = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = 25 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30 = ( 36… 45 ) mm = 45 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30 = ( 36 … 45 ) mm = 45 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = ( 1, 2 … 1, 5 ) 19 = ( 22,8 … 28,5 ) mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) 45 = ( 54 … 67,5 ) mm = 65 mm Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi : = ( 1, 4 … 2,5 ) = ( 1, 4... 2.3.5 Tính Trục I : 2.3.5 .1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : = 14 13 ( N ) , = 0,2 = 312 3,77 ( N ) ; =0 = 0,2 312 3,77 = 624,754 ( N ) Theo phương x :  =0 ; = = 19 5 – = 59,5 = 0 = 4 31, 14 ( N ) Theo phương y : =–  19 5 + 59,5 + = 64,5 – =0 = N =  + = – + – – + =0 = 11 59,7 – 624,754 + 312 3,77 = 13 39, 31( N ) = – + =0 29 = 11 59,7  = – = 14 13 – 4 31, 14 = 9 81, 86 ( N ) Chiều giải thiết... suy ra Theo bảng (6 .15 ) : Theo bảng (6 .16 ) : =1, 02 = 0,006 = 38 19 = + v = 0,006 38 2,83 = 5 ,12 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : =1+ Thay số liệu vào ta có : =1+ =1, 15 Theo (1 ) ta được : = Thay các số liệu vào : = = 1, 02 .1 1 ,15 =1, 173 = 274 1, 52 0,86 = 332,82MPa Xác định chính xá cứng suất tiếp xúc cho phép : Ta có với : v = 2,83 m/s 2,5 m/s , = 1với cấp chính xác... 0, 016 ( tra bảng 6 .15 ) = 56( tra bảng 6 .16 ) Suy ra : + = 0, 016 56 2,83 =20,09 – hệ sốkể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn =1+ =1+ =1, 47 21 Do đó : = Ta có : = 0 = 1, 74 => => = = 1, 05 1, 27 1, 47 = 1, 96 = = 1 = 0,57 = 1 Số răng tương đương : = = = 32 = = = 10 4 Theo bảng 6 .18 ta được : = 3,80 , Với hệ số dịch chỉnh =0 = = 3,60 Với m = 3 thì : = 1 độ nhạy cảm của vật... + 19 ) + 15 + 20 = 64,5 ( mm ) Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất : = 0,5 ( + )+ + = 0,5 ( 11 0 + 25 ) + 15 + 20 = 10 2,5 ( mm ) + Xác định chiều dài các đoạn trục Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả : = 0,5 ( = + + 0,5 ( )+ + + )+ = 0,5 ( 40 + 19 ) + 15 + 15 = 59,5 ( mm ) = 59,5 + 0,5 ( 40 + 65 ) + 15 = 12 7 ( mm ) 28 = + + 3 +2 + = 40 + 65 + 3 15 + 2 15 + 15 = 19 5(mm)... nhưng không vượt quá 1, 25 [ = = 527,39 1, 25 [ ] ] • Kiểm tra sơ bộ ứng suất : 1, 25 [ ] = 1, 25 518 ,18 = 647, 73 MPa Theo : = 60c = 13 527,39 =>Thỏa mãn yêu cầu = Vì do đó: = = 1 và Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều [ ] = [ ] = = 267,43 MPa [ ] = = 257 ,14 MPa =1 =1 , sơ bộ xác định được : Ứng suất quá tải cho phép : [ = 2,8 = 2,8 580 = 16 24 MPa [ = 2,8 = 2,8 450 = 12 60 MPa [ = 2,8 =... = 19 mm Ta có : = = = 50206,62 ( N.mm )  = = = 29,32 ( mm ) Xuất phát từ yêu cầu và công nghệ , lắp ghép và độ bền ,kết hợp lắp có độ dôi để lắp các chi tiết quay trên trục ( tra bảng 9 .1 và 9.2 ) ta chọn đường kính đoạn trục I : 31 Đường kính lắp bánh răng trụ Đường kính lắp ổ bi: = = 34 mm ; = 30 mm 32 ; RBy RAy B A C Fa1 RAx RBx Fr1 Fk Ft1 64,5 59,5 13 5 RAy T1 Fk A RAx RBy Fa1 B C Ft1 Fr1 RBx 15 715 8,798... 332,82 =493,65MPa < [ = 12 60MPa Theo (6.49) : = =44,89 2,2 =98,76MPa ... : Tmm = 1, 5T1 =3 T1 = T2 = 0,77T1 = 1, 54 Pt = = = 6,25 = = = 1, 21 Thay vào (1) ta : = =1, 21 =9 1. 1 : Xác định sơ số vòng quay đồng động = = = = 31, 84 = = 31, 84 .10 .3 =955,2 (v/phut) 1. 1.3 : Quy... 1, 25 ; với = 15 00, C = 0,92 với l/l0 = 2240/2240 =1, C1 = với u = 3, Cu =1, 14 mix = 12 00 = 18 0 - 57(d2 - d1)/a [P0] = 2, 71 kW (v = 2,7 m/s, d1 = 16 0mm ) Pl /[P0] = 7/2, 71 Cz = 0,93 Do z = 7 .1, 25/(2, 71. 0,92 .1. 1 ,14 .0,93)... công thức ( 10 10 ) = ( 1, 2 … 1, 5 ) d Với bánh động ta có : = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = 25 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30 = ( 36… 45 ) mm = 45 mm = ( 1, 2 … 1, 5 ) Lấy = ( 1, 2 … 1, 5 ) 30