Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN pot

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1/ Chọn động cơ:
Ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ với ưu điểm tiện lợi,vận hành đơn
giản, kinh tế.
- Để chọn động cơ, ta cần tính công suất cần thiết.
Ta có:
N
ct =
η
evN
Trong đó : N
ct
: công suất cần thiết.
N
ev
:công suất làm việc của động cơ
η
: hiệu suất truyền của cả hệ thống
Với:
ηηηη
η
4
3
3
2
21
=
Tra hiệu suất trong bảng : “trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ lăn” ta có :
95,0
1
=

η
Hiệu suất bộ truyền đai
ηη
=
2
trụ (kín) =
0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng
99,0
3
=
η
Hiệu suất một cặp ổ lăn
1
4
=
η
Hiệu suất khớp nối
87,01.99,0.97,0.95,0
32
==→
η
⇒
N
ct =
22,9
87,0
8
=

(kW)

Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết, có kí hiệu là:
A02- 52 có:
N
đc

≥
N
ct

⇒
N
đc
≥
9,22 (kW)
Số vòng quay của trục khuấy là :
N
tb
= 90 (vòng/phút)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
N
đcsb
= n
ev
. i
⇒
n
đcsb
= n
tk
. i

h .
i
đ
Trong đó : i
đ
: tỉ số truyền bộ truyền đại
i
h :
tỉ số truyền hợp giảm tốc.
Tỉ số truyền Truyền động bánh răng Truyền động đai
i 8
÷
40 2
÷
6
Ta chọn: i
đ
= 2
i
h
= 8
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
N
đcsb
=8. 2.90 = 1440 (vòng/phút)
Từ đó ta chọn động cơ che kín có quạt gió (bảng 2- p) có kí hiệu A02 -52- 4
Bảng thống kê kĩ thuật :
Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay
A02- 52- 4 10,0 1460
Ta chọn động cơ này, vì động cơ có vận tốc quay n

đc

≈
n
đcsb
nhất và có N
đc
thỏa mãn
N
đc
≥

N
et
= 9,22 kW
2/ Phân phối tỉ số truyền;
Tỉ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống
i
ch
= i
h
. i
đ
mà : i
ch =
22,16
90
1460
==
n

n
tk
đc
⇒
i
h
=
11,8
2
22,16
=
Mặt khác: i
h
= i
bn
. i
bt
i
bn
: tỉ số truyền bánh răng nhanh
i
bt
: tỉ số truyền bánh răng chậm
i
bn
= 1,2 i
bt
Với vỏ hộp khai triển phân đôi, ta chọn:
i
h

= 1,2 (i
bt
)
2
⇒
i
bt
=
6,2
2,1
11,8
2,1
==
i
h
⇒
i
bn
= 1,2 i
bt =
1,2. 2,6 = 3,12
Từ đó, ta có tỉ số truyền các bộ truyền đai trong hệ thống là:
Bộ truyền đai: i
đ
= 2
i
bt
= 2,6
i
bn

= 3,12
3/ Xác định thong số động học và lực của các trục.
a. Tốc độ quay của các trục:
n
1
=
)/(730
2
1460
phútvòng
i
n
đ
đc
==
n
2
=
)/(97,233
12,3
730
1
phútvòng
i
n
bn
==
n
3
=

)/(99,89
6,2
97,233
2
phútvòng
i
n
bt
==
b. Công suất trên các trục:
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ.
N
đc
= 10 kW
P
1
= P
đc
.
)(41,999,0.95,0.10. kw
oeđ
==
ηη
P
2
= P
1
.
)((04,999,0.97,0.41,9. kw
oebr

==
ηη
P
3
= P
2
.
)(68,899,0.97,0.04,9. kw
oebr
==
ηη
c. Tính moment xoắn trên các trục.
T
đc
= 9,55.
)(96,6541010.
1460
10
.55,9.
10
66
Nmm
N
đc
lv
đc
==
η

T

1
= 9,55.
)(42,1230341,9.
730
10
.55,9.
10
6
1
1
6
Nmm
P
==
η
T
2
= 9,55.
)(48,36898704,9.
97,233
10
.55,9.
10
6
2
2
6
Nmm
P
==

η
T
3
= 9,55.
)(8,92114668,8.
99,89
10
.55,9.
10
6
3
3
6
Nmm
P
==
η
Bảng tổng hợp kết quả các thông số:
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3
Công suất 10 9,41 9,04 8,68
Tỷ số truyền 2 3,21 2,6
Số vòng quay 1460 730 233,97 89,99
Moment xoắn 65410,96 123103,42 368987,48 921146,8

Phần II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I/ Bộ truyền đai.
1/ Chọn loại đai
Công suất truyền : 10kw
Giả sử vậ tốc đai V > 5m/s có thể dùng đai loại
δ

hoặc B ( bảng 5- 33/ 99). Ta tính theo
cả 2 phương án và chọn phương án có lợi lớn hơn.
δ
B
Tiết diện đai a.h (mm) 17. 10,5 22.13,5
Diện tích tiết diện F (mm
2
) 138 230
2/ Định đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 5.14 lấy D(mm) 140 200.
Kiểm nghiệm vận tốc của đai.
.1460.V
π
=
10,7 D
1
0764,0≈
D
1
)/( sm
10,7 15,3
60. 100
V> V
max
sm /)3530( ÷=
3/ Tính đường kính D
2
của bánh đai lớn.
D
2
=

