Phần 1 : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
1.1. Tính toán chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết.
- Công suất cần thiết:
Công suất làm việc trên trục máy công tác:
+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối.
η = η
đ
. η
br
.η
2
ol
.η
ot
.η
kn
= 0,96.0,96.0,99
2
.0,99.1 = 0,89
Tra bảng 2.3
η
đ
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai.
η
br
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng.
η
ol
= 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η

1
1.1.3. Chọn động cơ.
P
ct
= 4,13 (kw), n
Sb
= 668 (vòng/phút)
Tra bảng P 1.3 chọn động cơ 4A132M8Y3
Công suất
(kw)
Vận tốc quay
(vòng/phút)
η%
Cos
5,5 716 83 0,74 1,8 2,2
P
đc
= 5,5 (kw) > P
đc
= 4,13 (kw)
1.1.4. Xác định tỷ số truyền U
t
của hệ dẫn động.
1.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.
1.2.1. Xác định công suất trên các trục.
- Trục II:
- Trục I:
- Trục động cơ:
2
1.2.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.

đc
= 54819 (Nmm)
- Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn tiêu chuẩn: = 200 (mm)
- Vận tốc:
- Đường kính bánh lớn:

Lấy trị số tiêu chuẩn:
- Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch tỷ số truyền:
- Khoảng cách trục:

Lấy a = 1500
- Chiều dài dây đai:
Cộng thêm từ 100 đến 400mm tùy theo cách nối đai
- Số vòng chạy của đai:
- Góc Ôm trên báng đai nhỏ được tính theo công thức:
4
2.3. Xác định tiết diện và chiều rộng đai.
- Lực vòng:
- Theo bảng (4.8 ) có tỷ số nên dùng là 1/40 ( đai vải cao su) do đó
Theo bảng 4.1 tr51 dùng loại đai không có lớp lót , trị số tiêu chuẩn
là ( với số lớp là 4).
- Ứng suất có ích cho phép:
Trong đó: ứng suất có ích cho phép tính theo công thức:
: Trị số ảnh hưởng đến góc ôm tra b4.10
: Trị số ảnh hưởng của vận tốc tra b4.11 10
: Trị số ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền tra b4.12 10
Theo công thức (4.8) ta có bề rộng đai.
k

3.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu bánh răng với:
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền σ
b1
= 850 (MPa)
Giới hạn chảy σ
ch1
= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ
b2
= 750 (MPa)
Giới hạn chảy σ
ch2
= 450 (MPa).
6
3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.
+ HB = 245 < 350 ⇒ m
H
= 6
+ N
HO
= 30H
HB

H
= 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2
⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Bánh răng côn răng thẳng nên:
7
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
K
FC
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
+ HB = 245 < 350 ⇒ m
F
= 6
+ N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 4.10
6
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm
về uốn.

N
FE2
> N
FO2
do đó K
FL2
= 1

H
β
= 1,18
3.4.2. Xác định các thông số ăn khớp.
- Xác định số răng bánh nhỏ:
9
Tra b6.22 ta được z
p1
= 18
HB < 350, z
1
= 1,6z
p1
= 1,6.18 = 28,8 chọn z
1
= 29
Đường kính trung bình và mô đun trung bình:
Mô đun vòng ngoài:
Theo b6.8 chọn m
te
= 4 (mm)
Số răng lớn: z
2
= u.z
1
= 3,61.28 = 101,1 chọn z
2
= 101
Tỷ số truyền thực tế:
Góc côn chia:

- Z
H
= 1,76: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12.
+ Hệ số trùng khớp ngang:
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
+ K
Hβ
= 1,18 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.21
+ K
Hα
= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
+ K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 g
o
= 73. Theo (6.42)
11
δ
H
= 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
g
o
= 82: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và
bánh 2. Tra bảng 6.16.
b = K

Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
12
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
= .K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,55. 1.1,14 = 1,767
+ K
Fβ
= 1,55: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn. Tra bảng 6.21
+ K
Fα
= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn.
+ K
FV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
δ
F
= 0,016: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
g

d
a
400 (mm) ⇒ K
xF
= 1
Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn.
3.4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
14
Kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Chiều dài côn: R
e
= 209,6 (mm)
Mô đun vòng ngoài: m
te
= 4 (mm)
Chiều rộng vành răng: b = 38 (mm)
Tỷ số truyền: u
m
= 3,61
Góc nghiêng răng: β = 0
Số răng bánh răng: z
1
= 28 z
2
=101

= 2h
te
m
te
+ c = 2cosβ.m
te
+ 0,2m
te
= 2.cos0.4 + 0,2.4 = 8,8 (mm)
Chiều cao đầu răng ngoài: h
ae1
= 5,3 (mm) h
ae2
= 2,7 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài: h
fe1
= 3,5 (mm) h
fe2
= 6,1 (mm)
15
Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.
4.1. Chọn vật liệu.
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có:
Độ cứng HB = 200
Giới hạn bền
Giới hạn chảy
ứng suất xoắn cho phép
4.2. Tính thiết kế trục.
4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I:

= 80 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai:
+ l
m12
= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).40 = 48…60 (mm)
16
chọn l
m12
= 50 (mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối đàn hồi:
l
m22
= (1,4…3,5)d
2
= (1,4…3,5).60 = 84…150 (mm)
chọn l
m22
= 100 (mm)
Khoảng cách trục 1:
Tra bảng 10.3.
Bảng 4.2.
Tên gọi Ký hiệu và giá
trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay
k

o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(80 + 31) + 10 +15 = 80,5 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:
+ Trục I:
l
12
= -l
c12
= -61,5 (mm)
l
11
= (3,5…3)d
1
= (3,5…3).40 = 100…120 chọn l
11
= 110 (mm)
l
13
= l
11
+k
1
+ k
2
+ l
m13

+ 10 + 15 + 112 = 142,1 (mm)
l
21
= l
23
+ b
o
+ 3k
1
+ 2k
2
= 142,1 + 31 + 3.10 + 2.15 = 233,1 (mm)
Sơ đồ lực:
17
F
t1
F
a1
F
r1
F
t2
F
a2
F
r2
F
dx
F
dy

F
z13
= -323 (N) F
z23
= -F
y13
= 1163 (N)
- Lực từ bánh đai tác dụng lên trục I:
F
x12
= cosα.F
r
= cos25.1276 = 1156 (N)
18
F
y12
= sinα.F
r
= sin25.1276 = 539 (N)
- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục II:
Tra bảng 16.10a D
t
= 130 (mm)
Lấy F
x22
= 1200 (N)
Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ
là lớn nhất, do đó F
x22
ngược chiều với F

x10
Fl
y10
Fl
y11
Fl
x11
O z
y
x
M
y
T
M
x
61.5 110. 0
178,2
F
x12
4.2.3.1.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
+ Phương trình mômen :
21
(
)
1
1
x
F
M

+ Phương trình mômen :
(
)
1
1
y
F
M
→
∑
= F
x12
. l
12
- Fl
x11
. l
11
+ F
x13
. l
13
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl
x10
= F
x12
+ Fl
x11

22
M
y13
= 0 (Nmm)
– Tính mô men xoắn T:
T
12
= 185681 (Nmm)
T
10
= 185681 (Nmm)
T
11
= 185681 (Nmm)
= 185681 (Nmm)
= (Nmm)
4.2.3.1.3. Tính mô men uốn tổng M
j
, mô men tương đương M
tđj
tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có
b
600 (Mpa) [ ] = 50 (Mpa)
23
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn
trục như sau :
d
12

Fl
y21
Fl
x20
Fl
y20
O z
y
x
80.5
143,1
233,1
Ø45
H7
k6
Ø55
H7
k6
Ø50k6
25