Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 1 MỤC LỤC Trang LỜI NÓI ĐẦU.............................................................................................................2 ĐỀ TÀI........................................................................................................................3 CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN............................5 1.1. Chọn động cơ ....................................................................................................5 1.2 . Phân phối tỷ số truyền .....................................................................................6 1.3. Xác định các thông số và lực tác dụng...............................................................6 CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN...............................................8 2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng ) .........................8 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ ) ................................13 2.3. Thiết kế bộ truyền xích....................................................................................20 CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC .....................................................28 3.1. Chọn vật liệu...................................................................................................28 3.2. Thiết kế trục I..................................................................................................28 3.3. Thiết kế trục II.................................................................................................32 3.4. Thiết kế trục III ...............................................................................................35 3.5. Chọn then và ổ lăn...........................................................................................67 CHƯƠNG IV : CHỌN THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ.................................69 4.1. Chọn thân hộp .................................................................................................69 4.2. Các chi tiết phụ ...............................................................................................69 CHƯƠNG V : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP .........................................................73 5.1. Dung sai ổ lăn .................................................................................................73 5.2. Lắp ghép bánh răng lên trục ............................................................................73 5.3. Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp............................................................................73 5.4. Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục .....................................................................73 5.5. Lắp chốt định vị ..............................................................................................73 5.6. Lắp ghép then..................................................................................................73 5.8. Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống.............................................................73 TÀI LIỆU THAM KHẢO .........................................................................................75 NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN……………………………….76 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 2 LỜI NÓI ĐẦU hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học chi tiết máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ThS. Lê Trọng Tấn và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này. Nguyễn Văn An GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 3 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ĐỀ TÀI Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải 1 3 2 5 4 t1 t2 T2 T 1 t T Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm : 1 - Động cơ điện 3 pha 2 - Nối trục đàn hồi 3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh 4 - Bộ truyền xích ống con lăn 5 - Băng tải Số liệu thiết kế : - Công suất trên trục băng tải, P = 4.5 (kW) - Số vòng quay trên trục tang dẫn, n = 45 (vg/ph) - Thời gian phục vụ, L = 5 (năm) - Quay 1 chiều ,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ) - Chế độ tải : T1 = T , T2 = 0,9 T , t1 = 24 giây, t2 = 45 giây Thực hiện : Sinh viên thiết kế : Nguyễn Văn An Lớp : Đ4 CNCK Giáo viên hướng dẫn : Phạm Hải Trình GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 4 Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ : 1.1.1 Công suất cần thiết : tct ht PP = η Trong đó : - Pt = 4.5 KW : Công suất trên trục băng tải. - 4 3ht k ol br xη = η .