Đồ án chi tiết máy Thiết kệ hộp gảm tốc trục vít 2 cấp

1


NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………

2


LỜI NĨI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở
khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trị nhất định trong cuộc sống cũng
như trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có
thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các
kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ
thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế
cơ khí. Cơng việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có
cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ
bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong q trình thực hiện các
sinh viên có thể bổ sung và hồn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công
cụ AutoCad- điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy VĂN QUỐC HỮU và các bạn
trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ
án.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh
khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cơ và bạn bè để đồ án này được
hồn thiện hơn.

3


Mục Lục(File bản vẽ liên hệ zalo, sđt ở trang cuối)
CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN. .................................................................. 6
1. Xác định cơng suất động cơ :.............................................................................. 6

2. Xác định số vịng quay sơ bộ của động cơ : ....................................................... 7
3. Xác định cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục. .............................. 9
CHƯƠNG II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ............................... 11
2.1.Tính tốn bộ truyền trục vít bánh vít cấp nhanh. ............................................ 11
2.1.1.Chọn vật liệu ............................................................................................. 11
2.1.2.Xác định ứng suất cho phép ..................................................................... 12
2.1.3.Tính thiết kế .............................................................................................. 13
2.2.Tính tốn bộ truyền trục vít bánh vít cấp chậm. ............................................. 19
2.2.1.Chọn vật liệu ............................................................................................. 19
2.2.2.Xác định ứng suất cho phép ..................................................................... 19
2.2.3Tính thiết kế ............................................................................................... 20
CHƯƠNG III:TÍNH TỐN TRỤC ....................................................................... 25
3.1.Chọn vật liệu: .................................................................................................. 26
3.2.Tính sơ bộ đường kính trục: ........................................................................... 26
3.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ................................. 27
3.4.Xác định trị số và chiều của lực từ chi tiết tác dụng lên trục I ....................... 28
3.4.1. Xác định đường kính và chiều dài trục I ................................................. 28
3.5.Tính thiết kế trục II ......................................................................................... 32
3.5.1.Xác định khảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của trục II. .......... 32
3.5.2.Xác định đường kính và chiều dài trục II ................................................. 33
3.6.Tính thiết kế trục III ........................................................................................ 36
3.6.1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của trục III ........ 37
3.6.2.Xác định đường kính và chiều dài trục III ................................................ 37
3.7.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ............................................................ 40
3.7.1 Hệ số an toàn sj ứng với các tiết diện nguy hiểm .. ................................. 46
3.7.2 Tính kiểm nghiệm độ bền của then .......................................................... 46

4

CHƯƠNG IV: TÍNH CHỌN CÁC Ổ LĂN ............................................................ 47
4.1. Tính chọn ổ lăn cho trục I .............................................................................. 47
4.1.1. Chọn loại ổ ............................................................................................... 48
4.1.2. Chọn cấp chính xác ổ............................................................................... 48
4.1.3. Chọn kích thước của ổ ............................................................................. 48
4.2. Tính chọn ổ lăn cho trục II ............................................................................ 50
4.2.1. Chọn loại ổ ............................................................................................... 50
4.2.2 Chọn cấp chính xác ổ................................................................................ 51
4.2.3.Chọn kích thước của ổ .............................................................................. 51
4.3. Tính chọn ổ lăn cho trục III ........................................................................... 52
4.3.1. Chọn loại ổ ............................................................................................... 52
4.3.2. Chọn cấp chính xác ổ............................................................................... 53
4.3.3. Chọn kích thước ổ.................................................................................... 53
CHƯƠNG V: TÍNH TỐN, CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP GIẢM TỐC
VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ BƠI TRƠN ........................................................................... 55
5.1. Tính tốn chọn các yếu tố của vỏ hộp. .......................................................... 55
5.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân .................................................................... 55
5.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp. .............................................. 55
1. Các thông số của một số chi tiết phụ khác .................................................... 59
CHƯƠNG VI: BẢNG THỐNG KÊ DUNG SAI.................................................... 65

5


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

Đề Số IV, Phương Án 7

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
*** Các thơng số cho trước:
- Lực kéo trên xích tải P ( kG): 700
- Vận tốc xích tải V (m/s): 0,12
- Bước xích tải t (mm): 100
- Số răng đĩa xích tải z: 10
- Chiều cao tâm đĩa xích :500
- Thời gian phục vụ (năm) : 4
- Sai số vận tốc cho phép (%) 4

CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
I.Xác định cơng suất cần thiết, số vịng quay sơ bộ của động cơ điện, chọn quy cách
động cơ.

