THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
Khoa Cơ Khí
Bộ môn THIẾT KẾ MÁY
BÀI TẬP LỚN Môn CƠ HỌC MÁY
ĐỀ SỐ:

PHƯƠNG ÁN SỐ:

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, Ft (N)
: 2000
Vận tốc xích tải, v (m/s)
: 5
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13
Bước xích tải, p (mm)
: 110
Thời gian phục vụ, L (năm)
: 3
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu   5 %.
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  H  480MPa .
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  F  240MPa .
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo trục  1F  50MPa .
Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220.
Bộ truyền đai thang (số 2) đặt nằm ngang.
---------------------------------------------------------------------------------------------------------------Trong các chương sau có sử dụng các tài liệu tham khảo sau:
[1] Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
[2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 – Trịnh Chất

[3] Động cơ điện Việt Nam Hungary
Tài liệu tham khảo có thể download từ trang E learning.


Chương 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện :
* Công suất cực đại trên trục xích tải :
Pmax 

Ft  v 2000  5

 10kW
1000
1000

* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):
  d .br . k .ol2  0.96  0.98 1 0.9952  0.931

* Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pct 

Pdt





10
 10.74kW

0.931

* Chọn động cơ :
Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn
ud  2  5 và ubr  3  5
Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
u  ud .ubr  2  5  3  5  6  25

Số vòng quay trục xích tải
nm 

6.10 4  v 6.10 4  5

 209 .8v / ph
pc  Z
110  13

Số vòng quay dự kiến của động cơ
ndc  nm .u  209.8  6  25  1260  5250v / ph .

Căn cứ theo Pct , ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo
động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]).
Có 2 lựa chọn là:
 3K160S2 Pdc=11KW ndc= 2940v/ph
 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph
=> Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph
Ghi chú: nếu có nhiều loại động cơ để lựa chọn thì nên ưu tiên loại động cơ có ndc  1500v/ph
vì đây là loại động cơ phổ biến nhất trên thị trường.

1.2 Phân phối tỉ số truyền :
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
u  ud .ubr 

ndc 1460

 6.96
nm 209.8

Do ud  2  5 , ta chọn trước :
ud  2  ubr 

u 6.96

 3.48
2
ud

Công suất trên trục dẫn xích tải
Pm  10 kW

Công suất trên trục II của HGT
PII 

Pm

 k ol



10
 10.05kW
1 0.995

Công suất trên trục I của HGT
PI 

PII

 br ol



10.05
 10.31kW
0.98  0.995

Công suất trên trục động cơ
Pdc 

PI

d



10.31
 10.74kW
0.96

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:
Trục
Công suất P(KW)
Tỉ số truyền

Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGTTrục dẫn xích tải
10.74

10.31

Uđ=2

10.05
Ubr=3.48

10
Uk=1

Số vòng quay n(v/ph)

1460

730

209.8

209.8

Moment xoắn T(N.mm)

70251

134877

457471

455195

Lưu ý: Công thức tính mômen xoắn T  9.55  106

P
n


Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1 Thông số ban đầu khi thiết kế bộ truyền đai thang
Theo bảng số liệu từ chương 1
* Thông số đầu vào : P1 = 10.74 kW; n1 = 1460 v/ph; T1 = 70251 Nmm; u = 2
* Theo hình 4.22 tài liệu [1] => ta chọn đai thang loại B.
* Theo bảng 4.3 tài liệu [1] ta có bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10.5 mm; y0 = 4 mm; A = 138
mm2; L = 800..6300 mm; T1=40..190Nm ; dmin = 140..280 mm
2.2 Trình tự thiết kế :
2.2.1 Tính d1 :
Ta có dmin = 140 mm => chọn d1 = 1.2 dmin = 1.2  140 = 168 (mm)
=> chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 180 (mm) (trang 152 tài liệu [1])
2.2.2 Vận tốc vòng :
v1 

 .d1.n1

60000



  180  1460
60000

 13,763(m / s )  [v]  25(m / s )

=> chấp nhận d1 = 180 (mm)
2.2.3 Tính d2 :
Chọn  = 0.02  d2 = ud  d1  (1 - ) = 2 180 (1 – 0.02) = 352,8 mm
=> chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 355 mm
2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a (trang 153 tài liệu [1])
vì ud  2 nên chọn khỏang cách trục sơ bộ a = 1,2d2 = 426 mm
2.2.5 Kiểm tra điều kiện khỏang cách trục
2(d1  d 2 )  a  0,55(d1  d 2 )  h  2(180  355)  a  0,55(180  355)  10.5  1070  a  305

