thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ( đề số : 9 /2 cH-11) Phần I. Chọn động cơ. Để cho việc tìm kiếm và sử dụng đợc đơn giản, giá thành rẻ, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ ba pha là loại động cơ dễ tìm và đợc sử dụng rộng rãi ở trên thị trờng. Theo nh yêu cầu của thiết kế, động cơ làm việc với chu kỳ tải trọng thay đổi theo thời gian. Khi đó coi động cơ làm việc với công suất tơng đơng P tđ 1-Xác định công suất của động cơ. Do động cơ làm việt lâu dài chịu tác dụng của tải trọng thay đổi Có : ( ) ck ttd t tPtP PP 22 2 1 1 2 ì+ì == =P 1 ck t t p p t 2 2 1 2 1 )(+ (Công thức 2.14). Ta có : P 1 = 1000 .vF Trong đó : hiệu suất chung của hệ thống. = k . ol 3 . br . x . ot k _ Hiệu suất khớp nối trục mềm , chọn k = 0,99. ol _ Hiệu suất 1 cặp ổ lăn , chọn ol = 0,99 (bảng 2.3) br _ Hiệu suất 1 cặp bánh răng , chọn br = 0,97 (bảng 2.3) x _ Hiệu suất bộ truyền xích , chọn x = 0,92 (bảng 2.3) = 0,99 3 . 0,97. 0,97 2 . 0,99.0,99 = 0,877 Vậy : P 1 = 877,01000 42,09080 ì ì = 4,35 Kw P tđ = ( ) 0006,4 8 3.8,05,4 .35,4 2 = + Kw công suất cần thiết: P CT = 4,0006 (KW) 2-Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ . Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ đợc xác định bởi công thức: n sb =n lv . u t (Công thức 2.18) Với + n sb : Số vòng quay sơ bộ của động cơ. + n lv : Số vòng quay của trục công táckhi làm việc,có: 66,28 .280 42,06000060000 = ì = ì ì = D v n lv ( vòng/ phút) (Công thức 2.16). + u t : Tỉ số truyền của toàn bộ bộ truyền, có u t = u h . u ng u h : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc. u ng : Tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc. Từ bảng 2.4 trang 21, chọn: u h = 8 - 40 . u ng = 2 - 5 (bộ truyền xích) Số vòng quay sơ bộ là: n sb = 28,66 . (8-40). (2 -5) = 458,6 -5732 (vòng/phút) 3-Chọn động cơ. Theo các điều kiện 2.19 trang 22 và 2.6 trang 17 và dựa vào bảng P1.3 trang 237 ta chọn loại động cơ 4A00L4Y3 có P đc = 4 kW ; n đc = 1420 vòng/phút . 1 2,2= DN MAX T T ; 0,2= DN K T T ; cos 8,0= ; Kiểm nghiệm điều kiện quá tải: + động cơ ta chọn P đc = 4 (Kw) > P CT = 4,006 (KW) Và n đc =1420 (vòng/phút) n sb . + đồng thời ta có == 1 0,2 T T T T mm DN K 1,7 Vậy động cơ có nhãn hiệu 4A100L4Y3 thoả mãn yêu cầu của bộ truyền động cơ khí Vậy mô men của động cơ lúc này là: T= )(3,29524 1420 39,41055,91055,9 66 N n P dc dc = ìì = ìì 4-Phân bố tỉ số truyền. Có n đc = 1420 vòng/phút tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là: 55,49 66,28 1420 === lv dc tt n n u Do cơ cấu đồng trục và thiết kế theo điều kiện bôi trơn là chính cho nên ta phân phối tỷ số truyền : u tt = u h . u x Trong đó : chọn u x = 2,5 u h = 82,19 5,2 55,49 == x tt u u ta có : u h = 1,3 . u 2 mà u h = u 1 . u 2 = 19,82 u 2 = 3,9 ; u 1 = 5,07 5-Tính công suất P, số vòng quay n, mômen xoắn trên các trục. a-công suất: P lv = )(81,3 1000 42,09080 1000 Kw VF = ì = ì TrụcIII:(là trục bánh răng nối bộ truyền xích) )(97,3 97,099,0 81,3 0 kW p P x Lv III = ì = ì = TrụcII: )(13,4 97,099,0 97,3 0 kW P P brl III II = ì = ì = TrụcI: )(3,4 97,099,0 5 kW P P brol II I = ì = ì = b-số vòng quay trên các trục: Trục I: n 1 =n đc = 1420 ( vòng \ phút) Trục II: n 2 = n 1 \ u 1 = 1420 \ 5,07 = 280,08 (vòng \ phút) Trục III: n 3 =n 2 \ u 2 = 280,08 \ 3,9 = 71,82 (vòng \ phút) Tốc độ quay của trrục công tác :n ct = n 3 /u x = 71,82/2,5 = 28,73(vg/ph) c-mô men trên các trục: Mômen xoắn trục 1: T 1 = )(28919 1420 3,41055,91055,9 