1. Xác định công suất động cơ :
- Công suất cần thiết được xác định theo cơng thức
P ct =

Trong đó:

Pt
η

Pct Là cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
Pt

Là cụng suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW).

Do tải trọng thay đổi nên : Pt  Ptd  P1

 (Pi / P1)2 t i /  t i

Ta Có Kngày=0.67=tp/24  tp=24.0,67=16h
Chọn t1=8h=28800s , t2=4h=14400s, t3=4h=14400s
P1=Plv=

𝐹.𝑣
1000

=

7000.0,12
1000

= 0,84 (kW)
6


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

√

Ptđ=

SVTH: HỒ MINH QUANG

𝑃12 ∗𝑡1 +𝑃22 ∗𝑡2 +𝑃32 ∗𝑡3
𝑡1 +𝑡2 +𝑡3

=0,84*√

1.52 ∗6+12 ∗(28800−6)+0.72 ∗14400+0.52 ∗14400
28800+14400+14400

=0,695 (kW)

- Hiệu suất truyền động:  = ol3*tv2 * kn*𝜂𝑥 = 0,993 *0,822* 1 = 0,6524
Trong đó:
𝜂𝑜𝑙 = 0,99 : Là hiệu suất 1 cặp ổ lăn
tv = 0,82

: Hiệu suất bộ truyền trục vít

kn = 1 : Hiệu suất của khớp nối
⇒ Pct

=

𝑃𝑡đ
𝜂

=

0.695
0,6524

=1,06 (kW)

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

𝑛𝑙𝑣 =

60000∗𝑣
𝑧∗𝑡

=

60000∗0,12
10∗100

= 7,2(v/p)

Trong đó:
v-Vận tốc xích tải (m/s)
z-Số rằng đĩa xích tải
t-Bước xích của xích tải (mm)
Theo bảng 2.4/Trang 20 sách Tính tốn thiết kế - tập 1 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm
tốc 2 cấp trục vít: Ut=700
- Số vịng quay sơ bộ của động cơ:

𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 ∗ 𝑢𝑡 = 7,2*300 = 2160 (v/p)
Trong đó:
7


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

𝑛𝑠𝑏 : Là số vòng quay sơ bộ

𝑛𝑙𝑣 ∶ Là số vòng quay của trục máy công tác
𝑢𝑡 ∶ Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
=> Ta chọn 𝑛đ𝑏 = 2160 (v/p)
*Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
Pđc  Pct

;

nđc nsb

Đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:
𝑇𝑚𝑚
𝑇

≤

𝑇𝑘
𝑇𝑑𝑛

 1,5< 2

Ta chọn động cơ có các thông số như sau :

Kiểu động

Công

Vận tốc

suất,(kW)

cơ

4A80A2Y3 1,5

quay, (v/p)
2850

𝑇𝑘
𝑇𝑑𝑛

Hiệu
suất,(%)

77,5

2

* Xác định tỷ số truyền động 𝒖𝒕 của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng
bộ phận của hệ thống dẫn động
- Tỷ số truyền 𝑢𝑡 :

𝑢𝑡 =

𝑛đ𝑐
𝑛𝑙𝑣

−=

2850
7,2

= 390,27(v/p)

8


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

Trong đó:
𝑛đ𝑐 : Là số vòng quay của động cơ
𝑛𝑙𝑣 : Là số vòng quay của trục máy công tác
- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền

𝑢𝑡 = 𝑢ℎ = 390,27
Đây là hộp giảm tốc trục vít 2 cấp với 𝑢ℎ = 390,27
Mà 𝑢ℎ = 𝑢1 ∗ 𝑢2
Trong đó : 𝑢1 - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh

𝑢2 - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
- Đối với hộp giảm tốc 2 cấp trục vít, để kết cấu chung của hộp giảm tốc hợp lý thì
khoảng cách trục cấp chậm bằng hai lần khoảng cách trục cấp nhanh (a2=2a1). Do vậy
cần chọn tỷ số truyền cấp nhanh nhỏ hơn một ít so với cấp chậm
Theo cơng thức (3.22) trang 48:

𝑢1 < √𝑢ℎ = √390,27 = 19,75
Chọn 𝑢1 =18,5

⇒ 𝑢2 =

390,27
= 21,09
18,5

3 . Xác định công suất, mơmen và số vịng quay trên các trục (Trang 49)
-Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được cơng suất, mơmen và số
vịng quay trên các trục, phục vụ các bước tính tốn thiết kế các bộ truyền, trục và ổ.
a.Tính tốn đối với trục III ta được :
PIII = Plv /Nol= 0,84/0,99=0.848 (kW)
9


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

nIII =

𝑛𝐼𝐼
𝑢2

SVTH: HỒ MINH QUANG

154

=

21,09

= 7,3(v/p)

𝑇𝐼𝐼𝐼 = 9.55 ∗ 106 ∗

𝑃𝐼𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼𝐼

0,848

= 9.55*106 *

7,3

= 1110004 (Nmm)

b.Tính tốn đối với trục II ta được :
PII =

nII =

𝑃𝐼𝐼𝐼
𝜂𝑜𝑙∗𝜂𝑡𝑣
𝑛𝐼
𝑢1

=

0.8448

=

0.99∗0.82

2850
18,5

= 1,045 (𝑘𝑊)

= 154 (v/p)

𝑇𝐼𝐼 = 9.55 ∗ 106 ∗

𝑃𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼

= 9.55*106*

1,045
154

= 64803,57 (Nmm)

c.Tính toán đối với trục I ta được :
PI =

𝑃𝐼𝐼
𝜂𝑜𝑙 ∗𝜂𝑡𝑣

=

1,045

0.99∗0.82

= 1,287(kW)

nI = nđc =2850 (v/p)
𝑇𝐼 = 9.55 ∗ 106 ∗

𝑃𝐼
𝑛𝐼

= 9.55*106*

1,2874
2850

= 4313,9 (Nmm)

d.Đối với động cơ :
Pdc=

𝑃𝐼
kn

=

1,287
1

= 1,287( kW)

ndc = 2850 (v/p)
𝑇đ𝑐 = 9.55 ∗ 106 ∗

𝑃đ𝑐
𝑛đ𝑐

= 9.55*106*

1,287
2850

= 4313,9 (Nmm)

10


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MƠMEN
Trục

Động cơ

I

II

III

Thơng số
Cơng suất P (kW)

1,2874

Tỉ số truyền u
Số vịng quay n, (v/p)
Mơmenxoắn T, (Nmm)

1,2874
1

1,045
18,5

2850

2850

4313,9

4313,9

0,848

21,09
154
64803,57

7,3
1110004

CHƯƠNG II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1.Tính tốn bộ truyền trục vít bánh vít cấp nhanh.

2.1.1.Chọn vật liệu
- Chọn vật liệu của bộ truyền trục vít dựa vào vận tốc trượt được tính theo công
thức 7.1/ Trang 146
3

vs= 4.5.10-5*n1cn* √𝑇2𝑐𝑛 =4.5.10-5*2850*64803,57 =5,15 (m/s)
T2cn : Là momen xoắn trên trục bánh vít cấp nhanh
n1cn : Là số vịng quay của trục vít cấp nhanh

