Đồ Án chi tiết máy Đề số 1 (phương Án 3) thiết kế trạm dẫn Động băng tải

LỜI NÓI ĐẦU Trong hoạt động kỹ thuật, thiết kế máy là một quá trình sáng tạo ra một loại máy mới hoặc cải tiến từ các loại máy, chi tiết đã có, đòi hỏi người thiết kế phải nắm vững nhữ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

-    -

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Giảng viên hướng dẫn : PGS.TS Trần Ngọc

Hiền

LỜI NÓI ĐẦU

Trong hoạt động kỹ thuật, thiết kế máy là một quá trình sáng tạo ra

một loại máy mới hoặc cải tiến từ các loại máy, chi tiết đã có, đòi hỏi người

thiết kế phải nắm vững những kiến thức lý thuyết và biết chắt lọc từ những kinh

nghiệm thực tế

để có thể đưa ra phương án, phương pháp thiết kế tối ưu nhất cho ý

tưởng của mình

về loại máy, chi tiết mà mình định thiết kế

Một loại máy thiết kế ra phải đảm bảo được những yêu cầu kỹ thuật,

chủ yếu là: độ bền, độ cứng, khả năng chịu mỏi , đồng thời cũng phải đảm

bảo chi phí sản xuất cho phù hợp, tức là thỏa mãn tính kinh tế Trong công cuộc phát

triển đất nước hiện nay, để có một nền sản xuất tiên tiến thì không thể thiếu sự

trợ giúp của trang thiết bị máy móc hiện đại, đây là quá trình tất yếu của phát

triển Và trong quá trình khai thác, sử dụng các máy móc không tránh khỏi những

hỏng hóc do nguyên nhân chủ quan lẫn khách quan tác động đến Do vậy trong

quá trình thiết

kế, người kỹ sư cần phải tính toán sao cho một máy mới chế tạo ra

phải đạt an toàn cao nhất cho máy đó Điều đó sẽ giảm bớt chi phí sữa chữa, thay thế

các chi tiết máy hoặc phải thay thế cả máy đó Do đó, việc thiết kể trạm dẫn

động băng tải

cũng phải đáp ứng được các tính kỹ thuật, tính kinh tế, đảm bảo máy

hoạt động được hiệu suất cao nhất, sự an toàn tối đa cho máy và người sử dụng

Thiết kế chi tiết máy là môn học đầu tiên nhằm cung cấp những kiến

thức căn bản nhất cho sinh viên ngành cơ khí để thiết kế một loại máy cơ khí

nào đó

Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo trong bộ môn Thiết kế máy

đã hướng dẫn, giúp đỡ em để bài thiết kế được hoàn chỉnh Do đây là

lần đầu em thiết

kế nên việc mắc phải những thiếu sót trong bài thiết kế là không

tránh khỏi Kính mong thầy và các bạn có những ý kiến phê bình, góp ý để bài thiết kế

của em được hoàn thiện hơn

Chương I : Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

Chương II : Tính toán thiết kế các bộ truyền

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm

Thiết kế bộ truyền xích

Chương III : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI Tính trục

Chương IV: Thiết kế gối đỡ trục Thiết kế ổ lăn

Chương V: CẤU TẠO VỎ H ỘP VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Thiết kế hộp vỏ giảm tốc

ĐỀ SỐ 1 (Phương án 3) THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Họ và tên : Bùi Xuân Bách

Lớp : Cơ điện tử 2 – K60

MSV : 191340111

Chương I : Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

I.Phần tính toán chọn động cơ

1 Các thông số cho trước

- Lực vòng trên băng tải : 250 (kg)

- Hiệu suất của bộ truyền xích : 𝜂 x = 0,92

- Hiệu suất một cặp bánh răng trụ răng nghiêng : 𝜂br = 0,97

- Hiệu suất của một cặp ổ lăn :𝜂ol = 0,993

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống : 𝜂 = η𝑜𝑙4 η𝑏𝑟3 η𝑥=0,81

-

- Tải trọng tương đương:

3 2

1

2 1

t t

t

t P t

P t

2 1

t t

t

t P t

P t

7 , 2

= 3,31 ( kW )

- Vòng quay của trục máy công tác là:

- nlv = 60000.vп.D = 3 , 14 350

4 , 1 60000

= 76 ( vòng/phút )

- Trong đó:

- V: là vận tốc băng tải(m/s)

- D: là đường kính trong(mm)

Tra bảng P1.1 trang 234 sách thiết kế

- Chọnđược động cơ kiểu : K132M4

Tra bảng 3.1(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

Chọn uh = 8 ta có u1= 3,08; u2= 2,60

Trong đó: u1 là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh

u2 là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

ut = ux.u1.u2 = 2,38.3,08.2,60 = 19,032

013 , 19

013 , 19 032 ,

7 , 2

ol III

P





- Công suất trên trục I là:

