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: P
ct
=
.
5,44
6,11
0,89
t
P
η
= =
(kw)
+ P
t
=P
lv
.β: Công suất tương đương.

=










   
 
+ =
 ÷  ÷
 
   
 
(Do thời gian mở máy rất
nhỏ nên có thể bỏ qua T
mm
).
Công suất làm việc trên trục máy công tác:

1000
Fv
P
lv
=
=
12500.0,5
1000
= 6,25 (kw)
⇒ P
t
= 6,25.0,87 = 5,44 (kw)
+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối.
η = η
đ
. η
br

= U
đ
.U
br
= 3.4 = 12
Tra bảng 2.4:
1
+ U
đ
= 3: Tỷ số truyền bộ truyền đai.
+ U
br
= 4: Tỷ số truyền bộ truyền động bánh răng.
- Số vòng quay của trục máy công tác:
n
lv
=
D
V
.
.60000
π
=
60000.0,5
95,5
.100
π
=
(vòng/phút)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

T T
T T
= > =
1.1.4. Xác định tỷ số truyền U
t
của hệ dẫn động.
U
t
=
lv
đc
n
n
=
950
95,5
= 9,95
U
t
= U
n
.U
h
⇒ U
h
=
9,95
3,16
3,15
t

6,64
. 0,96.0,99
II
br ol
P
η η
= =
(kw)
- Trục động cơ: P
đc
=
6,64
6,99
. 0,96.0,99
I
ol
P
d
η η
= =
(kw)
1.2.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.
- Trục động cơ: n
đc
= 950 (vòng/phút)
-Trục I: n
I
=
950
301,6

6
.
6,31
631661
95,4
=
(Nmm)
- Trục I: T
I
= 9,55.10
6
.
I
I
n
P
= 9,55.10
6
.
6,64
210252
301,6
=
(Nmm)
- Trục động cơ: T
đc
= 9,55.10
6
.
dc

- Chọn loại đai vải cao su.
2.2. Xác định các thông số của bộ truyền
T
đc
= 70268 (Nmm)
- Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn tiêu chuẩn: = 250 (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 = 2000
- 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:
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 dùng loại đai không có lớp lót , trị số tiêu chuẩn là ( với số lớp
là 5).
5
- 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

r
= 1416 N
Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
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).
7
3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.
+ HB = 245 < 350 ⇒ m
H
= 6
+ N

HL1
= 1
- S
H
= 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2
⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Bánh răng trụ răng thẳng nên:
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
8
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

2
max
2
.8,0
chF
σσ
0,8 . 450 = 360 (MPa)
9
3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng.
3.4.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
+ K
a
= 49,5 (Mpa
1/3
): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng.
tra bảng 6.5.
+ Ψ
ba
= 0,3: Tra bảng 6.6
+ k
Hβ
= 1,132 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7
Lấy a
w
= 210 (mm).
3.4.2. Xác định các thông số ăn khớp.
3.4.2.1. Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a

a = a
ω
= 211,5
+ Đường kính đỉnh răng:
d
a1
= d
1
+ 2.m.(1 + x
1
-

y
∆
) = 102 + 2.3.(1 + 0 + 0) = 108 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x
2
-

y
∆
) = 321 + 2.3.(1 + 0 + 0) = 327 (mm)
+ Đường kính đáy răng:
d
f1
= d

khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7
+ 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)
δ
H
= 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
g
o
= 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và
bánh 2. Tra bảng 6.16.
b
w
= Ψ
ba
.a
w
= 0,3.211,5 = 63,45 (mm)
* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Z
R
= 1: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Cấp chính xác 9 ⇒ R

ω
= 38 (mm)
12
3.4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
= .K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,05. 1,37.1,08 = 1,55
+ K
Fβ
= 1,05: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn. Tra bảng 6.7.
+ K
Fα
= 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14.
+ K
FV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
δ