=> a sơ bộ thoả điều kiện
2.2.6 Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ :


L  2a 

 .(d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2
 (180  355) (355  180) 2

 2  426 

 1710mm

2
4a
2
4  426

Theo tiêu chuẩn (trang 127 tài liệu [1]), ta chọn L = 1800 (mm)
2.2.7 Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây
i

v1 13,763
1
1

 7,65  i   10
L
1,8
s
s

2.2.8 Tính chính xác lại a theo L tiêu chuẩn:
2







 d  d1 
 L  d 2  d1    L  d 2  d1   8 2


2
2




 2 
a
4

2

2

2



 355  180 





1800  355  180   1800  355  180  8
2
2
2







a
 471,7mm  472mm
4

2.2.9 Góc ôm đai 1 :
1  180 

0
57(d 2  d1 )
57(355  180)
 180 
 1590 1 > 120 => d2, d1, a thỏa điều kiện cho phép.
a
472

2.2.10 Tính số đai Z :
Z

P1
[ P0 ].C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv

+ P1 = 10,74 kW
+ [P0] = 4 kW
 1
 1,24  (1  e 110 )

+ C
+ Cu = 1.13

(L0 = 2240 mm – bảng 4.21b tài liệu [1])
159
 1,24  (1  e 110 )

 0.948 (trang 151 tài liệu [1])

(Bảng 4.9 tài liệu [1])

+ CL  6 L  6 1800  0.964 (trang 152 tài liệu [1])
L0

2240

+ Cz = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) (trang 152 tài liệu [1])
+ Cr = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 4.8 tài liệu [1])
+ C v  1  0.05  (0.01v 2  1)  1  0.05  (0.01  13.763 2  1)  0.955 (trang 151 tài liệu [1])


Số dây đai thang cần thiết
=> Z 

10.74
 3.36
4  0,948  1,13  0,964  0,9  0,9  0,955

Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn Cz )

2.2.11 Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai (trang 63 tài liệu [2]):
Chiều rộng bánh đai :
B = ( Z - 1 )  e + 2f = ( 4 - 1 )  19 + 2  12.5 = 82 mm
Đường kính ngoài bánh đai:
da = d + 2b; ( b = 4.2)  da = 160 + 24.2 = 168.4 (mm)
2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục :
Lực căng đai ban đầu : (do đai thang nên ứng suất căng ban đầu 0 = 1.5 MPa)
Fo = 0  Z  A = 1.5  4  138 = 828 N
Lực tác dụng lên trục:
Fr  2 F0 sin(

1

159
)  2  828  sin(
)  1628N
2
2

2.3 Thông số của bộ truyền đai thang:
P1 (kW)

n1 (v/ph)

F0 (N)

Fr (N)

10.74
Z

4

1460
d1 (mm)
180

828
d2 (mm)
355

1628
a (mm)
472

1 (0)
159
L (mm)
1800

u
2
B (mm)
82


Chương 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG
3.1 Số liệu ban đầu:
Công suất truyền P1 = 10.31 kW
Mômen xoắn T1 = 134877 Nm

Tỉ số truyền u = 3.48
Số vòng quay trục dẫn n1 = 730 v/ph
Ứng suất cho phép:
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  H  480MPa
Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  F  240MPa
3.2 Trình tự thiết kế:
3.2.1 Khỏang cách trục a
a  43u  13

K H T1

 ba  H  02u

(công thức 6.90 tài liệu [1])

Do HB<350 và bánh răng lắp đối xứng nên chọn  ba  0.4 (bảng 6.15 tài liệu [1])
 bd 

 ba u  1
2



a  43  3.48  13

0.43.48  1
 0.9 (trang 228 tài liệu [1]). Chọn KH = 1.04 (bảng 6.4 tài liệu [1])
2
1.04  134877
 146mm

0.4  480 2  3.48

3.2.2 Chọn mô đun:
mn  0.01 ~ 0.02 a  1.46 ~ 2.92mm

Chọn theo tiêu chuẩn mn = 2 mm (trang 195 tài liệu [1])
3.2.3 Số răng bánh nhỏ:
Z1 

Vì

2.a. cos  2  146  cos 

mn (u  1)
2  3.48  1

80    200

nên 30,62  Z1  32,27 chọn Z1 = 32 răng.

