Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn dùng inventor phần 1

-----š›&š›----- ĐỒ ÁN “Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn dùng inventor phần 1” -----š›&š›----- LỜI NÓI ĐẦU 7 PHẦN I 8 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 8 1.1 Công suất cần thiết 8 1.2 Chọn động cơ 9 1.3 Công suất động cơ trên các trục 9 1.4 Phân phối tỷ số truyền 10 1.5 Tốc độ quay trên các trục 10 1.6 Xác định mômen xoắn trên các trục 11 PHẦN II 12 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 12 2.1 Chọn loại xích: 12 2.2 Thông số bộ truyền: 12 2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: 13 2.4 Xác định thông số đĩa xích: 13 2.5 Tính toán và kiểm bền trên Inventor 16 PHẦN III Error! Bookmark not defined. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Error! Bookmark not defined. 3.1Bánh răng cấp chậm. Error! Bookmark not defined. 3.1.1 Tính toán lý thuyết Error! Bookmark not defined. 3.1.2 Kiểm tra tính toán bằng inventor Error! Bookmark not defined. 3.2 Bánh răng cấp nhanh Error! Bookmark not defined. 3.2.1 Tính toán lý thuyết Error! Bookmark not defined. 3.2.2 Kiểm tra tính toán bằng inventor Error! Bookmark not defined. PHẦN IV Error! Bookmark not defined. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC Error! Bookmark not defined. 4.1 Chọn vật liệu Error! Bookmark not defined. 4.2 Xác định sơ bộ đường kính trục Error! Bookmark not defined. 4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: Error! Bookmark not defined. 4.4 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: Error! Bookmark not defined. 4.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục: Error! Bookmark not defined. 4.6 Thiết kế và kiểm nghiệm trục bằng inventor Error! Bookmark not defined. 4.6.1 Trục I Error! Bookmark not defined. 4.6.2 Trục II Error! Bookmark not defined. 4.6.3 Trục III Error! Bookmark not defined. PHẦN V Error! Bookmark not defined. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN Error! Bookmark not defined. 5.1 Tính toán lý thuyết Error! Bookmark not defined. 5.2 Tính toán các then lắp trên các đoạn trục bằng inventor Error! Bookmark not defined. 5.2.1 Tính then lắp trên trục I Error! Bookmark not defined. 5.2.2 Tính then lắp trên trục II: Error! Bookmark not defined. 5.2.3 Tính then lắp trên trục III: Error! Bookmark not defined. PHẦN VI Error! Bookmark not defined. TÍNH TOÁN NỐI TRỤC Error! Bookmark not defined. PHẦN VII Error! Bookmark not defined. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC Error! Bookmark not defined. 7.1 Chọn ổ lăn Error! Bookmark not defined. 7.1.1 Thiết kế Ổ lăn trên trục I Error! Bookmark not defined. 7.1.2 Thiết kế Ổ lăn trên trục II Error! Bookmark not defined. 7.1.3 Thiết kế Ổ lăn trên trục III Error! Bookmark not defined. 7.2 Chọn kiểu lắp ổ lăn Error! Bookmark not defined. 7.3 Cố định trục theo phương dọc trục Error! Bookmark not defined. 7.4 Che kín ổ lăn Error! Bookmark not defined. 7.5 Bôi trơn ổ lăn Error! Bookmark not defined. PHẦN VIII Error! Bookmark not defined. CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC Error! Bookmark not defined. PHẦN IX Error! Bookmark not defined. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Error! Bookmark not defined. Tài liệu tham khảo Error! Bookmark not defined. ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ĐỀ TÀI Đề số 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số:01 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; Khớp nối; Hộp giảm bánh răng trụ 2 cấp đồng trục; Bộ truyền xích ống con lăn; Thùng trộn. Số liệu thiết kế: Công suất trên trục thùng trộn, P = 6,5 (kw); Số vòng quay trên trục thùng trộn, n = 42 (v/ph); Thời gian phục vụ, L = 6 (năm); Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ). Chế độ tải: T1 = T ; T2 = 0,85T ; t1 = 28 giây ; t2 = 60 giây. YÊU CẦU 01 thuyết minh;bản vẽ lắp 3D của hệ thống; 01 bản vẽ lắp (bản in); 01 bản vẽ chi tiết; các file tính toán và kết quả. Tất cả dữ liệu được lưa vào 1 đĩa CD NỘI DUNG THUYẾT MINH 1. tìm hiểu hệ thống truyền động máy; 2. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động. 3. Tính toán thiết kế các chi tiết máy: - Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng); - Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít); - Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực; - Tính toán thiết kế trục và then; - Chọn ổ lăn và nối trục; - Chọn thân hộp, bu lông và các chi tiết phụ khác; 4. Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép; 5. Mô phỏng chuyển động của bộ truyền (bằng Inventor); 6. Tài liệu tham khảo. NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... ........................................................................................................................................................................... Hà Nội, Ngày … Tháng … Năm 2012 Giáo viên hướng dẫn: LỜI NÓI ĐẦU Thiết 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 vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 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 củng cố kiến thức của các môn họcđã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu - một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ, tính toán Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy Thạc Sĩ NGUYỄN MẠNH TIẾN, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn. Sinh viên thực hiện: Nguyễn Đình Thi PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Công suất cần thiết Gọi: P là công suất tính toán trên trục máy công tác ( KW ) Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ ( KW ) hlà hiệu suất truyền động. Ta có: Pct=βPη (1) Trong đó : β- hệ số đẳng trị. η=ηkn.ηbr2.ηol4.ηx hkn = 0,99 – Hiệu suất khớp nối đàn hồi hbr = 0,97 – Hiệu suất bộ truyền bánh răng hol = 0,99 – Hiệu suất của một cặp ổ lăn hx = 0,95 – Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn. h = 0,99.0,972.0.994.0,95 = 0,85 β=TiT2tit= T1T2.t1t+T2T2.t2t+…+TnT2.tnt Theo đề ta có: P = 6.5 (kw) công suất trên thùng trộn; t1 = 28 giây ; t2 = 60 giây; t = tck = t1 + t2 = 88 giây; T1 = T ; T2 = 0,85T ; N = 42 (v/ph) – số vòng quay trên trục thùng trộn; L = 6 (năm) – thời gian phục vụ; Quay một chiều, làm việc 2 ca (1 ca làm việc 8 giờ), tải va đập nhẹ. Vậy :β=T1T2.t1t+T2T2.t2t= TT2.2888+0,85TT2.6088=0,9 Thay các số liệu tính toán được vào (1) ta được: Pct=βPtη=0,9.6,50,85=6,88 Vậy là ta cần chọn động cơ điện có: Pđm≥Pct Kiểm tra điều kiện mở máy: TmmT≤MmaxMdm =>0T≤MmaxMdm=>MmaxMdm≥0 Kiểm tra điều kiện quá tải: TqtT≤MmaxMdm=>0T≤MmaxMdm=>MmaxMdm≥0 1.2 Chọn động cơ Ta có: nlv = 42 v/phút: - Số vòng quay trên trục thùng trộn; Chọn: ux = 4: - Tỷ số truyền của bộ truyền xích; uh = 16: - Tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp. Vậy: Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động là: ut = ux.uh = 4.16 = 64 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.ut = 42.64 = 2688 (v/ph). Động cơ phải có Pđm≥Pct: kết hớp các kết quả trên, tra (bảng P1.2) ta tìm được động cơ điện KD.52-2 (động cơ điện không đồng bộ ba pha) công suất động cơ Pdc = 7 KW; số vòng quay của động cơ: ndc = 2900 v/ph ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1; trang 235). 