)02,01(
730
1460
−
.D
1
= 1,96D (mm)274,4 392
Lấy theo tiêu chuẩn bảng (5- 15)D
2
240 800
Số vòng quay thực của trục bi dẫn:
.1460)02,01(
'
2
−=
n
2
1
D
D
= 1430,8
2
1
D
D
=7,154 715,4 715,4
Sai số về số vòng quay:
%2
730
4,715730

=
−
=
∆
n
Sai số này rất ít so với yêu cầu:
Tỉ số truyền;
04,2
4,715
1460
2
1
===
n
n
i
4/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục:
Theo bảng A5- 16
Tỉ số truyền i = 2
2,1A ≈⇒
.D
2
336 480
5/Tính chiều dài đai 4 theo khoảng cách trục A sơ bộ
L=2A+
2
π
( D
1
+D

2
) +
4A
)D(D
12
−
1346 1923
Lấy L theo tiêu chuẩn 1360 1900
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong
∆
s
u =
L
V
7,86 5,63
đều nhỏ hơn u
max
= 10
6/ Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đã lấy theo tiêu chuẩn:
8
)D8(D)]Dπ(D[2L)Dπ(D2L
A
2
12
2
1212
−−+−++−
=
343 468
Khoảng cách A thỏa mãn điều kiện:

)D2(DAh)D0,55(D
1212
+≤≤++
Trong đó h là chiều cao tiết diện đai (xem bảng 5-11)
Khoảng cách cần thiết để mắc đai;
A
min
= A- 0,015L (mm) 332,6 439,5
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng.
A
max
= A + 0,03L (mm) 383,8 525
7/ Tính góc ôm
α
0
12
0
1
57 180
A
DD −
=
α
156,7
0
155,6
0
Góc ôm thỏa mãn điều kiện
0
1

120≥
α
8/ Xác định số đai z cần thiết chọn ứng suất căng ban đầu có;
2
0
1,2N/mmσ =
và theo trị
số D
1
tra bảng 5- 17 tìm được ứng suất có ích cho phép
[ ]
2
0
p
N/mmσ
Các hệ số 1,51 1,91
C
T
(tra bảng 5- 6) 0,9 0,9
C
α
(tra bảng 5- 18) 0,95 0,95
C
v
(tra bảng 5- 19) 1 0,94
Số đai tính theo công thức:
.F.C.C.C]V[
1000N
z
VαT0P

σ
≥
4,9 1,7
Lấy số đai 5 2
9/ Định kích cỡ chủ yếu của bánh đai.
Chiều rộng bánh đai ( CT 5-23)
B = (Z- 1)t + 2S 105 86
Đường kính ngoài của bánh đai (CT- 5- 24)
Bánh dẫn:
D
n1
= D
1
+ 2h
0
150 210
Bánh bị dẫn:
D
n2
= D
2
+ 2h
0
292 412
Các kích thước t, s và h
0
xem bảng (10- 3)
10/Tính lực căng ban đầu S
0
( CT- 5- 25) và lực tác dụng lên trục R (CT- 5- 26)

S
0
=
0
σ
. F. N 165,6 276
R = 3 S
0
sin
2
1
α
. N 2432 1624
* Kết luận: Chọn phương án đai loại B
Phần III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( bô truyền bánh răng thẳng)
1/ Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa,
b
σ
= 580 N/mm
2
ch
σ
= 290 N/ mm
2
HB = 200
Bánh lớn: thép 35 thường hóa,
b
σ

= 500 N/mm
2
ch
σ
=260 N/ mm
2
HB = 180
2/ Định ứng suất cho phép:
số chu kì làm việc của bánh lớn:
( )
994,5310000.99,89.60
60
2
2
2
=≈
=
∑
Tn
Max
M
uN
z
Số chu kì làm việc của bánh nhỏ:
N
1
= 2,6. 140,382.10
6
=140,3844
Vì N

1
và N
2
đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn nếp đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy
1''' ==
NN
KK
ứng xuất tiếp xúc cho phép cuả bánh nhỏ:
[ ]
σ
Tx1
= 2,6.200 =520 N/mm
2
[ ]
σ
Tx2
= 2,6.180 = 468N/mm
2
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là 468
Để tính ứng suất cho phép,lấy hệ số an toàn n =1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân
răng K
σ
=1,8 ( vì là phôi rèn, thép thường hóa)
Giới hạn mỏi của thép 46 là
1
σ
= 0,43. 580
= 249,4 N/mm
2

Của thép 35 là
1
σ
= 0,43. 500=215 N/mm
2
ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ là :
[ ]
55,138
8,1.5,1
4,249.5,1
1
==
u
σ
N/mm
2
Ứng suất cho phép của bánh nhỏ là :
[ ]
44,119
8,1.5,1
215.5,1
2
==
u
σ
N/mm
2
3/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K =1,3.
4/ chọn hệ số chiều rộng bánh răng
4,0=Ψ