3.2.4 Số răng bánh lớn:


Z 2  u.Z1  3.48  32  111.36 chọn Z2 = 112 răng

3.2.5 Kiểm tra lại số vòng quay trục xích tải :
nmtt 

ndc
n

 dc 
u  u d ubr

1460
 207,28v / ph
355
112

1801  0,02 32

Sai số so với số vòng quay mong muốn
n 

nmtt  nm
nm

 100 

207,28  209,8
209,8

 100  1.2%  n  5%

3.2.6 Góc nghiêng răng :
 mn Z 2  Z1  
1  2  112  32  
0
0
'
"

  cos 
  9.49  9 29 40.29
2.a
 2  146 



  cos 1 

3.2.7 Bề rộng bánh răng :
b   ba .a  0.4  146  58,4 mm chọn b=59mm

3.2.8 Đường kính vòng chia bánh nhỏ :
d1 

mn .Z1
2  32

 64.89mm
cos 
cos 9.49 0

3.2.9 Đường kính vòng chia bánh lớn :
d2 

mn .Z 2
2  112

 227,11mm
cos 

cos 9.49 0

3.2.10 Khoảng cách trục :
a

d1  d 2 64,89  227,11

 146mm
2
2

3.4 Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Số răng
Góc nghiêng
Đường kính vòng chia

a = 146 mm
mn = 2 mm
Z1 = 32 răng
 = 9,490
d1 = 64.89 mm

Z2 = 112 răng
( = 9029’40.29”)
d2 = 227.11 mm


Đương kính vòng đỉnh răng

da1 = 68.89 mm da2 = 231.11 mm
Đương kính vòng chân răng
di1 = 59.89 mm di2 = 2223.61 mm
b2 = 59 mm
Bề rộng bánh răng
b1 = 63 mm
(bề rộng b2 bằng bề rộng tính toán ở trên, bề rộng b1 lớn hơn b2 từ 4-6mm)
3.5 Lực ăn khớp
Lực vòng Ft1  Ft 2 

2.T1 2  134877

 4157 N
d1
64.89

Lực dọc trục Fa1  Fa 2  Ft1. tan   4157  tan 9,49  695N
Lực hướng tâm Fr1  Fr 2 

Ft1. tan  nw 4157  tan 20 0

 1534 N
cos 
cos 9.49 0


Chương 4:
THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Vẽ sơ đồ trục:
Sơ đồ chọn chiều dài các trục

Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục

4.2 Thiết kế trục dẫn:
Ứng suất mõi uốn của vật liệu chế tạo trục [F]-1 = 50 Mpa;
4.2.1 Chọn kích thước chiều dài trục
Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 63 mm ; Chọn sơ bộ Bổlăn = 20 mm ;


4.2.2 Thay trục bằng dầm sức bền:

Với T1 = 134877 Nm ; Fr = 1628 N ; Ft1 = 4157 N; Fr1 = 1534 N;
Fa1 = 695 N; M a1  Fa1

d1
64.89
 695 
 22550 Nmm
2
2

4.2.3 Tính phản lực gối tựa.
Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A


 M XA   Fr .76  M a1  Fr1.65  RBY .130  0
Phản lực tại gối B theo phương đứng
R BY 

76.Fr  M a1  65.Fr1 76  1628  22550  65  1534


 11,3 N
130
130

Phương trình cân bằng lực theo phương Y

  F Y   Fr  RAY  Fr1  RBY  0
Phản lực tại gối A theo phương đứng

R AY  Fr  Fr1  R BY  1628  1534   11.3  3173,3 N

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A


 M YA  65.Ft1  130.RBX  0
Phản lực tại gối B theo phương ngang
R BX 

65
4157
Ft1 
 2078,5 N
130
2

Phương trình cân bằng lực theo phương X
  FX  RAX  Ft1  RBX  0
Phản lực tại gối A theo phương ngang
R AX  Ft1  R BX  4157  2078,5  2078,5 N

4.2.4 Vẽ biểu đồ nội lực

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)


Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)

Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)

4.2.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng
M td  M X2  M Y2  0.75.T 2  23285 2  135103 2  0.75  134877 2  180108 Nmm

4.2.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm.

Ký hiệu tiết diện 1 – 3 là trục 1, tiết diện thứ 3 (từ trái sang phải)
d13  3

M td
180108
3
 33mm
0.1 F 1
0.1  50

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên chọn d13  35mm Từ d13 ta chọn các đường kính
còn lại d11 = 28mm; d12 = 30 mm; d14 = 30 mm.