η .η .η :Hiệu suất của hệ thống truyền động. § = 0.99 kh :Hiệu suất truyền động của khớp nối. § = 0,99olh :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn. § = 0,96brh :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng. § = 0,93xh :Hiệu suất truyền động của xích. 4 2 htη = 0.99.0,99 .0,96 .0,93 = 0,815 Vậy ct 4,5P = = 5.52 0,815 KW 1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ : Số vòng quay của trục công tác trong một phút (băng tải) Nct= 55 (vg/ph) nsb= nlv.ut Với Ut tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động Ut=Ubr. UX Tra bảng 2.4 được Ubr=18 ;Ux=3 V: vận tốc băng tải D : đường kính băng tải nct=nlv nsb=55.18.3=2970 (vg) 1.1.3 Chọn động cơ : Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)] Kiểu động cơ Công suất KW Vận tốc quay v/ph h % axM dn T T K dn T T 4A100L2Y3 5.5 2880 87,5 2,2 2,0 1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn : a. Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy. Thật vậy : mm K dn T T T T < GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 5 Trong đó Tmm = Tqt=1,8 T K dn T 2,0 T = (Bảng động cơ đã chọn) b. Kiểm tra điều kiện làm việc :Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua mômen cho phép của động cơ. Nghĩa là : Maxqtdc dcT T£ ; dc htT = η .2, 2.T Mômen cua động cơ : dc dc 9550.P 9550.5.5T = 18.75 n 2880 = = Nm 0,815.2, 2.18.75 33.63dcTÞ = = Nm Mômen quá tải lớn nhất của động cơ : tMaxqtdc qt can qt dc ht 9550.P 9550.4.5T = K .T = K . = 1,8. = 32.95 n .η 2880.0,815 Nm Vậy : Maxqtdc dcT T£ 1.2 Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền chung: uc= nđc/nct = 2880/55 = 52.36 Chọn ung=3 Þ uh=52.36/3=17.45 Ta có: uh=u1.u2. Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm u1=5.5 Þ u2=3.22 Þ ux=3 1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng : 1.3.1 Tính toán tốc độ quay của trục : 1.3.1.Số vòng quay: nđc=2922(vòng/phút) Số vòng quay trên trục I n1=2880(vòng/phut) Số vòng quay trên trục II 12 1 2880 523.63 5.5 nn u = = = (vg/ph) Số vòng quay trên trục III 23 2 523.63 162.62 3, 22 nn u = = = (vg/ph) GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 6 Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. Pct = 5,5 kW ; ct 3 ol xich P 5.5P 5.97 η η 0,99.0,93 = = = kW ; 3 2 ol br P 5.97P 6.28 η η 0,99.0,96 = = = kW; 2 1 ol br P 6.28P 6.61 η η 0,99.0,96 = = = kW; Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc: * I dc ol khop P 6.61P 6.71 η η 0,995.0,99 = = = Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. Tđc = 9,55. 106. 6 5.59,55.10 . 18237.85 2880 dc dc P n = = N.mm. TI = 6 61 1 6.619,55.10 . 9,55.10 . 21918.57 2880 P n = = N.mm. TII = 6 62 2 P 6.289,55. 10 . 9,55.10 . 114535 n 523.63 = = N.mm. TIII = 9,55. 106. 63 3 P 5.979,55.10 . 350593.4 n 162.62 = = N.mm. Tct = 9,55. 106. 6ct ct P 5.59,55.10 . 955000 n 55 = = N.mm. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Chương 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN Động cơ I II III Công tác Trục Th.số T.S truyền 1 U1 = 5.5 U2= 3,22 Ux=3 P(kW) 6.71 6.61 6.28 5.97 5.5 T(N.mm) 18237.85 21918.57 114535 350593.4 955000 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 7 2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng ) a) Chọn vật liệu cho bộ truyền : Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Spur Gear . Ta chọn tab Calculation chọn vật liệu Carbon cast steel cho bộ truyền Hình 2.1 : Tính chất của vật liệu + Giới hạn mỏi tiếp xúc sHlim = 1140MPa + Giới hạn mỏi uốn sFlim = 390 MPa + Modul đàn hồi E = 20600 MPa b) Xác định các thông số hình học của bộ truyền : Chọn tab Design ta sẽ chọn hướng thiết kế ( Design Guide ) là cho tỷ số truyền và khoảng cách trục và tính ra modul và số răng ( Module and Number of Teeth ) , và nhập các số liệu đầu vào : – Tỷ số truyền (Desired Gear Ratio ) = 6 ul cho bộ truyền cấp nhanh – Ta chọn khoảng cách trục thiết kế sẽ là 120,67 mm – Góc áp lực ( Pressure Angle ) = 20 deg – Góc nghiêng răng ( Helix Angle ) = 10 deg – Bề rộng bánh răng ( Facewidth ) = 35 mm Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự động tính cho ta các thông số của bộ truyền : – Modul m =1.5mm – Số răng trên bánh nhỏ z1 = 22 ul – Số răng trên bánh lớn z2 = 135 ul – Tổng hệ số dịch chỉnh ( Total Unit Correction ) = 0,2178 ul (Đường kính vòng cơ sở nhỏ hơn vòng chân răng ) – Đường kính vòng cơ sở : + Bánh răng nhỏ db1 = 28742 mm + Bánh răng lớn db2 = 161273 mm – Đường kính vòng lăn : + Bánh răng nhỏ d1 = 31.177 mm GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 8 + Bánh răng lớn d2 = 174.937 mm – Đường kính vòng đỉnh : + Bánh răng nhỏ da1 = 34.177 mm + Bánh răng lớn da2 = 177.823 mm – Đường kính vòng chân răng : + Bánh răng nhỏ df1 = 27.427 mm + Bánh răng lớn df2 = 171.037 mm Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào tỉ số truyền của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 5.5, nhập góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 30° . Ta chuyển sang phần calculation và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục I: P1 = 6.61 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 2880(vg/ph), Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng: br=0,96. Chọn vật liệu thiết kế bộ truyền trong mục Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 9 bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là: бH1lim = 1140(Mpa), = (Mpa). sFlim = 390 MPa (Mpa). Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000(hr): Hình 2.2 : Các thông số của hình học của bộ truyền Hình 2.3 : Các thông số kích thước răng – Chiều cao đầu răng a* = 1 ul – Khe hở c* = 0,25 ul – Cung lượn chân răng rf* = 0,35 ul Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328, năm1997). c) Tính toán tải trọng : Chọn tab Calculation và chọn hướng tính toán ( Type of Load Calculation ) Power, Speed → Torque. Rồi nhập các thông số đầu vào : – Công suất Trực I ( Power ) P = 6.61 kW – Số vòng quay I ( Speed ) n = 2880 rpm GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 10 – Hiệu suất của bộ truyền h = 0,960 ul Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự tính cho ta Momen xoắn cũng như công suất và số vòn quay của trục II : Hình 2.4 : Tải trọng của bộ truyền Sau khi khai thác kết quả đầy đủ thì ta sẽ được : Bảng 2.1 : Lực tác dụng lên bộ truyền – Lực hướng tâm Fr = 589.042N – Lực vòng Ft = 1406.752N – Lực dọc trục Fa = 812N – Lực cắt chân răng Fn = 1727.521N d) . Tính kiểm nghiệm bền cho bộ truyền : Vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 11 – Tuổi thọ Lh 24000 hr – Hệ số tải trọng với bộ truyền làm việc có va đập nhẹ nên ta chọn KA = 1,20 ul – Hệ số nhám ZR = 0.95 – Hệ số kích thước ZX = 1 – Hệ số độ cứng làm việc ZW = 1 – Hệ số tải trọng chuyển đổi, với chu kỳ mỏi tuần hoàn nên ta chọn YA = 1 – Hệ số sản sinh công nghệ YT = 1 ( Đánh bóng bằng bi thép ) – Hệ số kích thước YX = 1 ( Thép tôi bề mặt ) Sau đó nhấn Calculate thì máy sẽ tự động kiểm bền cho bộ truyền Khai thác kết quả : GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 12 Bảng 2.2 : Kết quả kiểm bền. GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 13 Trong đó : SH – Hệ số an toàn ăn mòn SF – Hệ số an toàn đứt răng SHst – Hệ số an toàn tĩnh tiếp xúc SFst – Hệ số an toàn tĩnh tại góc uốn Với Check calculation cho kết quả là Positive nên ta có thể kết luận là bộ truyền thiết kế đủ điệu kiện bền trong quá trình làm việc. Sau khi tính toán kết thúc ta sẽ chọn ok và kết quả là ta được bộ truyền bánh răng nghiêng như hình dưới : GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 14 Hình 2.6 : Mô phỏng bộ truyền bánh răng cấp nhanh. e). Bảng thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như Sau : Thông số Kí hiệu Giá trị Tỉ số truyền i 5.5 Modul m 1.5 mm Góc nghiêng răng β 30 deg Góc áp lực α 20 deg Khoảng cách trục aw 103 Bước răng P 14,137 mm Z1 18 Số răng Z2 101 GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 15 d1 d1 = 31.177 mm Đường kính vòng lăn d2 d2 = 174.937 mm da1 da1 = 34.177 mm Đường kính vòng đỉnh răng da2 da2 = 177.823 mm df1 df1 = 27.427 mm Đường kính vòng chân răng df2 df2 = 171.037 mm P1 6.61 kW Công suất P2 6.346 kW n1 2882 vg/ph Tốc độ vòng quay n2 513 vg/ph T1 21.917 N m Momen xoắn lên trục T2 118 Nm Lực vòng Ft 1406 N Lực hướng tâm Fr 589 N Lực dọc trục Fa 812 N Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ thẳng ) Sau khi khởi động inventor ta vào môi trường Assemble, sau đó vào Modul Design Acclerator ta chọn Spur gears (tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng), ta có giao diện như sau: Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào tỉ số truyền của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 3,22, nhập góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 0° . Ta chuyển sang phần calculation và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục II: P2 = 6.28 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 16 523.63(vg/ph), Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng: br=0,96. Chọn vật liệu thiết kế bộ truyền trong mục Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là: + Giới hạn mỏi tiếp xúc sHlim = 1140MPa + Giới hạn mỏi uốn sFlim = 390 MPa + Modul đàn hồi E = 20600 MPa . Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000h Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328, năm1997). GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 17 Nhấn ok. Tiếp tục chọn vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền: KHv = 1.1 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính theo công thức 6.41 [1] KHβ = 1,12 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tr theo bảng 6.7 [1] KHα = 1.09 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Zε = 0,867 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo công thức 6.36c [1] ZR = 0,95 – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 2,5….1,25(μm) Zv = 0.95 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, theo [1] được xác định theo công thức Zv = 0,85v0,1 Ysa = 1,02 – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, theo [1] được xác định theo công thức Ys = 1,08 – 0,0695ln(m), với m = 2 Yβ = 1 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, theo [1] được xác định như sau Yβ = 1- Yε = 0,573 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo [1] được xác định theo công thức Yε = , với là hệ số trùng khớp ngang được xác định theo công thức 6.38a Còn các hệ số còn lại lấy theo mặc định như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 18 Nhấn ok Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cho bộ truyền ta chuyển sang tab Calculation nhấn chọn Calculate. Sau đó chọn Check Calculation và quay lại tab Design để thực hiện các bước thiết kế bộ truyền.Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) ta nhập khoảng cách trục là 162 (mm), trong mục Number of Teeth chọn số răng bánh 1 và 2 là Z1 = 31(răng), Z2 = 100 (răng), trong mục Facewith (chiều rộng vành răng) ta chọn 48(mm), trong mục Unit Correction (nhập hệ số dịch chỉnh răng) ta nhập x1 = 0.3396, trong mục Pressure Angle (góc áp lực) ta lấy theo tiêu chuẩn α = 20°, các thông số còn lại giữ nguyên. Sau khi nhập xong các thông số ta chọn Calculate (tính toán) ta tính được các giá trị sau: Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là x2 = 0.3396(ul), tổng hệ số dịch chỉnh của hai bánh răng (Total Unit Correction) là 0 (ul). Chọn Preview để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 19 Sau đó nhấp ok ta được bộ truyền bánh răng cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng như sau: GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 20 Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như Sau : Thông số Kí hiệu Giá trị Tỉ số truyền i 3.22 Modul m 2.4mm Góc nghiêng răng β 0deg Góc áp lực α 20 deg Khoảng cách trục aw 158 Bước răng P 14,137 mm Z1 31 Số răng Z2 101 d1 nt Đường kính vòng lăn d2 nt Đường kính vòng đỉnh răng da1 nt GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy SV. Nguyễn Văn An 21 da2 nt df1 nt Đường kính vòng chân răng df2 nt P1 6.28 kW Công suất P2 6.029 kW n1 523.63 vg/ph Tốc độ vòng quay n2 162.33 vg/ph T1 114.527 N m Momen xoắn lên trục T2 354 Nm Lực vòng Ft 3063 N Lực hướng tâm Fr 1162 N Lực dọc trục Fa 0N 2.3. Thiết kế bộ truyền xích 2.3.1. Chọn loại xích Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Roller chains. Ta chọn loại xích theo tiêu chuẩn ISO 606 : 2004 của Mỹ , với bước xích p = 25.4 mm Hình 2.13 : tiêu chuẩn xích 2.3.2. Tính toán các thông số cớ bản của bộ truyền ( tab Design ) Với bộ truyền và tải trọng làm việc của bộ truyền có va đập nên ta sẽ chọn số dãy xích là 3 a.