A
5/ Tính khoảng cách trục A (CT- 3- 9) Bảng 3- 10
225
99,89.4,0
04,9.3,1
6,2.468
10.05,1
)16,2(
3
2
6
≈−








+≥A
6/Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng :
Vận tốc vòng :
1)60.1000(i
2ππ.A.n
V
1
+
=
(3-17)

53,1
)16,2.(1000.60
97,233.225.2
=
+
=
π
V
(m/s)
Vậy : với vận tốc vòng này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9
7/Định chính xác hệ số tải trọng K
Vì tải trong không thay đổi và độ rắn ảo các bánh răng <350 HB nên K
tt
= 1
Hệ số tải trọng động : K
đ
= 1,45
Do đó K = 1.1,45 = 1,45
Vị trí số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ, nên cần tính lại khoảng cách trục
233
3,1
45,1
.225
3
≈=A
(mm)
8/ Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng :
Môđun
)66,4233(
233).02,001,0(

÷=
÷=m
Lấy m = 3,5 mm
Số răng báng nhỏ ( 3- 24)
37
)16,2.(5,3
233.2
1
≈
+
=z
Số răng bánh lớn
9631.6,2
2
==z
Chiều rộng bánh răng
B= 0,4.159 = 93 (mm)
9/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :
Hệ số dạng răng bánh nhỏ :
Y
1=
0,465
Hệ số dạng răng bánh lớn :
Y
2
=0,51
ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ (3-33)
.b.n.z.my
.K.P19,1.10
σ

11
2
1
1
6
u1
=

5593.
97,233.37.5,3.465,0
09,9.45,1.10.1,19
2
6
≈=
(N/mm
2
)
[ ]
1
1
u
u
σσ
<
Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:
50
51,0
455,0
.55 ≈=
ù

σ
(N/mm
2
)
10/ Các thông số chủ yếu của bộ truyền
Mô dun m = 3,5mm
Số răng z
1
= 37 , z
2
= 96
Góc ăn khớp
0
20=
α
Đường kính vòng chia:
d
1
= m.z
1
= 3,5.37 = 129,5 (mm)
d
2
= m.z
2
= 3,5.96 = 336 (mm)
Khoảng cách trục A
A =
)(233
2

3365,129
mm=
+
Chiều rộng bánh răng b = 93 (mm)
Dường kính vòng đỉnh răng
D
e1
= 129,5 +2.3,5 = 136,5(mm)
D
e2
= 336 + 2.3,5 = 343(mm)
Đường kính vòng chân răng
D
i1
=129,5 – 2,5.3,5 = 120,75(mm)
D
i2
= 336 -2,5.3,5 = 327,25(mm)
11/ Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng
P =
)(5698
97,233.5,129
04,9.10.55,9.2
6
N≈
P
r
= P.tg
α

= 5698.0.364
≈
2074(N)
*Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng nghiêng)
1/ Chọn vật liêu chế tạo bánh răng
Bánh nhỏ : thép 45 thường hóa
2
/600 mmN
b
=
σ

2
/300 mmN
ch
=
σ
HB =100 (giả thiết đường kính phôi 100
Bánh lớn : thép 35 thường hóa
2
/500 mmN
b
=
σ
2
/260 mmN
ch
=
σ
HB = 180 (giả thiết đường kính phôi 100

÷
300mm)
2/ Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a/ Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kì tương đương của bánh răng lớn (CT 3 -4)
Vì bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có :
N
2
= 60u.
Tn
M
M
)(
2
2
max
2
Σ
= 60.233,97.10000 = 140,382.10
6
> N
0
=10
7
(bảng 3 -9)
Trong đó u = 1
N
1
= i.N
2

= 3,12.N
2
>N
0
=10
7
Vì N
1
và N
2
đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi
uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy
K
'
N
= K
"
N
= 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (3 -9)
[
σ
]
tx2
=2,6.180 = 414 (N/mm
2
)
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ
[
σ

]
tx1
=2,6.200 = 520(N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là
[
σ
]
tx2
= 414 (N/mm
2
)
b/ Ứng suất uốn cho phép
để tính ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở
chân răng K
σ
= 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa) giới hạn mỏi của thép 45 là
2
1
/258600.43.0 mmN==
−
σ
Thép 35 :
2
1
/215500.43,0 mmN==
−
σ
Vì ứng suất uốn thay đổi thep chu kì mạch động cho nên dùng CT (3 - 5)để tính ứng suất

cho phép :
Bánh nhỏ :
2
1
/3,143
8,1.5,1
258.5,1
][ mmN
u
==
σ
Bánh lớn :
2
2
/4,119
8,1.5,1
215.5,1
][ mmN
u
==
σ
Trong đó K
"
N
= 1
3/ Sơ bộ láy hệ số tải trọng : K =K
tt
.K
đ
=1,3