)

( ol br

II II

I

II

I

P P

16 , 469

=180,45 ( vòng/phút )

nlv =

38 , 2

45 , 180

18 ,

96 , 2

7 , 2

= 340081,77 (N.mm)

Chương II : Tính toán thiết kế các bộ truyền

I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp nhanh:

1.Chọn vật liệu :theo bảng 6.1

Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB < 350: cụ thể theo bảng 6.1 ta chọn: Bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285

Có: b1  850MPa , ch1 580MPa ,chọn HB 245

Bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện,đạt độ rắn HB= 192 240

Có: b2  750MPa , ch2 450Mpa ,chọn HB 230

2.Tính ứng suất cho phép:

a, Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

S

lim 0

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí)

ta có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn

, 2 4

, 2 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1 1

10 4 , 1 230 30

30

10 6 , 1 245 30

30

HB N

HB N

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti = 2.4.280.7 = 15680 giờ

7 1

7 3

3 3

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

7 3

3 3

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

1 560

1 lim

H HL o

H H

S K



1 , 1

1 530

2 lim

H HL o

H H

S K

c.60

NHE  i  i max 3 i i



Flim

- KFC là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt KFC = 1

- YS =hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF và như sau: = 1,8.HB và SF =1,75 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

6 2

7 6

6 6

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

7 6

6 6

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

m max i

FE 60.c T /T t .n

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

75 , 1

1 441

1 lim

F FL o

F F

S K



75 , 1

1 414

2 lim

F FL o

F F

S K

.

.

ba H

H u

K T

07 , 1 68 ,

=> lấy aw1 = 94 mm

b, Xác định các thông số ăn khớp:

Theo 6,17: m = (0,01÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).94 = 0,94  1,88 mm

Theo bảng 6.8 chọn modun pháp m = 1,5 mm

Chọn sơ bộ  = 100 do đó cos = 0,985, theo 6.31 số răng bánh nhỏ:

Z1 = 2.aw1.cos/[m.(u+1)] = 2.94.0,985/[1,5.(3,08+1)] = 30,25

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

ZH = 2.cosb/sin2tw = 2.cos(12,52)/sin(2.20,509) = 1,715

- Theo (6.37),  = bw.sin/(.m) = 0,3.94.sin(13,34)/(  1 , 5) = 1,38

- Trong đó bw1 =ba aw1 = 0,3.110 = 28,2 mm

- Z = 1/  1/1,74 0,76

- Vì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/30 +1/92 )] 0,973

) 1 08 , 3 (

32 , 1 22536,68 2

76 , 0 715 , 1

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

Theo 6.1 với v = 3,48 < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

Ra = 2,5 – 1,25 m Do đó ZR = 0,95 với da < 700 mm, KXh = 1, do đó theo

6.1 và 6.1a:

[H] = [H].Zv.ZR.KxH = 495,45.1.0,95.1 = 470,25 Mpa

Như vậy H < [H], thoả mãn điều kiện cho trước, do đó bánh răng nghiêng ta

tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc

d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo (6.43):

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất

uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F]

hay: F [F]

Mà

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1

1 1

, 99 ) /(cos

8 , 3 57

, 32 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F v

F v

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109)

.

15 , 1 37 , 1 17 , 1 68 , 22536 2

46 2 , 28 42 , 8 1

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F

w w F Fv

.

(Trang 106) ta có cấp chính xác động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:

Tính toán thiết kế ) ta được KF =1,4

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F =

0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73 Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF  = 1,17

 KF = KF  KF  KFv = 1,4.1,17.1,15 = 1,84

5 , 1 46 2 , 28

8 , 3 57 , 0 904 , 0 84 , 1 68 , 22536 2

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

MPa MPa

F F

F F

7 , 241 07

, 79

1 , 257 46

, 83

2 2

1 1









e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4

Thay số vào công thức (*) ta có:

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H max

H

K K

698 , 110 4 , 1 07 , 79

464 844

, 116 4 , 1 46 , 83

1260

63 , 485 4 , 1 410,43

max 2 2

2 max

max 1 1

1 max

max 2 max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo

được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

Mm Đường kính đỉnh răng da1

da2

+, da1 = d1 + 2.m = 46 + 2.1,5 =

49 mm +, da2 = d2 + 2.m = 142+ 2.1,5 =

145 mm

Đường kính chân răng df1

S

lim 0



Trong đó: - là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2

- KHL là hệ số tuổi thọ

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí)

ta có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn

, 2 4

, 2 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1 1

10 4 , 1 230 30

30

10 6 , 1 245 30

30

HB N

HB N

HO

HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti = 2.4.280.7 = 15680 giờ

7 1

7 3

3 3

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

T /T  t .n

c.60

NHE  i  i max 3 i i

7 2

7 3

3 3

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

1 560

1 lim

H HL o

H H

S K



1 , 1

1 530

2 lim

H HL o

H H

S K

- là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFC là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt KFC = 1

- YS =hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF và như sau: = 1,8.HB và SF =1,75 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

KFL=

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

6 2

7 6

6 6

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

7 6

6 6

8

2 ) 3 , 0 ( 8

4 ) 8 , 0 ( 8

2 1

1 441

1 lim

F FL o

F F

S K



75 , 1

1 414

2 lim

F FL o

F F

S K

m max i

FE 60.c T /T t .n

3, Tính toán các thông số của bộ truyền cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo (6.15a):

aw2 = Ka.(u2 + 1) 3  

2 2 2

.