6 1 6 Nmm n P I = ìì = ì 2 Mômen xoắn trục 2: T 2 = )(3,140822 08,280 13,41055,91055,9 6 2 6 Nmm n P II = ìì = ì Mômen xoắn trục 3: T 3 = )(1,527896 82,71 97,31055,91055,9 6 3 6 Nmm n P III = ìì = ì Mômen xoắn trục Công tác : T ct = )(6,1266463 73,28 81,31055,91055,9 66 Nmm n P ct ct = ìì = ì Bảng thống kê Thông số Trục Động Cơ Trục I Trục II Trục III Công tác Công suất P(Kw) 4,39 4,3 4,13 3,97 3,81 Tỉ số truyền U U khớp = 1 u 1 =5,07 u 2 =3,9 u x =2,5 Số vòng quay n(vòng/phút) 1420 1420 280,08 71,82 28,73 Mômen xoắn T(Nmm) 29524,3 28919 140822,3 527896,1 1266463,6 Phần ii. Tính hộp giảm tốc. A. TíNH TOáN CấP chậm Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRụ RĂNG nghiêng GIữA TRụC 2 Và TRụC 3. I- Chọn vật liệu. Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92 chọn: +Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 140 217, có MPaMPa chb 340,600 11 == . +Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240, có MPaMPa chb 340,600 22 == . II-Tỉ số truyền. +Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u 2 = 3,9 III-Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp súc cho phép đợc xác định theo công thức: [ ] . lim 0 H H H s = Z R .Z v .K xh .K HL Z R :Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc . 3 Z v : Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng. K xh :Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng . K HL :Hệ số tuổi thọ. 0 limH :ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. +Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 180 350 có: 702 0 lim += HB H , S H = 1,1. HB o F 8,1 lim = , S F = 1,75. 0 lim 0 lim , FH : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. S H ,S F : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn . +Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 175Mpa +Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 190Mpa + Có: o H 1lim = 2HB 1 +70 = 2 . 190 + 70 = 450 MPa. o H 2lim = 2HB 2 +70 = 2 . 175 +70 = 420 MPa. o F 1lim = 1,8 . 190 = 342MPa. o F 2lim = 1,8 .175= 315 MPa. a-Xác định ứng suất cho phép: - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N HO = 30 . H 4,2 HB (Công thức 6.5 trang 93) - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1: N HO1 = 30 . 190 2,4 = 0.88 . 10 7 MPa - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2: N HO2 = 30 . 175 4,2 = 0,725 . 10 7 MPa - Số chu kỳ ứng suất tơng đơng: N HE = ii i tn T T c ìì ìì 3 max 60 Trong đó: + c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1. + T i ,n i ,t i : Lần lợt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng của bánh 2: N HE2 = = + ììì ckck h t t t t t t t t Lnc 2 2 2 11 2 1 1 2 .60 N HE2 = 82 10.1,58,0 8 3 8 8,4 1500008,280160 =+ìììì Ta nhận thấy N HE2 >N HO2 K HL2 =1. (hệ số tuổi thọ) Tơng tự suy ra N HE1 >N HO1 Chọn K HL1 = 1 Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là : [ ] H = H HL H S K ì 0 lim (Công thức 6.1a) (S H - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2) Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: [ ] 1H = MPa09,409 1,1 1450 = ì 4 [ ] 2H = 1,1 1420 ì =381,8 MPa. Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12) [ ] H = [ ] [ ] 2 21 HH + = 2 8,38109,409 + =395,95 MPa < 1,25 [ H2 ] . b-Xác định ứng suất uốn cho phép: + Số chu kỳ ứng suất uốn tơng đơng: N FE = 60 . c . ìì ii m i tn T T F max m F : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB 350, từ đó suy ra m F = 6. Các thông số còn lại có ý nghĩa nh các thông số ở công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ở phần trên. Có số chu kỳ ứng suất tơng đơng của bánh 2 N FE2 = ì +ì ìììì 1 2 6 1 21 6 1 1 2 60 t t T T t t T T tnc ck i N FE2 = 866 1067,1 8 3 8,0 8 5,4 11500008,280160 ì= ì+ììììì Có N FE2 > N FO2 =4.10 6 Chọn K FL2 = 1 (N F02 =4.10 6 với tất cả loại thép) Suy ra N FE1 > N FO1 Chọn K FL1 =1 (K FL hệ số tuổi thọ) Có ứng suất uốn cho phép: [ F ] = F FLFCF S KK ìì 0 lim (Công thức 6.2a) K FC : Hệ số xét ảnh hởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều K FC = 1. Có ứng suất cho phép của bánh 1: [ F ] 1 = MPa252 75,1 11441 = ìì Có ứng suất cho phép của bánh 2: [ F ] 2 = MPa5,236 75,1 11414 = ìì c-ứng suất quá tải cho phép: Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [ H ] max = 2,8 . ch (Công thức 6.13) [ F ] max = 0,8 . ch (Công thức 6.14) Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải: [ H ] max = 2,8 . ch = 2,8 . 450 = 1260 MPa. Có độ bền uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng 1: [ F1 ] max = 0,8 ch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh răng 2: [ F2 ] max = 0,8 ch1 = 0,8 . 450 = 360 MPa. IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng. a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có: 5 a w = K a (u +1) [ ] 3 2 1 baH H u KT Trong đó : K a _ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng ta có : K a = 43 MPa 1/3 ( theo bảng 6.5 trang 96) Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng , ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có ba = 0,3. Theo công thức 6.16 trang 97 ta có : bd = 0,53 ba (u + 1) = 0,53 . 0,3 . (3,9 + 1) = 0,779 Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : K H = 1,08 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều Tải trọng trên bề rộng vành răng. a w = 43( 3,9 + 1) ( ) = ìì ì 3 2 3,09,345,395 08,1140822,3 198,1 ( mm) Lấy a w = 200 mm. b-Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định môđun : m = (0,01 ữ0,02) . a W (Công thức 6.17) m = 1,9 ữ 3,8. Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn m n = 3. + Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : = 10 0 , có cos = 0,9848. * Số răng bánh nhỏ : z 1 = )1( cos2 +ì ìì um a W (Công thức 6.31) z 1 = )19,3(3 9848,02002 +ì ìì = 26,8 (răng). Lấy z 1 = 27 răng. * Số răng bánh lớn : z 2 = z 1 . u = 27 . 3,9 = 105,3 (răng) . Lấy z 2 = 106 răng. Từ đó ta có: Tỷ số truyền thực tế là : u 1 = u m = z 2 /z 1 = 106 / 27 = 3,925 a w = ( ) ( ) 6,202 9848,02 106273 cos2 21 = ì +ì = + zzm mm # a w = 200 mm Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng : cos = m . 21 2 w a zz ì + (Công thức 6.18) = 2,5 2002 )10627( ì + ì = 0,9975 Góc nghiêng của răng: = 12,63 0 Xác định hệ số dịch chỉnh Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trớc do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh x 1 =x 2 =0. c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33 H = Z M *Z H *Z 1 2 1 11 ** )1(***2 udb uKT wW H + [ H ] (Công thức 6.33). 6 Trong đó: + Z M : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp. Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép Z M = 274 (MPa) 1/3 +Z H : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có : Z H = tW b 2sin cos2ì (Công thức 6.34) Trong đó : b : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có : tg b =cos t . tg (Công thức 6.35) đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có : t = tw = arctg( ) cos tg với = 20 0 .