4/ CHọn hệ số chiều rộng bánh răng
4,0==Ψ
A
b
A
5/ Tính khoảng cách trục theo công thức (3 - 10) lấy
25,1
'
=
θ
A
)(170)
12,3.414
10.05,1
(
97,233.25,1.4,0
41,9.3,1
)112,3(
2
3
6
mm≈+≥
Lấy A = 170mm.
Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
V=
)/(15,3
)16,2(1000.60
730.170.14,3.2
)1(1000.60
2

1
sm
i
An
=
+
=
+
π
Với vận tốc vòng này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 8
7/ Định chính xác hệ số tải trọng K
Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng HB < 350 nên K
H
= 1,1
Giả sử b>
β
sin
5,2
n
m
với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng v < 3m/s tra bảng 3 -14 tìm được
K
đ
=1,3
Do đó : K = 1.1,3 = 1,3
Vì trị số K không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không tính lại khoảng cách trục A
và có thể lấy A =170 mm
8/ Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng
Môđun pháp : m
n

= (0,01
)02,0÷
)170 =(1,7
)4,3÷
Lấy m
n
= 2,5 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng
985,0cos10
0
=⇒=
ββ
Tổng số răng của 2 bánh
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=
134
5,2
985,0.170.2cos
2 ≈=
n
m
A
β
Số bánh răng nhỏ
Z

1
=
33
112,3
134
1
=
+
=
+i
Z
t
Trị số Z
1
thỏa mãn điều kiện lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3 – 15
Số răng bánh lớn
Z
2
= iZ
1
= 3,12.32,58 = 101,65
Lấy Z
2
= 101
Tính chính xác góc nghiêng
β
(CT 3 - 28)
cos
9853,0
170.2

5,2.134
2
===
A
mZ
nt
β
=>
'849
0
=
β
Vậy chiều rộng bánh răng B thỏa mãn điều kiện
B=
)(68170.4,0. mmA
A
==Ψ
Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện
b>
)(6,34
'849sin
5,2.5,2
sin
5,2
0
mm
m
n
==
β

9/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Tính số răng tương đương (CT 3 - 37)
Bánh nhỏ Z
td1
=
34
)9866,0(
41
2
=
Bánh lớn Z
td2
=
104
)9866,0(
107
2
=
Hệ số dạng răng
Bánh nhỏ y
1
= 0,46
Bánh lón y
2
= 0,517
Lấy hệ số
5,1"=
θ
Kiểm nghiệm sức uốn Ct (3 - 34) đối với răng bánh nhỏ
50

8,6.730.3,3.5,2.64,0
41,9.3,1.10.1,19
'
10.1,19
2
6
11
2
1
2
6
1
≈==
θ
σ
bnzmy
KP
n
u
11
][
uu
σσ
〈
Đối với bánh răng lớn
2
2
1
12
/5,44

517,0
46,0
.50. mmN
y
y
uu
===
σσ
22
][
uu
σω
<
10/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3 - 2)Môđun pháp m
n
= 2,5 (mm)
Số răng Z
1
= 3,3 Z
2
= 101
Góc ăn khớp
0
20=
n
α
Góc nghiêng
'849
0
=

β
Đường kính vòng chia
d
1
=
)(73,83
9853,0
33.5,2
cos
1
mm
zm
n
==
β
d
2
=
)(26,256
9853,0
101.5,2
cos
2
mm
zm
n
==
β
Khoảng cách trục A = 170(mm)
Chiều rộng bánh răng b = 68(mm)

Đường kính vòng đỉnh răng
D
e1
= d
1
+ 2m
n
= 83,73 + 2.2,5 = 88,73mm
D
e2
= d
2
+ 2m
n
= 256,26 + 2.2,5 = 261,26mm
Đường kính vòng chân răng (CT bảng 3 - 2)
D
i1
= 83,73 – 2,5.2,5 = 77,48(mm)
D
i2
= 256,26 – 2,5.2,5 = 250,01 (mm)
11/ Tính lực tác dụng lên trục (CT 3 - 50)
Lực vòng P =
d
M
x
2
trong đó M
x

=
N
n
6
10.55,9
 P = 2.
N5,2940
730
41,910.55,9
6
=
Lực hướng tâm P
r
=
3,1083
9853,0
363,0.5,2940
cos
.
==
β
α
n
tgP
(N)
Lực dọc trục P
a
= P tg
β
= 2940,5.tg9

'39
0
= 539,7(N)
Phần 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
1/ Tính đường kính sơ bộ của các trục theo CT (7 - 2)
d
)(
][2,0
3
)(
mm
M
x
x
τ
≥
trong đó M : môment xoắn, Nmm
[
τ
]
x
ứng suất xơasn cho phép, Nmm
Đổi với trục I
M
T1
= 123103,42(Nmm)
[
τ
]
x =