Theo bảng 7.1/Trang 146
-Do 𝑣𝑠 >5 (m/s) => bánh vít cấp nhanh được chế tạo từ vật liệu đồng thanh thiết
kẻm chì Ὲ𝑝𝑂𝑙𝑇 5 − 5 − 5.
Ta có: 𝜎𝑏 = 250 (MPa) ; 𝜎𝑐ℎ = 100 (MPa)
Đối với trục vít ta chọn vật liệu là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC > 45
11


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

2.1.2.Xác định ứng suất cho phép
2.1.2.1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên  H  =[𝜎𝐻𝑜 ] .KHL (MPa)

[𝜎𝐻𝑜 ] = (0,75-0,9) 𝜎b=0,8*250=200(MPa)
8 107

𝐾 HL= √

𝑁𝐻𝑒

NHe=60∑(

𝑇2𝑖
𝑇2𝑚𝑎𝑥

)4 𝑛2𝑖 𝑡𝑖 =60*154*4*292*16*(

1.54 ∗6
3600∗16

+

14 ∗28794
3600∗16

+

0.74 ∗4
16

+

0.54 ∗4
16

)

NHe=99474657,13
=>KHL=0,75
=>  H 

=150

2.1.2.2.Xác định ứng suất uốn cho phép

[𝜎𝐹 ] = [𝜎𝐹𝑂 ] * KFL = 70,5*0.6 = 42,823 (MPa)

(7.6/Trang 148)

[𝜎𝐹 ] : ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kì phụ thuộc vào số chiều quay
+ Với bộ truyền quay 1 chiều, ta có:

[𝜎𝐹𝑂 ]=0.25𝜎𝑏 +0.08𝜎𝑐ℎ = 0.25*250 + 0.08*100= 70,5 (MPa) (7.7/Trang 148)
Ta có: K FL  9

106
N FE

Với NFE = 60∑(

: Hệ số tuổi thọ

𝑇2𝑖
𝑇2𝑚𝑎𝑥

=60*154*4*292*16*(

)9 𝑛2𝑖 𝑡𝑖
1.59 ∗6
3600∗16

(7.9/Trang 148)

(7.10)

+

19 ∗28794
3600∗16

+

0.79 ∗4
16

+

0.59 ∗4
16

) =88838412,35
12

GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

106

9

⇒ KFL = √

= 0.6

88838412,35

2.1.2.3.Xác định ứng suất cho phép khi quá tải
Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên ta chọn:
[𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 4*𝜎𝑐ℎ = 4*100 = 400 (MPa)
[𝜎𝐹 ]𝑚𝑎𝑥 = 0.8*𝜎𝑐ℎ = 0.8*250 = 200 (MPa)
2.1.3.Tính thiết kế truyền động trục vít về độ bền:
+ Khoảng cách trục aw
Chọn số mối ren z1= 2 sao cho z2 = u1*z1 =18,5*2 = 37 ( thỏa z2 > zmin = 26 ~28 để
tránh cắt chân răng và z2 < 80 tránh gây nên biến dạng lớn của trục vít và kích thước quá
lớn )
- Chọn sơ bộ hiệu suất : 𝜂 = 0.8
- Chọn sơ bộ KH = 1.2
- Chọn sơ bộ q ≥ 0.25*z2 = 0.25*37 = 9,25
Tra bảng 7.3 trị số tiêu chuẩn của hệ đường kính: q = 10
+ Khoảng cách trục tính theo cơng thức

aw1 = (z2 + q)* 3√(

3

170
z2∗

= (37 + 10) . √(

 H 

)2 ∗

170

37∗150

𝑇2∗𝐾𝐻

)2 ∗

𝑞

(7.16 / Trang 149)

68403.57∗1,2
10

= 130,4 (mm)

Ta chọn: aw1 = 135 (mm)
+ Modun bánh vít m theo (7.17)

m=

2∗ aw1
z2 + q

=

2∗ 135
37+10

= 5,47 (mm)

Tra bảng (7.3/ Trang 149) chọn theo tiêu chuẩn: m =6,3 (mm)