Chương 5:
THIẾT KẾ Ổ LĂN
5.1 Thiết kế ổ trên trục dẫn

Lực hướng tâm tác động lên ổ A
2
2
FrA  R A  R AX
 R AY
 2078,52  3130,45 2  3758 N

Lực hướng tâm tác động lên ổ B
2
2
FrB  RB  RBX
 RBY
 2078,5 2  31,55 2  2079 N

Lực dọc trục Fa1 hướng vào ổ B.
Lập tỉ số
Do

Fa1
695

 0.33  0.3
FrB 2079

Fa1

 0.3
FrB

vậy chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy. Theo bảng P2.12 trang 263 tài liệu [2], do ngõng

trục của trục 1 theo phần tính trục có d=30, chọn 2 ổ loại 46X06 có  = 260 (tr 381 tài liệu [1]).
Ký hiệu 46106 46206 46306
C(kN)
11,2
17,2
25,6
C0(kN) 8,03
12,2
18,17
(chú ý: kiểu 36000 có  = 120, kiểu 46000 có  = 260, kiểu 66000 có  = 360)
Theo bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e = 0,68. Lắp kiểu chữ “O”.Lực dọc trục phụ
FSA = e.RA = 0.68  3758 = 2555 N
FSB = e.RB = 0.68  2079 = 1414N
Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A
 FaA  FSB  Fa1  1414  695  719 N
Vì

F

aA

 FSA nên chọn lại  FaA  2555 N

F
2555

 0.68  e nên tra bảng 11.3 tài liệu [1]  X = 1; Y = 0
Lập tỉ số  aA 
V .FrA

1  3758

Tải trọng tương đương trên ổ A.
Q A   X .V .FrA  Y . FaA .K .K
với V  K  K  1
Q A  1  1  3758  0  2555  1  1  3758 N  3,758kN

Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B
 FaB  FSA  Fa1  2555  695  3250 N
F
3250
 1,56  e nên X = 0.41; Y = 0,87
Lập tỉ số  aB 
V .FrB

2079

Tải trọng tương đương trên ổ B

QB  0.41  1  2079  0.87  3250   1  1  3680 N  3,68kN


Do Q A  QB nên ta tính cho ổ A. Do ổ bi nên m  3
Tuổi thọ ổ
L

60.n1.Lh
10

6



60  730  3  300  1  8
10 6

 315,36

triệu vòng

Hệ số khả năng tải động
Ctt  Q A 3 L  3,758  3 315,36  25,58

kN

Tra bảng chọn ổ 46306 có C  25,6kN  Ctt
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,5; Y0 = 0,37
Q0 A  X 0 FrA  Y0  FaA  0,5  3758  0,37  2555  2824 N =2,84kN
Q0 A  FrA  3,758 kN

Chọn Q0Amax = 3,758 kN < C0 =18,17kN. Vậy ổ đủ bền tĩnh.
Hết Bài tập lớn


TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN

Môn CƠ HỌC MÁY
ĐỀ SỐ 2

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

v

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1- Động cơ điện; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ; 4- Bộ truyền xích ống
con lăn; 5- Bộ phận công tác (Băng tải).
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên băng tải, F(N): 5000
Vận tốc băng tải, v(m/s):
5
Đường kính tang dẫn của băng tải, D (mm): 460.
Thời gian phục vụ, L(năm):
3.
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8
giờ)
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu   5 %

Ứng suất tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  H  480MPa
Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  F  240MPa

Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220
Bộ truyền xích (số 4) đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được, khoảng cách

trục a  40 pC
Chương 1 :
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện:
Ft  v 2000  5

 10kW
1000
1000

Pmax 

* Công suất cực đại trên trục xích tải :
* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):
    x .br . k . ol2  0.93  0.98 1 0.9952  0.902

* Công suất cần thiết trên trục động cơ : Pct 

Pdt





10
 11.08kW
0.902

* Chọn động cơ : Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn u x  2  5 và ubr  3  5
Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống u  ud .ubr  2  5  3  5  6  25
Số vòng quay trục xích tải nm 