1.3 Công suất động cơ trên các trục Ta có: Plv=Pt=6,5 (kw) - Công suất trên trục III (trục làm việc) là: PIII=Plvηxηol=6,50,95.0,99=6,911 (kw) - Công suất trên trục II là : PII=PIIIηolηbr=6,9110,99.0,97=7,197 (kw) - Công suất trên trục I (trục dẫn) là: PI=PIIηolηbr=7,1970,99.0,97=7,495 (kw) - Vậy kiểm nghiệm lại công suất trên trục động cơ thực tế là: Pdctt=PIηolηkn=7,4950,99.0,99=7,647 (kw) Công suất này lớn hơn công suất định mức của động cơ nên không thỏa mãn. Ta phải chọn loại động cơ: DK.62-2 có công suất Pđc = 10KW; số vòng quay: nđc = 2930v/ph 1.4 Phân phối tỷ số truyền Với động cơ đã chọn ta có: ndc = 2930 (v/ph); Pdc = 10 (KW) Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ut=ndcnlv=293042=69,76 Tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu * ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục với uh=16 ta được: u1=5,23 u2=3,06 Trong đó: u1- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh u2- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm. Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích: ux=utu1.u2=69,765,23.3,06=4,35 1.5 Tốc độ quay trên các trục - Tốc độ quay trên trục I là: nI=ndc=2930 (v/ph) - Tốc độ quay trên trục I là: nII=nIu1=29305,23=560 (v/ph) - Tốc độ quay trên trục I là: nIII=nIIu2=5603,06=183 (v/ph) 1.6 Xác định mômen xoắn trên các trục - Mômen xoắn trên trục động cơ theo công thức : Tđctt=9,55.106.Pdcttndc=9,55.106.7,6472930=24925 (Nmm) TI=9,55.106.PInI=9,55.106.7,4952930=24429 (Nmm) TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.7,197560=122735 (Nmm) TIII=9,55.106.PIIInIII=9,55.106.6,911183=360656 (Nmm) TIV=9,55.106.Pn=9,55.106.6,542=1477976 (Nmm) • Ta có bảng thông số sau: Trục Thông số Động cơ I II III IV Công suất (kW) 7,647 7,495 7,197 6,911 6,5 Tỷ số truyền u 5,23 3,06 4,35 Số vòng quay (vg/ph) 2930 2930 560 183 42 Momen xoắn (Nmm) 24925 24429 122735 360656 1477976 PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 2.1 Chọn loại xích: Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: PIII = 6,911(Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ nIII =183 (vòng/phút) Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn 2.2 Thông số bộ truyền: Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=4,35, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1=22, do đó số răng đĩa xích lớn. z2=z1.ux=22.4,35=96<zmax=120 Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán: Pt=PIII.k.kz.kn=6,911.1,95.1,136.1,09=16,68 kw Trong đó: với z1 = 22, kz = 25/22 = 1,136; với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/nIII=200/183,1 = 1,09 Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*): k=k0.ka.kđc.kđ.kc.kkt=1.1.1.1,2.1,25.1,3=1,95 Với: k0 = 1: đường tâm của xích làm với phương nằm ngang 1 góc < 400. ka = 1: khoảng cách trục a=(30¸50)pc. kđc = 1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích. kđ = 1,2: tải trọng động va đập nhẹ. kc = 1,25: làm việc 2 ca 1 ngày. kbt = 1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu). Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01 = 200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc = 31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt<P=19,3 kw Đồng thời theo bảng (5.8), bước xích pc = 31,75mm < pmax. Khoảng cách trục a = 40.pc = 40.31,75 = 1270mm; Theo công thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích. x=2.apc+z1+z22+z1-z22π2.pca =2.127031,75+22+962+22-962π2.31,751270=142,5 Lấy số mắt xích chẳn x = 142, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu * a=0,25.31,75.142-22+962+142-22+9622-2.22-96π2=1262 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng: ∆a=0,003.a≈4mm Do đó a = 1262 – 4 = 1258mm Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*) i=22.18315.142=1,89<i=25 bảng 5.9 2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15) tài liệu (*): s=Qkd.Ft+F0+Fv Với : Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lượng 1m xích q = 3,8kg kđ = 1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc). v=22 . 31,75 . 