20
35÷
chọn [
τ
]
x
= 30
 d
1

mm37,27
30.2,0
42,123103
3
=
Đối với trục II
M
T2
= 368987,48(Nmm)
 => d
2

mm47,39
30.2,0
48,368987
3
=
Đối với trục III
M
T3

= 921146,8
 => d
3

mm54,53
30.2,0
8,921146
3
=
Làm tròn đường kính trục
d1 = 30 mm
d2 = 40 mm
d3 = 55 mm
ta chọn d
2
= 40 mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P ta có được chiều rộng
của ổ B =23
2/ Tính gàn đúng trục
Để tính kích thước chiều dài của trục dựa vào hình 7 – 3 và bảng 7 – 1 ta chọn các kích
thước sau
C : khe hở giữa các bánh răng chọc C = 10mm
∆
: khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp, lấy
∆
= 10 mm
l
2 :
khoảng cách từ cạnh ổ đếnthanhf trong của hộp chọn l2 = 10mm
l
3 :

chiều cao của nắp và đầu bu long chọn l
3
= 16 mm
l
4
: khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp chọn l
4
= 15mm
l
5
: chiều dài mayơ lắp trục chọn l
5
= 1,3d
ta có : R
đ
= (0,2;0,3)F
t
trong đó F
t
=
T
đc
D
T2
(D
T
= d
2
= 40mm)
D

T
đường khính vòng tròn qua tâm chốt
 F
t
=
)(5,3270
40
96,65410.2
40
2
N
T
đc
==
 R
đ
= 0,2.3270,5 = 654,1 N
Và P = 2940,5 ; P
r
= 1083,3 N ; d
1
= 83,73 mm ; P
a
= 539,7
Mặt khác ta có
l =
mm
B
ll
B

đai
5,85
2
23
1615
2
86
22
34
=+++=+++
a + b =
mm
b
Cbl
B
5,163
22
1
22
=+∆++++
c =
mm
B
l
b
5,63
22
2
1
=++∆+

x z
y
R
d
Qx
Mx
Qy
My
Mz
822,5
2118
134493
654,1
648,9
434,4
55935,55
28341,15
27584,4
R
Ay
R
Ax
P
1
P
n1
P
a1
R
By

R
Bx
l a+b
c
Tính phản lực ở các gối trục
∑
+++=+−=
2
)()(
1
d
PcbaRbaPlRmAy
aByrđ
= 654,1.8
)5,635,163(
2
73,83
.7,5395,163.3,10835,5 +++−
By
R
= 0
 R
By
= 434,4
R
Ay
= R
đ
+ P
r1

– R
By
= 654,1 + 1083,3 – 434,4 = 1303(N)
∑
++−+= )()(
1
cbaRbaPmAx
Bx
= 2940,5.163,5 – R
Bx
(163,5 + 63,5) = 0
 R
Bx
= 2118(N)
R
Ax
= P
1
– R
Bx
= 2940,5 – 2118 = 82,5(N)
Tính môment uốn ở những tiết diện nguy hiểm
(n-n)
M
u(n-n)
= R
đ
l = 654,1.85,5 = 55925,55(Nmm)
(m-m)
M

u(m-m)
=
22
uxuy
MM +
M
uy
= P
a1
+
2
d

R
By
C = 539,7.
+
2
73,83
586,56.63,5 = 59841(Nmm)
M
ux
= R
Bx
C = 2118.63,5 = 134493(Nmm)
 M
u(m-m)
=
14720513449359841
22

=+
(Nmm)
Tính đường kính trục ở hai tiết diện (n-n) và (m-m) theo CT(7 -3)
d
≥
3
][1,0
σ
dM +
,mm
à M
td
=
22
75,0
xu
MM +
=
22
42,123103.75,055,55935 +
= 120389(Nmm)
Lấy [
σ
] = 50N/mm
2
(bảng 7 - 2)
d
(n-n)

3

87,28
50.1,0
120398
=≥
mm
Đường kính trục ở tiết diện (m-m)
M
td
=
)(18175642,123103.75,0147205
22
Nmm=+
P
2
= 2940,5 N
P
r2
=1083,3 N
P
3
=5698 N
P
r3
= 2074 N
P
a2
= 539,7 N
d= 256,26
d
m-m

mm12,33
50.1,0
184756
3
=≥
Đường kính ở tiết diện n-n lấy bằng 32 mm và đường kính ở tiết diện m-m lấy bằng 38
mm ta lấy lớn hơn giá trị tính được vì trục có rãnh then và lấy d = 30 mm
Trục 2
Ta có
b =
mmC
bb
8710
2
90
2
64
22
21
=++=++
=> a = 163,5 – 87 = 76,5
c = 63,5
4097,5
R
Cy
R
Cx
P
a3

P
3
e
a
b c
i
P
a2
P
r2
P
2
R
Dy
R
Dx
Qx
Mx
Qy
My
Mz
4600,5
4038
954845
315938,25 256413
1376,7
697,3
386
105317,55 24511
60665,1

tính phản lực ở các gối đỡ
0)()(Pr
2
223
=++++−−=
∑
cbaRba
d
PaaPmCy
Dyr
 R
Dy
=
cba
aP
d
PbaP
rar
++
−++
332
2
)(
=
5,63875,76
5,76.93,2177
2
26,256
7,539)875,76(3,1083
++