13


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

6,3
+ Tính chính xác : aw1 = m *(q + z2) = *(10+ 37)=148,05
2

2

Vậy ta chọn : aw1 = 150 (mm)
+ Tính hệ số dịch chỉnh: (7.18/Trang 150)
150
x = a w1 - 0,5.(q + z2) =
- 0,5(10+ 37) = 0,309 <0.7
6,3

m

thỏa điều kiện −0.7 ≤ 𝑥 ≤ 0.7
+) Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền được thiết kế phải
thoả mãn điều kiện sau:
H =

170
z
q 3 T2 * K H
* ( 2
) *
z2
a w1
q

* d w1 * n1
60000cos w

Vận tốc trượt : vs =

Trong đó : góc vít lăn

w

w

H

(7.19/ Trang 150)

(7.20/ Trang 150)

được tính theo (7.21)

z1
2
(
)
=arctan q  2 x = arctan 10  2*0,309 ) =10,66 (độ)
(

d w1
vs

(q

2x) * m

(10 2 * 0,309) * 6,3 66,8(mm) (7.21a)

* d w1 * n1
60000 * cos w

*53.04666,8* 2850
60000 * cos10,66

10,14(m / s)

Với vs=10,14 (m/s) theo( bảng 7.6 trang 153) ta chọn cấp chính xác 6
Với cấp chính xác 6và vs=10,14 (m/s) theo( bảng 7.7/Trang 153) ta chọn
KHv = 1.1 – Hệ số tải trọng động
+ Tính hệ số tải trọng : KH=KH*KHv =1,01.1,1=1,1
KH - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
14


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

Với: KH= 1  (

SVTH: HỒ MINH QUANG

z2



)3* 1 


T2 m

T2 max





(7.24)

 : Hệ số biến dạng trục vít phụ thuộc z1, q1 . Tra (bảng 7.5/Trang 153) ta có:  = 190

T2m
T2 max

1,5*

6
3600 *16

1*

28794
3600 *16

0,7 *

4
16

0,5*

4
16

0,8

3

KH

37
* 1 0,8
86

1

3

170
*
37

H

1,015

37 10
64803.1,1
*
150
10

68(MPa)

H

150(MPa)

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

+ Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít
khơng được vượt quá một giá trị cho phép :
F

Trong đó :

1,4 * T2 * YF * K F
≤ [𝜎𝐹 ]
b2 * d 2 * mn

mn - mơđun pháp của bánh vít : mn = m*cos(𝛾) = 6,3*cos(10,66) = 6,19
- Hệ số tải trọng: K F

d2

(7.26)/Trang 154)

m * z2

6,3*37

K F * K Fv

K H * K Hv

1,01*1,1 1,1

233,1(mm) - Đường kính vịng chia bánh vít

b2- chiều rộng vành răng bánh vít, được xác định theo công thức(bảng 7.9/155)

b2

0,75* d a1

0,75* m * (q

2)

0,75* 6,3* (10 2)

56,7(mm)

15


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

z2
cos3

zv

37
cos3 (10,66)

38,98

YF = 1.4 - Hệ số dạng răng, tra bảng 7.8/154 dựa vào zv
F

1,4 * 68403,57 *1.55*1.1
56,7 * 233,1* 6,19

20,13(MPa)

F

42,823(MPa)

 Thỏa mãn điều kiện bền uốn

+ Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
*) Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép.
H max

H max

150MPa

H max

K qt
Vậy

* K qt

H max

68Mpa

H

Trong đó:

H

Theo cơng thức (7.19) và (7.14) phần trục

1,5

68* 1,5

83,28MPa

H max

400MPa

+Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại
khơng được vượt quá một giá trị cho phép.
Theo (7.26)-[I] :  F max   F * K qt   F max
Trong đó :

F

20,13MPa

F max

Vậy:

F max

42,825MPa

20,15 *1,5

30,195MPa

F max

42,825MPa

Vậy răng bánh vít thoả mãn điều kiện về quá tải

16

GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

-Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục (mm)

aw1= 150

Môđun (mm)

m1 =6,3

Hệ số đường kính

q1 = 10

Tỉ số truyền

u1 = 18,5

Số ren trục vít

z1 = 2

Số răng bánh vít

z2 = 37

Hệ số dịch chỉnh

x1= 0.309

Góc vít

=10,66o

Đường kính vịng chia (mm)

d1 = 63
d2 = 233,1

Đường kính vịng đỉnh (mm)

da1 = 75,6
da2 = 249,5

Đường kính vịng đáy (mm)

df1 = 47,8
df2 = 221,8

Đường kính ngồi bánh vít (mm)

daM2 = 258,95

Chiều rộng bánh vít (mm)

b2 = 56,7

Góc ơm

=51,5o

+ Tính nhiệt truyền động trục vít :
*) Trường hợp không làm nguội nhân tạo mà để nhiệt lượng toa rđi qua vách hộp giảm
tốc khi đó nhiệt độ của dầu t d  trong hô[j giảm tốc phải thỏa mãn điều kiện sau :
t d  to 

1000* 1    * P1

 Kt * A *  * 1    

 td 

(7.29)-[I]

17


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

Trong đó: to- Nhệt độ môi trường xung quanh.(to=20oC)
 -Hiệu suất của bộ truyền, theo (7.22)

0.95 * tan w

tan( w
)

0.95 * tan(10,66o )
tan(10,66o 1,43o )

0.834

Tra theo bảng 7.4/Trang 152 dựa vào vs chọn

P2

P1-Công suất trên trục vít(kW). P1

0.455
0.75

= 1.43

0.61 kW

13w / m 2 o C

K t -Hệ số toả nhiệt,ta chọn : K t

A - Diện tích bề mặt thốt nhiệt của hộp giảm tốc(m2) : A = A1 + A2
+ Mặt hộp giảm tốc khơng có gân:

20 * a 2w

A1

20 * 0.152

0.45m 2

+ Diện tích tính tốn của bề mặt gân:

A2

0.2 * A1

A

0.45

0.2 * 0,45

0.09

0.09m 2

0.54m 2

 = 0.25 - Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy

 -Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian do làm
việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P1

t ck

P i *t i
P1

6
1.5 *
3600

16
28794
1*
3600

1.25
0.7 * 4

0.5 * 4

t d  : Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, chọn t d  =70oC (vì trục vít đặt trên )
Vậy : t d

20

1000 * 1 0.834 *1,25
13* 0,54 *1.25 * 1 0.25

38,91o C

td

70 o C

 Làm mát tự nhiên
18


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

2.2.Tính tốn bộ truyền trục vít bánh vít cấp chậm
2.2.1.Chọn vật liệu
- Chọn vật liệu của bộ truyền trục vít dựa vào vận tốc trượt được tính theo cơng thức ở
trang 147
vs

4.5 *10

5

* n1cc * 3 T2cc

4.5 *10

5

*154 * 3 1110004

0,717 m/s

T2cc : Là momen xoắn trên trục bánh vít cấp chậm

n1cc : Là số vịng quay của trục vít cấp chậm

Theo bảng 7.1/Trang 146 ta chọn bánh vít:
-Do vs<2(m/s) => bánh vít cấp chậm được chế tạo bằng gang xám như CЧ 12-28, cách
đúc là dùng khn cát.
Ta có:

b

= 120 (MPa) ;

ch =280

(MPa)- Là giới hạn bền uốn.