(TCVN) t = arctg( ) 9975,0 20 0 tg = 20,45 0 tg b = cos20,45 0 . tg12,63 0 = 0,209 b =11,8 0 . Z H = )45,202sin( 8,11cos2 0 0 ì ì = 1,66. Có K H = 1,08. Từ đó ta có: + b W : Chiều rộng vành răng, có b W = ba . a W = 0,3 .200 = 60 (mm). Lấy b w = 60 mm. + Z : Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc: = m b w ì ì sin = 3 63,12sin60 0 ì ì = 1,4 >1. Nh vậy: Z = 1 (Công thức 6.36c trang 105). : Hệ số trùng khớp. Có : = cos 11 2,388,1 21 +ì ZZ (Công thức 6.38). = 9975,0 106 1 27 1 2,388,1 ì +ì = 1,7. Z = 7,1 1 = 0,766 +d W1 : Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ, có: d W1 = 1 2 + m W u a (Công thức trong bảng 6.11). d W1 = 19,3 2002 + ì = 81,6 (mm). Vận tốc dài của vành răng. Có : v = 60000 11 nd w ìì (CT 6.40) 7 v = s m 19,1 60000 08,2806,8114,3 = ìì Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8. + K H : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có: K H = K H . K H . K HV . *K H : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, K H = 1,08. *K H : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có K H = 1,13. K HV : Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp. Có: K HV = 1+ HH WwH KKT db ììì ìì 1 1 2 (Công thức 6.41). Với H = H . g o . v . 1 u a W ( Công thức 6.42) Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có : H = 0.002, g o = 73. H = 0,002 . 73 . 0,96 . 9,3 200 = 1,02 < Hmax = 380. Trong đó Hmax = 380 là giá trị có đợc khi tra bảng 6.17. Từ các giá trị trên có : K HV = 13,108,13,1408222 6,816002,1 1 ììì ìì + = 1,01. K H = K H . K H . K HV = 1,08 .1,13 .1,01 = 1,27. Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: H = 274 .1,66 .0,769 2 6,81925,360 27,1)1925,3(3,1408222 ìì ì+ìì = 377,02 (MPa). + [ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có [ H ] = 395,95Mpa Vậy H < [ H ] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: - Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ: Công thức 6.43 và 6.44 ta có : F1 = 1 1 1 2 WW FF dmb YYYKT ìì ììììì [ F1 ] ; F2 = F1 1 2 F F Y Y ì [ F2 ]. + K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có : K F = K F . K F . K FV (Công thức 6.45 trang 109). K F : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 : K F =1,17. K F : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có : K F = 1,37. 8 K FV : Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Có : K FV = 1+ FF wwF KKT db ììì ìì 1 1 2 (Công thức 6.46) Với : F = F . g o . v . 1 u a w (Công thức 6.47) Theo bảng 6.15 và 6.16, có F = 0,006 ; g o = 73. F = 0,016 .73 . 1,19 . 925,3 200 = 9,92 Từ đó ta có: K FV = 1+ 107,1 37,117,13.1408222 6,816092,9 = ììì ìì . Từ các giá trị tìm đợc, ta có K F = 1,17 . 1,37 . 1,107 = 1,77. + Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y = 1 với = 1,7. Y = 7,1 1 = 0,592. + Y F1 ,Y F2 : Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tơng đơng: z vn1 = 3 1 cos z ; z vn2 = 3 2 cos z ; z vn1 = 05,29 9975,0 27 3 = ; z vn2 = 14,114 9975,0 115 3 = Hệ số dịch chỉnh: x 1 = 0 và x 2 =0 Theo bảng 6.18 có : Y F1 = 3,80 ; Y F2 = 3,60. + Có Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có : Y = 1- 9095,0 140 63,12 1 140 0 0 0 0 == Từ các giá trị tìm đợc ở trên có: F1 = MPa7,67 36,8160 80,390905,0592,077,13.1408222 = ìì ììììì F2 = MPa03,66 80,3 60,3 7,67 =ì . Vậy F1 =67,7 MPa < [ F1 ] =195.5 MPa và F2 =66.03 MPa < [ F2 ] =180 MPa. Nh vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn. e-Kiểm tra điều kiện quá tải: ứng