−++
= 386 (N)
R
Cy
= P
r3
– R
r2
+ R
Dy
= 2074 – 1083,3 + 386= 1376,7(N)
∑
mCx

= P
3
a + P
2
(a+b) – R
Dx
(a+b+c) = 0
 R
Dx
=
N
cba
baPaP
4038
5,63875,76
5,163.5,29405,76.5698

)(
23
=
++
+
=
++
++
R
Cx
= P
3
+ P
2
–R
Dx
= 5698 + 2940,5 – 4038 =4600,5 (N)
Tính moment uốn tổng cộng M
u
=
22
UxUy
MM +
ở tiết diện (e-e)
ta có
M
uy
= -P
a2
aR

d
Cy
+
2
= 539,7.
)(3,1744695,76.7,376
2
26,256
Nmm=+
M
ux
= R
Cx
.a = 4600,5.76,5 = 351938,25
=> M
u
=
)(5,39281025,3519383,174469
22
Nmm=+
ở tiết diện (i-i)
ta có M
uy
= R
Dy
.C = 386.63,5 = 24511 Nmm
M
uy
= R
Dx

.C = 4038.63,5 = 256413 Nmm
 M
u
=
)(25758225641324511
22
Nmm=+
Đường kính trục ở tiết diện e – e
d
(e-e)

3
][1,0
σ
td
M
≥
với M
td
=
)(50637348,368987.75,05,39281075,0
2222
NmmMM
xu
=+=+
[
σ
] = 50N/mm
2
d(e-e)

≥
mm
3
61,46
50.1,0
506373
=
đường kính trục ở tiết diện i-i
M
td
=
)(26,41044148,368987.75,0257582
22
Nmm=+
d
(i-i)
mm5,4350.1,0
26,410441
3
=≥
ở 2 đoạn trục này đều có làm rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến vì
vậy đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán một ít d
e-e
=50 mm và d
i-i
= 48mm.
Đường kính lắp ổ lăn d = 45 mm. Những trị số chọn trên phù hợp với tiêu chuẩn
TrụcIII
P
4

= 5698 N
P
r4
= 2074 N
A= 76,5 mm
b+c = 87 + 63,5 = 150,5
a
76,5
b+c
150,5
1920,25
3778
289017
699
1375
153464
53473,5
Q
x
M
x
Q
y
M
y
M
z
P
4
Pa

4
Pr
4
tính phản lực ở các gối trục
∑
=
y
mE
P
r4
.a +R
Fy
(a+b+c) = 2074.76,5 – R
Fy
(76,5+87+63,5) = 0
 R
Fy
= 699
R
Ey
= P
r4
– R
Fy
= 2074 – 699 = 1375
∑
x
mE
= P
4

.a – R
Fx
(a+b+c) = 0
 R
Fx
=
)(25,1920
5,63875,76
5,76.5698
4
N
cba
aP
=
++
=
++
R
Ex
= P
4
– R
Fx
= 5698 – 1920,25 = 3777,75 (N)
Tính moment uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất
M
u
=
22
uxuy

MM +
Ta có M
uy
= R
Ey
.a = 105187,5(Nmm)
M
ux
= R
Ex
.a = 3778.76,5 = 289017 (Nmm)
 M
u
=
3075632890175,105187
22
=+
Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất
M
td
=
)(8549738,921146.75,0307563.75,0
2222
NmmMM
xu
=+=+
[
σ
] = 48 N/mm
2

(bảng 7 -2)
d
3
mm26,56
48.1,0
854973
3
=≥

lấy 62 mm
vì trên trục có làm rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên so với tính toán
đường kính ngang trục
55Φ
đường kính đầu trục ra
50Φ
mm
với những kích thước chủ yếu đã tìm được chúng ta tiến hành vẽ cấu tạo các trục, sau đó
kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục.
Tính chính xác trục
Trính chính xác trục ở tiết diện (n-n) theo CT (7 - 5)
n =
][
22
n
nn
nn
≥
+
τσ
τσ

vì trục quay nên ứng suất cho phép (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng
0;
minmax
====
m
u
a
W
M
σσσσ
Vậy
a
K
n
σ
εβ
σ
σ
σ
1
=
Bộ truyền làm việc 1 chều nên ứng suất tiếp xúc (xoắn), biến đổi theo chu kì mạch động
O
x
ma
W
M
22
max
===

τ
ττ
Vậy n
τ
=
ma
K
τψτ
βε
τ
τ
τ
τ
+
1
45,0
1
=
−
σ
;
2
/270600.45,0 mmN
b
==
σ
(trục thép 45 có
2
/600 mmN
b

=
σ
)
25,0
1
=
−
τ
= 0,25.600 =
2
/150 mmN
W
M
u
a
=
σ
W = 2730mm
3
(bảng 7-8)
M
u
= 55925,55 Nmm
2
/5,20
2730
55,55925
mmN
a
==

σ
)/(4,10
5910.2
42,123103
2
2
mmN
W
M
O
x
ma
====
ττ
W
o
= 5910 mm
3
(bảng 7-3b)
M
x
= 123103,42 Nmm
Chọn hê số
σ
ψ
và
τ
ψ
heo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình
1,0≈