Đối với trục vít ta chọn vật liệu là thép 45, trục vít có độ rắn HB<350 (Dựa theo trang
146/148)
2.2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.2.1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Do bánh vít làm bằng gang xám vs=0.717 (m/s) nên ta chọn trong bảng 7.2/Trang 148,
ứng suất tiếp cho phép

H

=140(MPa)

2.2.2.2.Xác định ứng suất uốn cho phép
Do bánh vít làm bằng gang và bộ truyền quay 1 chiều nên theo (7.6/Trang 148)
F

0.12 *

bu

0.12 *120

14,4MPa

2.2.2.3.Xác định ứng suất cho phép khi quá tải
Do bánh vít làm bằng gang nên ta chọn:
19


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

H max

F max

SVTH: HỒ MINH QUANG

1.5 *

H

1.5 *140

210MPa(7.15 / Trang149)

0.6*

bu

0.6*120

72MPa(7.15 / Trang149)

2.2.3Tính thiết kế
+ Khoảng cách trục aw
Chọn sơ bộ K H

1, 2

Trên trục vít chọn z1= 2. Khi đó số răng bánh vít: z 2

u * z1

21,09 * 2

42,18

 chọn z2=43
Tính lại tỷ số truyền cấp chậm: u 2

Sai lệch tỉ số truyền: (

z2
z1

43

2

21,5

21,5 21.09
) *100% 1,94%
21.09

4%

Tính sơ bộ đường kính trục theo z2:
q =0.25*z2 = 0.25*43 =10,75
Theo bảng (7.3)/150/[1]: ta chọn q = 12,5
Khoảng cách trục tính theo: aw2 = (z2 + q)* 3 (

170 2 T2 * K H
.
) *
z 2 *[ H ]
q

Thay các số liệu ta được:
aw2 = (43 + 12,5) . 3 (
ta chọn:

170 2 1110004 *1.2
) *
43*140
12,5

244mm

aw2=250 (mm)

+ Modun bánh vít m theo (7.17)
m=

2 * 250
2 * aw2
=
= 9,069
q z 2 12,5 43

Tra bảng (bảng 7.3/Trang150) , chọn m = 10
20


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

10
Ta lại có : aw2 = m *(q + z2) =
*(12,5 + 43) = 277,5 mm
2

2

Chọn aw2 = 280 (mm)
+ Hệ số dịch chỉnh x tính theo cơng thức 7.18/Trang 151

280
a w2
- 0,5*(q + z2) =
- 0,5*(12,5+43) = 0.25
10
m

x=
Thỏa điều kiện
bánh vít

0,7

x

0,7 => Tránh được hiện tượng cắt chân răng và nhọn răng

+ Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền được thiết kế phải
thoả mãn (7.19) :
H =

170
z
q 3 T2 * K H
* ( 2
) *
z2
aw2

q

Vận tốc trượt vs được tính theo (7.20)/Trang 151: vs =

H

* d w2 * n 2
60000 * cosg W

Trong đó :
-Góc vít lăn g w được tính theo (7.21)/Trang 151

gw

arctan

d w2

(q

vs

z1
q 2x

2x) * m

arctan
12,5

* d w2 * n 2
60000 * cosg w

2
12,5 2 * 0.25

2 * 0.25 *10

*130 *154
60000 * cos8,764

8,746o

130 (mm)
1,06m / s

Với vs=1,06 (m/s) theo bảng 7.6/Trang 153, ta chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 và vs=0.39 (m/s) theo bảng 7.7 ta chọn K Hv

1.3

21


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

Theo 7.23/Trang 152 : KH=KH*KHv = 1.3
Với: KH= 1  (

z2



)3* 1 


T2 m
T2 max





+  : Hệ số biến dạng trục vít phụ thuộc z1, q1,Theo bảng 7.5/Trang 153 ta có:  = 190
Ta có :

T2m
T2 max

1.5*

6
3600 *16

1*

28794
3600 *16

0.7 *

4
16

0.5*

4
16

0.8

3

KH

KH
H

1

55
* 1 0,8
125

K H .K Hv
170
*
43

43

1,017

1,07.1,3 1,322
12,5
280

3

*

1110004 *1.322
12,5

119,53MPa

H

140 MPa

 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít thỏa mãn độ bền tiếp xúc

+ Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít
khơng được vượt quá một giá trị cho phép :
F

