Mục lục.
trang
Lời nói đầu. 2
PhầnI.Tính động học hệ dẫn động. 3
I.Chọn động cơ. 3
II.Phân phối tỷ số truyền. 5
III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6 dẫn động.
IV.Bảng kết quả. 7
PhầnII.Thiết kế chi tiết. 7
I.Thiết kế bộ truyền. 7
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng. 7
B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 16
C.Thiết kế bộ truyền xích. 22
II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối. 26
A.Chọn khớp nối. 26
B.Thiết kế trục. 27
C.Chọn ổ lăn. 45
PhầnIII.Thiết kế kết cấu. 52
I.Kết cấu vỏ hộp. 52
II.Kết cấu một số chi tiết. 53
III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai. 56
PhầnIV.Tài liệu tham khảo. 59
Lời nói đầu
Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Và là cơ sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ…
Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.
Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao và được ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như : than đá, cát, sỏi, thóc…
Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít .
ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường cong.
Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành được đồ án được giao.
Song với 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 trong bộ môn thầy giáo
và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Lê Văn Uyển.
PhẦnI.Tính động học hệ dẫn động.
I.Chọn động cơ.
1.Chọn loại động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,
là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.
Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc.
Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và cos(j) thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được.
Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:
- Động cơ điện.
. 2. Bộ truyền bánh răng.
3. Bộ truyền trục vít – bánh vít
4. Băng tải.
5. Khớp nối.
2.Tính công suất động cơ.
-Ta có: (I.1).
-Mà (I.2).
Tra bảng 2.3 (trang 19…).ta được
; ; ;
(z1=2).
Thay tất cả vào công thức 1.2 ta được
-Vì tải trọng là thay đổi ta có:
-Tính tải trọng ngoài.
-Thay lại công thức (1.1) ta được
3.Chọn nsb của động cơ.
-Ta có: (1.3)
-uh là tỉ số truyền của hộp giả tốc bánh răng trục vít:uh=45460
-ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux=245
Vậy
-Tốc độ quay của bánh công tác
mà
Vậy ta chọn nsb của động cơ là :nsb=1500(v/ph).
*Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lượng của động cơ không phải làchỉ tiêu được quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn là mô men mở máy phải lớn .Do đó ta chọn động cơ loại k.Cụ thể tra bảng (P1.1).Ta chọn động cơ K132M4 có các thông số sau đây:
+Pđc=5,5(KW).
+nđc=1445(v/ph).
+h=0,86
+
+
+Khối lượng của động cơ m=72(kg).
+tra bảng 1.4 ta được đường kính của động cơ là:D=32mm.
II.Phân phối tỉ số truyền.
-Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí:
(1.4)
Mà
Chọn sơ bộ ux=2,5
-Mà (1.5)
Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta chọn C=0,9.Dựa vào uh=53,77 gióng lên ta có được ubr=2,2.Thay lại công thức (1.5) ta được.Ta chọn .Vậy
-Thay công thức(1.4) ta được tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích
III.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục của hệ dẫn động.
1.Tính công suất (P).
2.Tính số vòng quay n.
3.Tính mô men xoắn trên các trục (T).
-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n là:
-Trên trục động cơ:
-Trên trục bánh răng 1:
-Trên trục 2(bánh răng trục vít).
-Mô men xoắ trên trục 3.
-Mô men trên trục ra (trục 4).
IV.Lập bảng tổng kết.
Phần II.Thiết kế chi tiết.
I.Thiết kế bộ truyền.
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1.Chọn vật liệu.
-Vì công suất trên bánh dẫn P=4,96 (KW) không quá lớn.Bộ truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về .vậy theo quan điểm thông nhất hoá và dựa vào bảng 6.1/91 ta chọn.
+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=2414285,có úb1=850MPa, úch1=580MPa.
+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=1924240, úb2=750MPa, úch2=450MPa.
Thoả mãn điều kiện H1≥ H2+(10415).
2.Tính các ứng suất cho phép.
2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]và ứng suất tiếp xúc cho phép [úF].
[úH]= (úHlim0 /sH).ZR.ZV.kxH.KHL
[úF]=( úFlim0/sF).YR.YS .KXF.KFL
-Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ.
ZR.ZV.kxH=1
YR.YS .KXF =1
Vậy các công thức trên trở thành.
[úH]= (úHlim0 /sH). KHL (II.1)
[úF]=( úFlim0/sF). KFL (II.2)
+úHlim0, úFlim0 là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có được
úHlim0 =2.HB+70 , sH=1,1 (II.3)
úFlim0=1,8.HB , sF=1,75 (II.4)
Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245
Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2=230
Thay lại các công thức (I.3),(I.4) ta được.