suất tiếp xúc cực đại: Hmax = H . qt K [ H ] max . (Công thức 6.48). Fmax = F . K qt [ F ] max . (Công thức 6.49). Có K qt : Hệ số quá tải, có: K qt = T max / T= 1,4 . Từ đó ta có Hmax = 395.45 x 7,1 = 515,6 (MPa) < [ H ] max = 1260 MPa. F1max = F1 . K qt = 67.7 x1,7 = 118,4 MPa < [ F1 ] max = 272 MPa. 9 F2max = F2 . K qt = 66.03x 1,7 = 112.25 MPa < [ F2 ] max = 272 MPa. Nh vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải. Các thông số và kích thớc của bộ truyền Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục a W a W =200 mm. Môđun pháp m m = 3 Chiều rộng vành răng b W b W = 60 mm. Tỉ số truyền u u = 3,9 Góc nghiêng của răng = 12,63 0 Số răng bánh răng Z Z 1 = 27 răng, z 2 = 106 răng Hệ số dịch chỉnh x x 1 = 0 x 2 = 0 đờng kính chia d d 1 = 83 mm, d 2 = 325.88 mm Đờng kính lăn d W d W1 = 81,6 mm , d W2 = 318,7 mm Đờng kính đỉnh răng d a d a1 = 89mm, d a2 = 348,88 mm Đờng kính đáy răng d f d f1 = 75,5 mm, d f2 = 295,96 mm Góc prôfin gốc = 20 0 Góc prôfin răng t t = 20,45 0 Góc ăn khớp W W = 20,45 0 Hệ số ăn khớp ngang = 1,7 B. tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng Nghiêng Giữa trục 1 và trục 2 I- Chọn vật liệu. Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92 chọn: +Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241285 có MPaMPa chb 580,850 11 == . +Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240, có MPaMPa chb 450,750 22 == . II-Tỉ số truyền. +Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u 2 = 5,07 III-Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp súc cho phép đợc xác định theo công thức: [ ] . lim 0 H H H s = Z R .Z v .K xh .K HL Z R :Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc . Z v : Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng. K xh :Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng . 10 [...]... 16 Hệ số ăn khớp ngang = 1,7 C Thiết kế bộ truyền ngoài bộ truyền xích i chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , chọn xích con lăn Nhờ có con lăn biến ma sát trợt giũa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giũa con lăn và răng đĩa do đó cho kết quả độ bền mòn của con lăn cao hơn xích ống ii xác định các thông số của xích và của bộ truyền 1 Chọn số răng đĩa xích Theo bảng 5.4 , với u = 2,5... F1 [F2] + KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có : KF = KF KF KFV (Công thức 6.45 trang 109) KF : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn Theo bảng 6.7 : KF=1,3 KF : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Theo bảng 6.14 ta có : KF = 1,4 KFV : Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trong... làm việc êm là 8 + KH : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo 6.39 ta có: KH = KH KH KHV 14 *KH : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, KH = 1,13 *KH : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp Với v . Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ( đề số : 9 /2 cH-11) Phần I. Chọn động cơ. Để cho việc tìm kiếm và sử dụng đợc đơn giản, giá thành rẻ, ta chọn loại động cơ điện không. ăn khớp W W = 20,22 0 16 Hệ số ăn khớp ngang = 1,7 C . Thiết kế bộ truyền ngoài bộ truyền xích . i. chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , chọn xích con lăn . Nhờ có con lăn. ba pha là loại động cơ dễ tìm và đợc sử dụng rộng rãi ở trên thị trờng. Theo nh yêu cầu của thiết kế, động cơ làm việc với chu kỳ tải trọng thay đổi theo thời gian. Khi đó coi động cơ làm việc