.

ba H

H u

K T

07 , 1 64730,58 = 110,3 (mm)

 lấy aw2 = 125 mm

b, Xác định các thông số ăn khớp:

Theo 6,17: m = (0,01  0 , 02).aw2 = (0,01  0 , 02).125 = 1,25  2,5 mm

Theo bảng 6.8 chọn modun pháp m = 2 mm

Chọn sơ bộ  = 100 do đó cos = 0,985, theo 6.31 số răng bánh nhỏ:

Z1 = 2.aw2.cos/[m.(u+1)] = 2.125.0,985/[2.(2,6+1)] =

Lấy z1 = 34

Số răng bánh lớn:

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

ZH = 2.cosb/sin2tw = 2.cos(11,81)/sin(2.20,45) = 1,73

- Theo (6.37),  = bw2.sin/(.m) = 0,3.125.sin(12,58)/(  2) = 1,3

10,765

- Vì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/34 +1/88 )] 0,976 = 1,71

) 1 59 , 2 (

24 , 1 64730,58

2 765 , 0 73 , 1

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

Theo 6.1 với v = 1,64 < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

Ra = 2,5 – 1,25 m Do đó ZR = 0,95 với da < 700 mm, KXh = 1, do đó theo 6.1 và 6.1a:

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất

uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F]

hay: F [F]

Mà

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

2 2

1 2

, 94 ) /(cos

8 , 3 57

, 36 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F v

F v

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109)

.

065 , 1 37 , 1 17 , 1 58 , 64730 2

64 , 69 5 , 37 2 , 5 1

2

1

2 1

1

u

a v g

K K T

d b K

w o F F

F F

w w F Fv

.

6.13 (Trang 106) ta có cấp chính xác động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập

1: Tính toán thiết kế ) ta được KF =1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F =

0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF  = 1,17

 KF = KF  KF  KFv = 1,37.1,17.1,065 = 1,71

2 64 , 69 5 , 37

8 , 3 58 , 0 91 , 0 71 , 1 58 , 64730 2

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :

MPa MPa

F F

F F

7 , 241 54

, 80

1 , 257 01

, 85

2 2

1 1









e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4

Thay số vào công thức (*) ta có:

, 112 4 , 1 54 , 80

464

014 , 119 4 , 1 01 , 85

1260

6 , 474 4 , 1 401,11

max 2 2

2 max

max 1 1

1 max

max 2 max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo

được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2 1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2 2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H max

H

K K

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

Đường kính đỉnh răng da1

da2

+, da1 = d1 + 2.m = 69,64 + 2.2

= 73,64 mm +, da2 = d2 + 2.m = 180,33+ 2.2

= 184,33 mm Đường kính chân răng df1

df2

+, df1 = d1 – 2,5 m = 69,64 - 2,5.2 = 64,64mm

+, df2 = d2 - 2,5.m =180,33 - 2,5.2 = 175,33 mm

III: Thiết kế bộ truyền xích

1 Chọn loại xích phù hợp với khả năng làm việc:

Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn ở

con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn

xích ống, chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng

Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với

vận tốc yêu cầu

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

a, Chọn số răng đĩa xích:

- Số răng tối thiểu của đĩa xích ( thường là đĩa chủ động ) đảm bảo lớn hơn

zmin(13-15):

- Theo bảng 5.4 (trang 80):

Với tỷ số truyền u=2,38, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25

Từ số răng đĩa xích nhỏ ta tìm được số răng đĩa xích lớn:

Z2 = u.z1= 2,38.25 = 59,5  zmax ( zmax = 120 với xích con lăn )

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

Pt = P.k.kz.kn  [P]

Trong đó : - Pt : công suất tính toán (kw)

- P : công suất cần truyền (kw)

- [P]: công suất cho phép (kw)

200

= 1,11

- k: hệ số sử dụng

k = k0.ka.kdc.kd.kc.kbt

+ k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

+ ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ kdc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

+ kbt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+ kd : hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng

+ kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Các thông số trên được tra trong bảng 5.6:

+ k0  1 : Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc 0  60

+ ka  1 : Do chọn khoảng cách trục a=(30 50)p