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.
* Bảng thông số.
Các thông số
Bộ truyền bánh
răng trụ răng
thẳng
Khoảng cách trục a
w
(mm) 211,5
Môđun m 3
Chiều rộng vành răng b
w
(mm) 38
Số răng bánh răng (z
1
,z
2)
34 107
Đường kính vòng lăn (d

Lấy d
2
= 60 (mm)
4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.
- Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2.
Bảng 4.1.
d (mm) 40 60
b
o
(mm) 23 31
- Chiều dài mayơ bánh răng:
+ l
m13
= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).40 = 48 …60 (mm)
chọn l
m13
= 50 (mm)
+ l
m23
= (1,2…1,5).d
2
= (1,2…1,5).60 = 72…90 (mm)
chọn l
m23
= 80 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai:
+ l

= 15
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K
3
= 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông h
n
= 15
- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:
l
c12
= 0,5(l
m13
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(50 + 23) + 10 +15 = 61,5 (mm)
l
c22
= 0,5(l
m23
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(80 + 31) + 10 +15 = 80,5 (mm)

23
= l
13
= 80,5 (mm)
l
21
= l
11
= 161 (mm)
Sơ đồ lực:
17
- Lực tác dụng lên trục:
Vị trí đặt lực của bánh răng 3: âm
cq
1
= -1: Trục I quay cùng chiều kim đồng hồ.
cb
13
= 1: Trục I là trục chủ động.
Lực vòng trên bánh răng:
F
x13
= -3447 (N) F
x13
= -F
x23
= 3447 (N)
F
y13
= -1255 (N) F

đoạn trục.
4.2.3.1. Trục I.
F
y13
F
x13
F
y12
F
x12
Fl
x10
y10
Fl
Fl
x11
y11
Fl
M
x
M
y
T
61.580.5
161.0
z
y
x
o
86152Nmm

y12
. l
12
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl
y10
= F
y12
– F
y13
+ Fly
11
= 1160 – 1255 + 1071 = 976 (N)
- Trong mặt phẳng xoz:
+ Phương trình mômen :
(
)
1
1
y
F
M
→
∑
= F
x12
. l
12
+ Fl

M
x10
= -71340 (Nmm)
M
x13
= -86152 (Nmm)
M
x11
= 0 (Nmm)
– Tính mô men uốn M
y
:
M
y12
= 0 (Nmm)
M
y10
= 49938 (Nmm)
M
y13
= -63809 (Nmm)
M
y11
= 0 (Nmm)
20
– Tính mô men xoắn T:
T
12
= 210252 (Nmm)
T

x23
F
y23
F
x22
z
y
x
o
M
x
M
y
T
80.5
161.080.5
Fl
x20
y20
Fl
Fl
x21
y21
Fl
50514Nmm
80500Nmm
178992Nmm
631661Nmm
Ø50k6
Ø50k6

21
= 1255 – 627,5 = 627,5 (N)
- Trong mặt phẳng xoz:
+ Phương trình mômen :
2
2y
M
F
→
 
 ÷
 
∑
= F
x22
. (l
22
+ l
23
) + Fl
x21
. l
21
- F
x23
. l
23
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl

:
M
y20
= 0 (Nmm)
M
y23
= 178992 (Nmm)
M
y21
= 80500 (Nmm)
M
y22
= 0 (Nmm)
23
– Tính mô men xoắn T:
T
20
= 0 (Nmm)
= 0 (Nmm)
= -631661 (Nmm)
T
21
= -631661(Nmm)
T
22
= 0 (Nmm)
4.2.3.2.3. Tính mô men uốn tổng M
j
, mô men tương đương M
tđj

S
SS
SS
S
jj
jj
j
≥
+
=
22
.
τσ
τσ
-
[ ]
S
:hệ số an toàn cho phép [S] = 2.
-
j
S
σ
:hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp

mjajdj
j
k
S
σψσ
σ

Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theo công thức :
25