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
=

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

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

= 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

)/(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

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
==

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
=

=
−
=
∆
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

)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

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)

= 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

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

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(

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

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

÷
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

]
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

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

= (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

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

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

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)

=
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

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

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

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
=++∆+

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

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

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

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

−++
= 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

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

≥
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

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

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

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
===

=
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
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
====

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

==
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

==
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

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

=
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

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

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
=
=
=

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

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

]
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

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

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

A
R
B
P
a 1