σ
ψ
và
05,0≈
τ
ψ

hệ số tăng bền
1=
β
Chọn các hệ số
τστσ
εε
,,, KK
Theo bảng 7-4 lấy
75,0,84,0 ==
τσ
εε
Theo bảng 7-8 tập trung ứng suất do rãnh then
5,1;163, ==
τσ
KK
Tỷ số
2
75,0
5,1
;9,1
86,0
63,1
====

τ
τ
σ
σ
εε
KK
Tập trung ứng suất do lắp căng với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép
2
/30 mmN≥
tra bảng 7-10 ta có
6,2=
σ
σ
ε
K
)1(6,01 −+=
σ
σ
τ
τ
εε
KK
= 1 + 0,6(2,6 - 1) = 1,96
Thay các trị số tìm được vào CT tính
σ
n
và
τ
n
06,5

5,20.6,2
270
==
σ
n
18,7
4,10.05,04,10.96,1
150
=
+
=
τ
n
n =
14,4
18,706,5
18,7.06,5
22
=
+
ta có n tìm được lớn hơn nhiều so với [n] nên ta giảm đường kính trục xuống, lấy d
n-n
=
30 mm
tương tự ta tính chính xác trục ở tiết diện (m-m)
có
NmmM
NmmM
mmW
mmW

mmN
mmN
x
u
42,123103
147205
10040
4660
/150
/270
3
0
3
2
1
2
1
=
=
=
=
=
=
−
−
τ
σ
589,31
4660
147205

==
W
M
u
a
σ
(N/
2
mm
)
)/(13,6
10040.2
42,123103
2
2
0
mmN
W
M
x
am
====
ττ
Chọn
1,0=
σ
ψ
và
05,0=
τ

ψ
hệ số tăng bền
1=
β
Tra bảng 7 -10 ta có
62,2)1(6,01
7,2
=−+=
=
σ
σ
τ
τ
σ
σ
εε
ε
KK
K
Thay các trị số tìm được vào CT tính
62,2)1(6,01 =−+=
σ
σ
τ
τ
εε
KK
1657,3
589,31.7,2
270

==
σ
n
16,9
13,6.05,013,626,2
150
=
+
=
τ
n
n =
][9,2
16,91657,3
16,9.1657,3
22
n≈=
+
vậy có thể chọn d
m-m
= 38mm
tính chính xác trục ở tiết diện (e-e) ta có
NmmM
NmmM
mmW
mmW
mmN
mmN
x
u

48,368987
5,392810
22900
10650
/150
/270
3
0
3
2
1
2
1
=
=
=
=
=
=
−
−
τ
σ
88,36
10650
5,392810
===
W
M
u

a
σ
(N/
2
mm
)
)/(05,8
22900.2
48,368987
2
2
0
mmN
W
M
x
am
====
ττ
Chọn hệ số
1,0≈
σ
ψ
và
05,0≈
τ
ψ
hệ số tăng bền
1=
β

Tra bảng 7-10 ta tìm được
3,3=
σ
σ
ε
K
38,2)1(6,01 =−+=
σ
σ
τ
τ
εε
KK
Thay các trị số vào CT tính
σ
n
và
τ
n
24,2
88,36.3,3
270
==
σ
n
67,7
05,8.05,005,8.38,2
150
=
+

=
τ
n
n =
][15,2
67,724,2
67,7.24,2
22
n≈=
+
vậy có thể chọn d
e-e
= 50mm
tính chính xác trục ở tiết diện (i-i) ta có
NmmM
NmmM
mmW
mmW
mmN
mmN
x
u
48,368987
257582
20500
9620
/150
/270
3
0

3
2
1
2
1
=
=
=
=
=
=
−
−
τ
σ
78,26
9620
257582
===
W
M
u
a
σ
(N/
2
mm
)
)/(9
20500.2

48,368987
2
2
0
mmN
W
M
x
am
====
ττ
Chọn hệ số
1,0≈
σ
ψ
và
05,0≈
τ
ψ
hệ số tăng bền
1=
β
Tra bảng 7-10 ta tìm được
3,3=
σ
σ
ε
K
38,2)1(6,01 =−+=
σ

σ
τ
τ
εε
KK
Thay các trị số vào CT tính
σ
n
và
τ
n
005.3
78,26.3,3
270
==
σ
n
86,6
9.05,09.38,2
150
=
+
=
τ
n
n =
][75,2
86,63
86,6.3
22

n≈=
+
vậy có thể chọn d
i-i
= 48mm
tính chính xác trục ở tiết diện chịu tải lớn nhất ta có
NmmM
NmmM
mmW
mmW
mmN
mmN
x
u
8,921146
307563
44300
20900
/150
/270
3
0
3
2
1
2
1
=
=
=