18360000=2,13 Lực vòng: Ft = 1000.P/v = 1000.6,911/2,13 = 3244N Lực căng do lực li tâm: FV = q.v2 = 3,8.2,132 = 17N; Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.3,8.1,251 = 186,5N (Với kf=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <400) Do đó: s=885001,2.3244+186,5+17=21,6 Theo bảng 5.10 với n = 200vg/ph, [s] = 8,5. Vậy s >[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 2.4 Xác định thông số đĩa xích: Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b: d1 = p/sin(π/z1) = 31,75/sin(π/22) = 223mm ; d2 = p/sin(π/z2) = 31,75/sin(π/96) = 970mm.(Đường kính vòng chia) da1 = p[0,5+cotg(π/z1)] = 236,7mm; da2 = p[0,5+cotg(π/z2)] = 985,7mm (Đường kính vòng đỉnh răng). df1 = d1 - 2r = 223 – 2.19,05 = 185mm và df2 = d2 - 2r = 970 - 2.19,05 = 932 (với bán kính đáy r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05+0,05 = 9,62mm và d1=19,05mm bảng 5.2 tài liệu *) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 tài liệu *: Đĩa xích 1: σH1=0,47.kr.Ft.Kđ+Fvđ.E/A.kd Với: Ft = 3242N : lực vòng. kr = 0,45: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z1 = 22). Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ) Fvđ1 = 13.10-7nIII.p3.m = 13.10-7.183.31,753.1 = 7,61N: lực va đập trên m dãy xích. E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105 Mpa A = 262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*)) ⇒σH1=0,47.0,45.3244.1,2+7,61.2,1.105/262.1=557,5 MPa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép σH=600MPa, σH1≤σHđảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Đĩa xích 2: σH2=0,47.kr.Ft.Kđ+Fvđ.E/A.kd Với: Ft = 3242N : lực vòng. kr = 0,15: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z2 = 96). Kđ = 1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ) Fvđ2 = 13.10-7nIV.p3.m = 13.10-7.42.31,753.1 = 1,75 N: lực va đập trên m dãy xích. E = 2E1E2/(E1+E2) = 2,1.105 Mpa A = 262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*)) ⇒σH2=0,47.0,15.3244.1,2+1,75.2,1.105/262.1=321,6 MPa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép σH=600MPa, σH2≤σHđảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2. Xác định lực tác dụng lên trục: Fr=kx.Ft=1,15.3244=3730 N Với kx =1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 400 2.5 Tính toán và kiểm bền trên Inventor Vào môi trường lắp ghép Assemble và lấy ra 2 cái trục để làm trục lắp bánh xích. Ta đặt chúng cách nhau 1258mm (khoảng cách 2 bánh xích). Khởi động Modull Design Acclerator chọn Design Roller Chains có giao diện như sau: Vào Chain chọn loại xích Roller chain 20A-1-142 với bước xích là 31,75,khối lượng xích là 3,7kg/m. Chọn mặt phẳng làm việc cho bộ truyền (Select Chains Mid Plane). Mặt này là mặt phẳng đối xứng của bộ truyền (mặt giữa), nhập giá trị cho mặt làm việc offset với mặt vừa chọn, điền vào ô Mid Plane Offset. Chọn xích đơn điền vào ô Number of Chain Strands k = 1. Tiếp theo là chọn trục làm việc cho từng bánh xích. Kế bên ô bánh xích là ô vị trí, bấm nút mũi tên hướng xuống sẽ được như hình trên. Fixed position by coordinates là chọn theo vị trí xác địnhFixed position by selected geometry là chọn vị trí theo đối tượng có sẳn trong assemblyFree sliding position là vị trí trượt tự do ( dùng cho bánh tự do) Ta chọn cho cả hai bánh xích là Fixed position by selected geometry. Tiếp theo là chọn thông số cho bánh xích 1: bấm vào Roller Chain Sprocket 1 và chọn số răng là 22 tại Teeth. Chọn thông số cho bánh xích 2: bấm vào Roller Chain Sprocket 2 và chọn số răng là 96 tại Teeth. Chuyển qua tab Calculation, nhập thông số cho bộ truyền: công suất tại ô Power P = 6,911Kw; vận tốc Speed n = 183 vòng/phút Efficiency = 0,95. Sau đó nhấn Calculate, rồi quay lại tab Design trong khung Sprokets chọn cho trục bánh xích 2: Free sliding position là vị trí trượt tự do. Chuyển tiếp sang tab Calculation nhấn Calculate rồi Ok. Được kết quả bộ truyền: Kết quả tính toán như sau:  Chain properties Chain : ISO 606:2004 - Short-pitch transmission precision roller chains (US) Chain size designation 