1,4 * T2 * YF * K F

(7.26/ Trang 154)
b2 * d 2 * mn

Trong đó :
mn-mơđun pháp của bánh vít , mn = m*cosgw = 10*cos(8,476) = 9,8907

KF

K F * K Fv

d2

m * z2

K H * K Hv

10 * 43

1,017 *1.3 1.322

430mm - đường kính vịng chia bánh vít

b2- chiều rộng vành răng bánh vít, được xác định theo cơng thức trong (bảng
7.9/ Trang 155)
22


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

b2

SVTH: HỒ MINH QUANG

0,75 * d a1

0.75 * m * (q

2)

0.75 *10 * (12,5

2) 108,75mm

YF- hệ số dạng răng, tra bảng 7.8/Trang 154 theo số răng tương đương

zv

z2

53

cos3g

cos3 88,476

43,4748

 YF = 1.48
F

1.4 *1110004 *1.48 *1.322
108,75 * 430 * 9,8907

6,5738MPa

F

14,4MPa

 Thỏa mãn điều kiện bền uốn.

+ Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
Theo (7.27)/Trang 154:
H

Trong đó:

H

* K qt

H max

119,53MPa

H max

K qt

H max

210MPa

1.5

Theo (7.19)và(7.13)/Trang 149
Vậy

119,53 * 1.5

H max

146,39MPa

H max

210MPa

+ Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại
không được vượt quá một giá trị cho phép
Theo 7.28/Trang 154 :  F max   F * K qt   F max
Trong đó :

F

6,5738MPa

F max

Vậy:

F max

72MPa

6,5738 *1.5

9,8607MPa

F max

72MPa

Vậy răng bánh vít thoả mãn điều kiện về quá tải
23


GVHD: VĂN QUỐC HỮU

SVTH: HỒ MINH QUANG

-Các thông số cơ bản của bộ truyền
Theo công thức bảng (7.9)/155/[1] và bảng 7.10/ 156/[1]ta có:
Khoảng cách trục (mm)

aw2= 280

Mơđun

m =10

Hệ số đường kính

q = 12,5

Tỉ số truyền

u2 = 21,5

Số ren trục vít

z1 = 2

Số răng bánh vít

z2 = 43

Hệ số dịch chỉnh (mm)

x1= 0.25

Góc vít

g = 8,746o

Đường kính vịng chia (mm)

d1 = 125

d2 = 430

Đường kính vịng đỉnh (mm)

da1 = 145
da2 = 455

Đường kính vịng đáy (mm)

df1 = 101
df2 = 401

Đường kính ngồi bánh vít (mm)

daM2 = 470

Chiều rộng bánh vít (mm)

b2 = 108,75

Góc ơm

=50.96o

+ Tính nhiệt trục vít
+ Hiệu suất của bộ truyền tính theo (7.22/Trang 151) do bánh răng làm bằng gang xám
nhóm 3

24

GVHD: VĂN QUỐC HỮU

 = 0.95*

SVTH: HỒ MINH QUANG

tang w
.
tan(g w   )

Trong đó:
 - Là góc ma sát. Tra bảng 7.4/Trang 152 ta có:

3,15o

Thay số :
 = 0.95*

tan(8,47)
tan(8,47 5,15)

0.687

*) Trường hợp: khơng làm nguội nhân tạo khi đó nhiệt độ của dầu t d  phải thỏa mãn điều
kiện sau :
t d  to 

1000* 1    * P1

 Kt * A *  * 1   

 td 

(7.29)

Trong đó: to- Nhệt độ mơi trường xung quanh (to=20oC)

P1 - Cơng suất trên trục vít (kW) : P1

P3

0.84
0.687

1,22 kW

13w / m 2 o C

K t - Hệ số toả nhiệt , ta chọn : K t

A - Diện tích bề mặt thốt nhiệt của hộp giảm tốc(m2) : A = A1 + A2
+ Mặt hộp giảm tốc khơng có gân:

A1

20 * a 2w2

20 * 0.2802

1,568m 2

+ Diện tích tính tốn của bề mặt gân:

A2

A

0.2 * A1

1.568

0.3136

0.2 *1,568

0.3136m 2

1,8816m 2

 =0.25 - Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy

 - Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc
do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa

25