=
=
=
−
−
τ
σ
72,14
20900
307563
===
W
M
u
a
σ
(N/
2
mm
)
)/(4,10
44300.2
8,921146
2
2
0
mmN
W
M
x

am
====
ττ
Chọn hệ số
1,0≈
σ
ψ
và
05,0≈
τ
ψ
hệ số tăng bền
1=
β
Tra bảng 7-10 ta tìm được
3,3=
σ
σ
ε
K
38,2)1(6,01 =−+=
σ
σ
τ
τ
εε
KK
Thay các trị số vào CT tính
σ
n

và
τ
n
55,5
72,14.3,3
270
==
σ
n
93,5
4,10.05,04,10.38,2
150
=
+
=
τ
n
n =
][4
93,555,5
93,5.55,5
22
n≈=
+
ta có n tìm được lớn hơn nhiều so với [n] nên ta giảm đường kính trục xuống, lấy đường
kính ở tiết diện chịu tải lớn nhất d = 60mm
Tính then
Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nói 1 cách khác là để truyền moment và
chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc người lại ta dùng then. Theo đường kính trục I
để lắp then 38mm tra bảng 7-23 chọn then có b =12 h = 8; t= 4,5 ; t

1
= 3,6; K = 4,4
(đường kính chân răng D
i1
= 117,17 mm, đường kính trục là 38mm; nên bánh răng không
cần lắp liền trục)
Ta có chiều dài then bằng 0,8lm(lm- chiều dài mayơ) mà lm = 1,3d = 1,3.38 =49,4mm
 l = 0,8.49,4 =39,5
lấy l = 40mm
kiểm nghiệm về sức bền dập theo CT (7-11)
2
/][
2
mmN
dkl
M
d
x
d
σσ
≤=
ở đây
M
x
=123103,42Nmm
d = 38mm
K = 4,4 mm
l = 40 mm
[
σ

]
d
= 150 N/mm
2
(bảng 7-20 ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu thép
CT6)
)/(8,36
40.4,4.38
42,123103.2
2
mmN
d
==
σ
dd
][
σσ
〈
Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo CT(7-12)
c
x
c
dbl
M
][
2
ττ
≤=
ở đây b = 12mm ; [
τ

]
c
= 120N/mm
2
bảng 7-21 các thông số khác như
trên
cc
mmN ][)/(5,13
40.12.38
42,123103.2
2
ττ
〈==
Đối với trục II, dựa vào đường kính tac ó thể chọn 2 then cùng kích thước. Tra bảng 7-23
chọn b= 16, h = 10, t = 5, t
1
= 5,1 , K = 6,2
Chiều dài then l = 0,8 lm = 0,8.1,3d
Chiều dài then ở chỗ lắp bánh dẫn là
l
2
= 0,8.1,3.48 = 50 mm
Chiều dài then ở chỗ lắp bánh bị dẫn là
l
3
= 0,8.1,3.50 = 52
Kiểm nghiệm về sức bền dập của then l
2
2
/50

48.2,6.50
48,368987.2
2
mmN
dKl
M
x
d
===
σ
<
d
][
σ
Kiểm nghiệm về sức bền bị cắt của then CT(7-12)
Kiểm nghiệm về sức bền dập của then l
3
d
2
][ </7,45
52.2,6.50
48,368987.2
2
σσ
mmN
dKl
M
x
d
===

Kiểm nghiệm về sức bền bị cắt của then l
3
c
x
c
mmN
dbl
M
][/7,17
52.16.50
48,368987.2
2
2
ττ
〈===
Đối với trục III với d = 60mm, chọn được b = 18, h = 11, t = 5,5, K = 6,8,
l
4
= 0,8.1,3.60 = 62mm
Kiểm nghiệm về sức bền dập
d
2
][ </8,72
62.8,6.60
8,921146.2
2
σσ
mmN
dKl
M

x
d
===
Kiểm nghiệm về sức bền cắt
c
x
c
mmN
dbl
M
][/19
48.16.50
48,368987.2
2
2
ττ
〈===
c
x
c
mmN
dbl
M
][/5,27
62.18.60
8,921146.2
2
2
ττ
〈===

Phần 5
Thiết kế gối đỡ trục
Chọn ổ lăn
Trục I không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ còn đồi với trục II và III có lực dọc trục
ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn
Sơ đồ chọn ổ cho trục I
Ta có
NRRR
NRRR
BxByB
AxAyA
4,29725,29404,434
88,15405,8221303
2222
2222
=+=+=
=+=+=
Tính cho gối đỡ B vì có lực R
B
lớn
Theo CT 8-1 ta có
C = Q(n.h)
3,0
Trong đó n= 730 v/p
h = 10000 giờ
Q tính theo công thức 8-6
Q = (K
v
R+ mA
t

)K
n
K
t
K
t
= 1 tải trọng tĩnh
K
n
= 1 nhiệt độ làm việc dưới 100
0
(b8-4)
K
v
= 1 vòng trong của ổ quay (b8-5)
ở đây vì A
t
= 0 => Q = R
B
= 2362,26N = 236,2daN
vậy C = 236,2.(730.10000)
3,0
= 27056,8
tra bảng 14P, ứng với d = 30mm lấy ổ có kí hiệu 306 có C
bảng
= 3300 đường kính ngoài
của ổ lăn D = 72mm, chiều rộng B = 19mm
sơ đồ chọn ổ cho trục II
A B
R

A
R
B
P
a 1