úFlim10=2.HB1+70=2.245+70=560 (MPa)
úFlim20=2.HB2+70=2.230+70=530 (MPa)
úFlim10=1,8.HB1=1,8.245=441 (MPa)
úFlim20=1,8.HB2=1,8.230=414 (MPa)
+ KHL, KFL hệ số tuổi thọ.
*Ta có số chu kỳ cơ sở NH0=30.HB2,4
→ NH01 =30. HB12,4=30.2452,4=1,6.107
→ NH02 =30.HB22,4=30.2302,4=1,39.107
Số chu kỳ ứng suất tương đương NHE,NFE.
ta có c1=c2=1,n1=1445(v/ph),n2=656,82(v/ph)
Mà ta có:
→KHL2=1.
-Thay toàn bộ lại công thức (I.3).ta có
Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng
→ [úH]=min[[úH1], [úH2]]=481,82(MPa).
*Tương tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất uốn của thép C45 là NF0=4.106.
NFE chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
(II.5)
Tra bảng vật liệu 6.4/93.ta được mF=6 vậy (I.5)có dạng
Ta có C1=C2=1,n1=1445(v/ph))≥n2→NFE1≥NFE2
Mà ta có:
NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL2=1.
NEF1≥ NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL1=1.
-Thay lại công thức (II.4).Ta có
2.2.ứng suất quá tải cho phép.
3.Xác định các thông số của bộ truyền.
Tính khoảng cách trục aw.
-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục được xác định như sau.
(I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.
+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94).
+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=32781[MPa]
+ [úH]=481,82[MPa]
+u=2,2.
+Tra bảng 6.6/95 ta được
+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 →kHB=1,015.
Thay toàn bộ lại công thức (I.6) được
Quy tròn ta lấy
4.Xác định các thông số ăn khớp.
4.1.xác định mô đun (m).
Ta có Tra theo dãy tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,5 (mm).
4.2.Xác định số răng .
-Bánh răng thẳng b=0.
Có
Ta chọn Z1=41(răng).
Mà Z2=u.Z1=2,2.41=90,2.Ta chọn Z2=90 răng.
Khi đó thoả mãn.
4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).
Z1=41>30.Nhưng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho trước.
+y là hệ số dịch chỉnh tâm.
+Hệ số
Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10a→kx=0,568.
Mà
→tổng hệ số dịch chỉnh (mm).
-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.
5.Kiểm nghiệm răng.
5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
-ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức
(II.6)
+zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc zM=274(MPa)(1/3)
+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với
→zH=1,68.
+.Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức (6.36a/103)
vì
Với
Thay lại ta có
+kH:Hệ số quá tải
Với hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng.Tra bảng 6.7/96 được.
hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng
hệ số tả trọng động .
Tra bảng 6.15/105 có ọH=0,006.g0=56
,
Thay lại ta được
Tra bảng 6.17/106.
-mặt khác ta lại có:
+Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,Ra=2,541,25(μm) →ZR=0,95.
+ZV=0,85.V0,1=0,85.4,730,1=0,99.