6.10 4  v 6.10 4  5

 207 .6v / ph
 D
  460

ndc  nm .u  207.6  6  25  1245  5190v / ph .Căn cứ theo Pct

Số vòng quay dự kiến của động cơ

, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện
Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]). Có 2 lựa chọn là 3K160S2 Pdc=11KW ndc= 2940v/ph
và 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph => Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph
1.2 Phân phối tỉ số truyền :
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống u   u d .ubr 
Ta chọn : u x  2  ubr 

ndc 1460

 7.03
nm 207.6

u  7.03

 3.52
2

ud

Công suất trên trục dẫn xích tải Pm  10 kW
Công suất trên trục II của HGT PII 
Công suất trên trục I của HGT PI 
Công suất trên trục động cơ Pdc 

Pm

 k ol
PII

 br ol

PI

x






10
 10.05kW
1 0.995

10.05
 10.31kW
0.98  0.995

10.31
 11.08kW
0.93

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:


Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGTTrục dẫn xích tải

Trục

11.08

Công suất P(KW)

10.31

Ubr=3.52

Tỉ số truyền

10.05

10

Ux=2

Uk=1

Số vòng quay n(v/ph)

1460

414.8

207.4

207.4

Moment xoắn T(N.mm)

72475

237369

462765

460463

Lưu ý: Công thức tính mômen xoắn T  9.55  106

P
n

Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN
2.1 Thông số ban đầu
Theo bảng số liệu chương 1
 Thông số đầu vào : P1 = 10.31 kW; n1 = 414.8 v/ph; T1 = 237369 Nmm; ux = 2

 Điều kiện làm việc: đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được, khoảng
cách trục a  40 pC
2.2 Trình tự thiết kế:
 Chọn xích 1 dãy  Kx =1
 Chọn số răng Z1  29  2u  29  2  2  25 răng > Zmin = 11 răng


Số răng Z 2  u.Z1  2  25  50 răng < Zmax = 120 răng



Hệ số điều kiện sử dụng (trang 180 tài liệu [1])
 Kr =1.2 (va đập nhẹ)


Ka = 1 ( a  40 pC )







K0 = 1 (đặt nằm ngang)
Kb = 1.5 (bôi trơn định kỳ)
Kdc = 1 (đĩa xích điều chỉnh được)
Klv = 1 (làm việc 1 ca)



Hệ số răng đĩa dẫn K Z 



Hệ số vòng quay trục dẫn K n 

K  K r K a K 0 K b K dc K lv  1.2  1  1  1.5  1  1  1.8
25 25

1
Z1 25
n01
400

 0.964 (Lưu
n1
414.8

ý chọn n01 sao cho gần giá trị

n1 nhất)
K .K Z .K n
1.8  1  0.964
P1 
 10.31  17.9kW
Kx
1



Công suất tính toán Pt 



Tra bảng 5.4 tài liệu [1] chọn bước xích tiêu chuẩn pc  25.4mm có [P0]=19kW.



Theo bảng 5.2 tài liệu [1], kiểm tra số vòng quay n1  414,8  nth  800v / ph


Z1 pc n1

25  25,4  414,8



Vận tốc vòng v 



Đường kính vòng chia d1 



Lực vòng Ft 

6  10

4



6  10 4

 4,39m / s

pc
25,5
 202,66mm

 180 
 180 

 sin 
sin 
 25 
 Z1 

2T1 2  237369

 2343N
d1
202,66
2

2

2a Z 2  Z1  Z 2  Z1  pc
50  25  50  25  1

 117,9 mắt
X 
 2  40 





2
2
2
pc

a
 2  40





Số mắt xích




Chọn X=118 mắt
Tính chính xác lại a
2
2


Z  Z1
Z  Z1 

 Z  Z1  
 X  2
a  0.25 pc  X  2

  8 2

2
2 

 2  


2
2

50  25
50  25 

 50  25  
 0,25  25,4118 
 118 
  8
  1017,33mm

2
2 


 2  



Để xích không bị căng ta giảm khoảng cách trục a  0.002 ~ 0.004 a  2 ~ 4mm
Chọn a = 1015mm
Z1n1 25  414,8

 5,86 s 1
15 X
15  118

<[i]=20 s-1 (bảng 5.6 tài liệu [1])



Số lần va đập trong 1 giây i 



Lực tác động lên trục (công thức 5.19 tài liệu [1]) Fr  K m Ft  1,15  2343  2695 N



Chú ý: do bề rộng đĩa xích thướng rất bé nên phải làm bề rộng moay ơ lớn. Thông
thường chọn bề rộng maoy ơ lm  0,8 ~ 1,5d với d là đường kính trục.

(phần TK bánh răng nón sẽ bồ sung sau)