20A-1-142 Pitch p 31.750 mm Number of Chain Links X 142.000 ul Number of Chain Strands k 1.000 ul Minimum width between inner plates b1 18.900 mm Maximum Roller Diameter d1 19.050 mm Maximum pin body diameter d2 9.540 mm Maximum inner plate depth h2 30.170 mm Maximum outer or intermediate plate depth h3 26.040 mm Maximum width over bearing pins b 41.100 mm Maximum inner plate width t1 4.000 mm Maximum outer or intermediate plate width t2 4.000 mm Chain bearing area A 261.000 mm^2 Tensile Strength Fu 87000.000 N Specific Chain Mass m 3.700 kg/m Chain construction factor φ 1.000 ul  Sprocket 1 properties: Toothed sprocket Type Driver sprocket Number of Teeth z 22.000 ul Number of Teeth in Contact zc 9.000 ul Pitch Diameter Dp 223.097 mm Number of strands k 1.000 ul Seating clearance SC 0.095 mm Tooth width bf 17.955 mm Tooth side relief ba 4.128 mm Tooth side radius rx 31.750 mm Shroud diameter Ds 179.309 mm Sprocket shroud width bs 17.955 mm Height of tooth above pitch polygon ha 9.525 mm Roller-seating radius ri 9.620 mm Tootk-flank radius re 54.864 mm Roller-seating angle α 135.91 deg Shroud fillet radius ra 1.270 mm Sprocket tip diameter Da 239.876 mm Sprocket root diameter Df 203.856 mm Measuring pin diameter Dg 19.050 mm Measurement over pins MR 242.147 mm X coordinate x 1245.500 mm Y coordinate y 0.000 mm Span Length Lf 1205.214 mm Power Ratio Px 1.000 ul Power P 6.911 kW Torque T 360.629 N m Speed n 183.000 rpm Moment of inertia I 0.000 kg m^2 Arc of contact β 145.55 deg Force on input F1 3249.848 N Force on output F2 16.908 N Axle load Fr 3263.804 N  Sprocket 2 properties: Toothed sprocket Type Driven sprocket Number of Teeth z 96.000 ul Number of Teeth in Contact zc 58.000 ul Pitch Diameter Dp 970.382 mm Number of strands k 1.000 ul Seating clearance SC 0.095 mm Tooth width bf 17.955 mm Tooth side relief ba 4.128 mm Tooth side radius rx 31.750 mm Shroud diameter Ds 928.345 mm Sprocket shroud width bs 17.955 mm Height of tooth above pitch polygon ha 9.525 mm Roller-seating radius ri 9.620 mm Tootk-flank radius re 224.028 mm Roller-seating angle α 139.06 deg Shroud fillet radius ra 1.270 mm Sprocket tip diameter Da 988.912 mm Sprocket root diameter Df 951.141 mm Measuring pin diameter Dg 19.050 mm Measurement over pins MR 989.432 mm X coordinate x -16.304 mm Y coordinate y 0.000 mm Center Distance C 1261.804 mm Span Length Lf 1205.214 mm Power Ratio Px 1.000 ul Power P 6.565 kW Torque T 1494.973 N m Speed n 41.938 rpm Moment of inertia I 0.000 kg m^2 Transmission Ratio i 4.364 ul Arc of contact β 214.45 deg Force on input F1 16.908 N Force on output F2 3249.848 N Axle load Fr 3263.804 N  Working conditions Power P 6.911 kW Torque T 360.629 N m Speed n 183.000 rpm Efficiency η 0.950 ul Required service life Lh 28800.000 hr Maximum chain elongation ΔLmax 0.030 ul Application Smooth running Environment Clean Lubrication Recommended (see notes below)  Power correction factors Shock factor Y 1.000 ul Service factor f1 1.000 ul Sprocket size factor f2 1.000 ul Strands factor f3 1.000 ul Lubrication factor f4 1.000 ul Center distance factor f5 0.935 ul Ratio factor f6 0.929 ul Service life factor f7 1.298 ul  Chain power rating  Results Chain Speed v 2.138 mps Effective pull Fp 3232.940 N Centrifugal force FC 16.908 N Maximum tension in chain span FTmax 3249.848 N Static safety factor SS > SSmin 26.770 ul > 7.000 ul Dynamic safety factor SD > SDmin 26.770 ul > 5.000 ul Bearing pressure pB < p0 * λ 12.452 MPa Permissible bearing pressure p0 23.905 MPa Specific friction factor λ 0.887 ul Design power PD < PR 7.792 kW Chain power rating PR 17.477 kW Chain service life for specified elongation th > Lh 388926 hr Chain link plates service life thL > Lh 2777778 hr Roller and bushing service life thr > Lh 433407 hr