+Đường kính vòng đỉnh răng da1 =1,5.90+2.(1+0,84)/1,5 =138(mm)<700(mm). →KXH=1 →[úH].ZR.ZV.KXH=481,82.0,95.0,99.1=453(MPa)> úH=410,3(MPa). Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn. 5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn. *Bánh răng 1. Để thoả mãn về độbền uốn thì (II.7) T1=32781(MPa),bW =30(mm).dW1=62,5(mm). + +Bánh răng thẳng +YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107→YF1=3,48 +KF:hệ số tải trọng uốn. KF=KFb.KFỏ.KFV KFb=1,04(tra ở bảng 6.7/96). KFỏ =1(vì bánh răng thẳng). Mà Tra bảng6.15và 6.16/105có Tra ở 6.17/106) Thay lại (II.7) +Ta lại có [úF1]=252(MPa). YR=1. YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05. Vì → [úF1].YR.YS.KXF=252.1,05.1.1=265(MPa)> úF1=85,25(MPa). Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn. *Bánh răng 2. [úF2]= [úF1].YF2/YF1. Tra bảng 6.18→YF2=3,56. →[úF2]=85,25.3,56/3,48=87,21(MPa). Có [úF2]=236,57(MPa) → [úF2].YR.YS.KXF=236,57.1,05.1.1=148,4(MPa).>úF2=87,21(MPa). Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 được thoả mãn. 5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải. -Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì. +Ta có +Tra ở bảng 6.13/104 Thoả mãn. -Để đề phòng dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thi cần có: Ta có Tra bảng 6.14/105 *Vậy các điều kiện bền được thoả mãn. 6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng. Thông số Kích thước 1.Số răng Z1=41 Z2=90 2.Khoảng cách trục chia. a=98,5mm. 3.Khoảng cách trục. aW=100mm. 4.Đướng kính chia. d1=62mm. d2=135mm. 5.Đường kính đỉnh răng da1=66 da2=140 6.Đường kính đáy răng df1=60mm df2=133 7.Đường kính cơ sở db1=58 mm db2=127 mm 8.Góc prôfin góc ỏ=200. 9.Góc prôfin răng ỏt=ỏ=200. 10.Góc ăn khớp ỏWt=22,690. 11.Hệ số trùng khớp ngang ồỏ=1,4 12.Hệ số dịch chỉnh X1=0,4mm X2=0,84mm. 13.Chiều rộmh răng bW1=30mm. bW2=28mm 14.Tỉ số truyền. u=2,2 15.Góc nghiêng răng b=00. 16.Mô đun m=1,5mm. 7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng. B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 1.Chọn vật liệu. -Tính sơ bộ vận tốc trượt ntheo công thức 7.1/145 →Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau. Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.úpmh 10_4_4.TảI trọng là trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn HRC=45. 2.Xác định ứng suất cho phép. Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít. 2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]. -Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [úH] được tra theo bảng 7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức →[úH]=212(MPa). 2.2.Ứng suất uốn cho phép [úF]. -[úF] đươc tính theo theo công thức [úF]= [úF0].KFL +[úF0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít được tôi,bộ truyền quay 1 chiều →[úF0]=0,25.úb+0,08.úch Vật liệu làm bánh vít là úp AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có được úb=600(MPa),úch=200(MPa). →[úF0]=0,25.600+0,08.200=166(MPa). +KFL hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9/147). Mà Thay lại công thức ban đầu có -Ứng suất quá tải. Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên [úH]max=2.úch=2.600=12009MPa). [úF]max=0,8.úch=0,8.600=480(MPa). 3.Tính toán truyền động trục vít về độ bền. 3.1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. -Khoảng cách trục aW. (II.8) +z2 là số răng bánh vít.Chọn số mối răn trục vít z1=2→z2=u.z1=25.2=50. Thoả mãn đìêu kiện 28 +q hệ số đường kính trục vít.Chọn theo điều kiện q≥0,25.z2=0,25.50=12,5 Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5. +T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=14214129(N.mm). +KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ KH=1,15. Ta chọn aW=200(mm). -Tính mô đun trục vít. Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.Ta chọn m=6,3(mm). -Hệ số dịch chỉnh. Thoả mãn -0,7 3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau. (II.9) +Tính chính xác lại [úH]. Ta có →chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc có [úH]=228(MPa). +Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền. Trong đó Tra ở bảng 7.4 ta có được ử=2,70. +KH hệ số tải trọng. Trong đó KHb hệ số phân bố tảI trọng kgông đều. Tra bảng 7.5 ta có Ө=190.Hệ số biến dạng của trục vít. T2m mô men trung bình. Thay lại Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn được cấp chính xác gia công là cấp 8. Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn được KHV=1,2. →KH=1.1,2=1,2. +Mô men xoắn trên bánh vít là: Thay lại công thức (II.9). Thoả mãn. 3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn. -Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá giá trị cho phép. +mn:mô đun pháp của răng mn=m/cosó=6,3/cos8,440=6,379(mm). Mà KFb=KHb=1.KFV=KHV=1,2→KF=1.1,2=1,2. +d2=m.z2=6,3.50=315(mm).Đường kính vòng chia bánh vít. +b2 chiều rộng vành răng bánh vít.b2≥0,75. da1=0,75.m(q+2)=0,75.(6,3.(12,5+2)=68,5.Chọn d2=70(mm). +Ta có zV=z2/cos3ó=50/cos8,440=51,66. Dựa vao zV tra bảng 7.8/152 ta được YF=1,45. Thay lại công thức (II.10).Ta được 3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải. Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá giá trị cho phép. Trong đó [úH]=206(MPa).Kqt=1,7. [úH]MAX=1200(MPa). Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít,ứng suất uốn cực đại không được vượt quá 1 giá trị cho phép. Mà úF=24,829(MPa),Kqt=1,7, [úFMAX]=480(MPa). 3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền. Thông số Kích thước 1.Khoảng cách trục aW=200 mm. 2.Hệ số dịch chỉnh bánh vít x2=0,49 mm. 3.Đường kính vòng chia d1=78,75 mm. d2=315 mm. 4.Đường kính vòng đáy df1=63,63 mm. df2=306 mm. 5.Đường kính ngoài của bánh vít. daM2=324,5 mm. 6.Chiều rộng bánh vít. b=70 mm. 8.Góc ôm ọ=67,810. 9.Tỉ số truyền. u=25 10.Hiệu suất của bộ truyền. ỗ=0,72 . 11.Góc vít. ó=8,440. 12.Mô đun bánh vít m=6,3 mm. 13.Hệ số đường kính trục vít. q=12,5 mm. 3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít. Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi. -Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2). Công thức thiết kế +ỗ=0,72→P1=39,9/0,72=5,43(kW). +kt=13.Hệ số toả nhiệt. +ứ=0,28.Hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp. +Hệ số b. +Ktq hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt.Ta chọn được Ktq=21. +[td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dưới bánh vít →[td]=900. +chọn t0=200. 3.7.Tính lực trong bộ truyền trục vít. 3.8.Bộ truyền luôn đảm bảo điều kiện bôi trơn vì trục vít nằm dưới. C.Thiết kế bộ truyền xích. 1.Chọn vật liệu. Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn xích ống con lăn. 2.Xác định các thông số của bộ truyền xích. 2.1.Chọn số răng đĩa xích. Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại tỉ số truyền của xích u=2,44. Tra bảng 5.4/78 ta được z1=25(răng) →z2=u.z1=2,44.25=61(răng). Ta thấy z1≥z1min=15(răng).z2£z2max 2.2.Xác định bước xích (t). -Bước xích t được chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp suấp p0 trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện . Trong đó kZ=Z01/Z1=25/25=1. kn=n01/n1=50/26,27=1,90(chọn n01=50v/ph gần n1 nhất). +Hệ số sử dụng k được tính. K=K0.Ka.Kđ/c.Kbt.Kđ.Kc Dựa vào bảng 5.6/80 ta có được b=00→k0=1. Chọn a=40.t →ka=1. Chọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích nên kđ/c=1. Tải trọng va đập nhẹ →kđ=1,2. Làm việc 2 ca →kc=1,25. Chọn môi trường làm việc có bụi,phương pháp bôi trơn nhỏ giọt với chất lượng đạt yêu cầu v = 0,18 (m/s) <4(m/s). →Kbt=1,8. Thay lại →K=1.1.1.1,2.1,25.1,8=2,7 +P=3,91 (KW). →Pt=3,91.2,7.1.1,9=20,06 (KW) £ [P]. Vậy tra bảng 5.5/79,với n01=50(v/ph),chọn [P]=22,9 (KW).Từ đó có t=50,8(mm). Tra bảng 5.8 ta thấy t 2.3.Khoảng cách trục a và số mắt xích. -Xác định sơ bộ a=40.t.40.50,8=2032(mm). -Từ khoảng cách a vứa chọn sơ bộ ta sác định được số mắt xích theo công thức . Chọn x=124(mắt xích). -Tính khoảng cách trục a. Thay số ta được. -Để xích không chịu lực căng quá lớn,khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt một lượng Äa=0,003.a=0,003.2036,6=6,6(mm). →Vậy khoảng cách trục a=2036,6-6,6=2030(mm). 3.Kiểm nghiệm xích. 3.1.Về số lần va đập. Điều kiện là Tra bảng 5.9/83 ta được [i] =15(1/s). thoả mãn. 3.2.Về độ bền. Để tránh quá tải thì. +Q tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.2/76 ta được Q=226,8(kN),q=9,7(kg). +Kđ =1,7 vì Tmm=1,7.Tdn. +Tính lực vòng Ft. Ta có Mà +FV lực căng do lực ly tâm sinh ra. +F0 lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. mà a=2,03(m)và kf=6 (do bộ truyền nằm ngang). +Dựa vào bảng 5.10/84 ta tra được [s]=7. Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta được. thoả mãn. 4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục. 4.1.Xác định các thông số của đĩa xích. -Đường kính vóng chia của đĩa xích. 4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
+KF hệ só tải trọng.KF=KFb.KFV
