đồ án môn học thiết kế máy

Trng H Phm Vn ng n Thit K Mỏy
Khoa K Thut Cụng Ngh
LI NểI U
Góp phần cho sự phát triển nền công nghiệp nói chung và sự tiến bộ của nền cơ
khí nói riêng, h thng truyn ng c khớ không ngừng đợc nghiên cứu và nâng cao
chất lợng để khi sản xuất chúng đợc tối u trong quá trình vn hnh để tạo ra đợc chất
lợng sản phẩm tốt phục vụ cho sản xuất .
B truyn ng bng ti đóng vai trò rất quan trọng trong các phân xởng cơ
khí. Chính nhờ sự phát triển mang tớnh cht quan trng m nú ó đem lại năng suất
lao động, giảm giá thành sản phẩm giải phóng sức lao động cho con ngời.
B truyn ng bng ti kiến thức cơ sở của sinh viên ngành cơ khí, là cơ sở
để nghiên cứu để phát triển các chi tit mỏy. Nếu không nắm vững kiến thức cơ bản
này sinh viên sẽ không hoàn thành đợc nhiệm vụ của mình.
Ni dung thuyt minh gồm 5 phn .
Phn 1: Tỡm hiu h thng truyn ng mỏy
Phn 2: Xỏc nh cụng sut ng c v phõn b t s truyn cho h thng
truyn ng.
Phn 3: Tớnh toỏn, thit k cỏc chi tit, tớnh khp ni v chn ln.
Phn 4: Chn du bụi trn, bng dung sai lp ghộp.
Phn 5: Vn bụi trn v bng dung sai lp ghộp.
Trong quá trình tính toán và thiết kế không thể tránh đợc những sai sót do cha
hiểu hết đợc về h thng truyn ng cng nh bn cht ca cỏc chi tit mỏy trong h
thng truyn ng c khớ. Vậy em mong đợc các thầy chỉ bảo để em hoàn thiện đợc
nhiệm vụ của mình một cách tốt nhất và giúp em làm tốt hơn trong việc thiết kế sau
này.
Em rất biết ơn sự hớng dẫn tận tính của thầy Minh Tin và các thầy giáo bộ
môn cơ sở thiết kế máy đã giúp em hoàn thiện đồ án môn học này.
GVHD: Ths. Minh Tin Trang 1 SVTH: Lờ Quc Vit
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Phần I: Giới thiệu hệ thống truyền động.

- Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng hay trục vít, tạo
thành một tổ hợp biệt lập để làm giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ
đến máy công tác.
Có rất nhiều hộp giảm tốc:
• Hộp giảm tốc bánh răng nón một cấp.
• Hộp giảm tốc bánh răng trụ tròn 2 cấp và 3 cấp.
• Hộp giảm tốc bánh răng nón-trụ.
• Hộp giảm tốc trục vít.
• Hộp giảm tốc bánh răng-trục vít, trục vít-bánh răng, trục vít 2 cấp.
• Hộp giảm tốc bánh răng hành tinh.
 Trong hệ thống truyền động băng tải cần thiết kế là hộp giảm tốc trục vít.
- Ưu nhược điểm của các bộ truyền:
+ Bộ truyền đai
• Ưu điểm:
Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục khá xa nhau.
Làm việc êm, không ồn do vật liệu đai có tính đàn hồi.
Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khi bị quá tải.
Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ.
• Nhược điểm
Khuôn khổ kích thước khá lớn.
Tỷ số truyền không ổn định vì có trượt đàn hồi trên bánh.
Lực tác dụng trên trục và ổ lớn do phải căng đai.
Tuổi thọ thấp vì làm việc với vận tốc cao.
Khi dùng bánh căng đai làm căng số chu kỳ bị uốn của đai, sẽ làm giảm
tuổi thọ của đai.
+ Bộ truyền trục vít
• Ưu điểm
Tỉ số truyền lớn.
Làm việc êm và không ồn.
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 2 SVTH: Lê Quốc Việt

Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Có khả năng tự hảm.
• Nhược điểm
Hiệu suất thấp.
Cần phải dùng vật liệu đắt tiền (đồng thanh) để chế tạo bánh vít.
- Đặc điểm của hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc gồm có trục vít và bánh vít ăn khớp với nhau, góc giữa hai trục là
90
0
.
Do các trục chéo nhau như vậy nên trong truyền động trục vít xuất hiện vận tốc
trượt V
t
hướng dọc trục ren trục vít. Trượt dọc ren làm tăng ma sát, làm giảm hiệu
suất, tăng nguy hiểm về dính và mòn.
Bộ truyền trục vít có các dạng hỏng: tróc rổ mặt răng, gãy răng, mòn và dính,
trong đó mòn và dính xảy ra nguy hiểm hơn.
- Vấn đề bôi trơn của hệ thống
Bôi trơn hệ thống gồm có bôi trơn các ổ lắp vào trục và bôi trơn các bộ truyền.
+ Bôi trơn bộ phận ổ: Nhằm mục đích giảm mất mát ma sát giữa các chi tiết
lăn, chống mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt làm việc của chi tiết,
không bị han gỉ, giảm tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bặm. việc chọn hợp lý dầu và cách
bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của bộ phận ổ. Khi chọn dầu bôi trơn cần dựa vào những
điều kiện sau: vận tốc của vòng ổ quay, tải trọng tác động, nhiệt độ làm việc và đặc
điểm của môi trường xung quanh. Chất bôi trơn thường dùng hiện nay là dầu và mỡ.
Dùng mỡ có những ưu điểm sau: mỡ ít bị chảy ra ngoài; lấp kín khe hở của
các chi tiết máy quay và chi tiết máy cố định, nhờ đó bảo vệ khỏi bụi bặm; mỡ có thể
dùng cho các bộ phận ổ làm việc lâu dài; chống mòn tốt, độ nhớt ít thay đổi khi nhiệt
độ biến thiên. Tuy nhiên không nên dùng mỡ khi nhiệt độ làm việc cao quá hoặc thấp

quá và khi vận tốc lớn.
Dầu có độ ổn định tốt hơn so với mỡ, có thể dùng khi vận tốc cao nhiệt độ
cao cũng như thấp, không cần tháo rời bộ phận máy khi thay dầu, điều kiện thoát nhiệt
tốt hơn mỡ.
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 3 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
 Chọn phương pháp bôi trơn ổ bằng mỡ, bởi không thể bôi trơn bằng
phương pháp bắn tóe dầu do bánh vít quay với n = 30,49 v/ph. Tra bảng
[ ]
8 28
1
198
−
 
 
 
,
ta chọn nhóm mỡ T. lượng mỡ chiếm 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ.
+ Bôi trơn các bộ truyền: theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các chi tiết máy người
ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông.
Bôi trơn ngâm dầu bằng cách ngâm bánh răng, bánh vít, trục vít hoặc các chi
tiết máy phụ trong dầu chứa ở hộp. Cách bôi trơn này thường dùng khi vận tốc vòng
của bánh răng v
≤
12 m/s hoặc của trục vít v
≤
10 m/s. khi vận tốc lớn công suất mất
mát do khuấy dầu tăng lên và dầu dễ bị biến chất do bắn tóe. Mặc khác khi vận tốc lớn
các chất cặn trong dầu sẽ bị khuấy động và hắt vào chỗ ăn khớp. khi vận tốc bộ truyền

xấp xỉ các trị số trên thì bánh răng và bánh vít được ngâm ngập chiều cao răng. Khi
trục vít đặt dưới thì ngâm ngập chiều cao răng nhưng không vượt quá đường tâm
ngang viên bi.
Bôi trơn lưu thông dùng cho các bộ truyền có vận tốc lớn (v > 12
÷
14 m/s) và
cho các hộp giảm tốc cỡ lớn có vận tốc nhỏ hơn. Phương pháp này còn dùng cho các
hộp giảm tốc có công suất và vận tốc không lớn lắm nhưng cấu tạo của nó không cho
phép thực hiện được việc bôi trơn ngâm dầu. dầu bơm từ bể có áp suất 0,5
÷
1,75 atm
theo các đường ống qua các vòi phun đến bôi trơn chỗ ăn khớp. đối với bánh răng
nghiêng và bánh răng chữ v nên đặt vòi phun sao cho các tia dầu bắn theo chiều quay
của bánh răng. Đối với bánh răng thẳng ngược với chiều quay.
 Chọn phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc bằng cách ngâm dầu, mức dầu
chỉ ngập chiều cao răng của trục vít. Theo bảng
10 18
[1]
285
−
, chọn độ nhớt của dầu bôi
trơn trục vít ở 50
0
c là 165 centistốc và theo bảng
10 20
[1]
286
−
chọn loại dầu AK15.
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 4 SVTH: Lê Quốc Việt

Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Phần II: Tính toán các số liệu ban đầu của hệ thống
1. Động cơ 3. Bộ truyền đai
2. Khớp nối 4. Bộ truyền trục vít
5. Tang kéo băng tải
2.1 Chọn động cơ điện
- Hiệu suất của hệ thống

k
k
n
η
=
∏
=
1
η
.
2
η
.
3
k
η
.
4
η
Trong đó:

η
- hiệu suất chung
η
1
=0,95 - hiệu suất bộ truyền đai
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 5 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
η
2
= 0,86- hiệu suất bộ truyền trục vít (không tự hãm với Z
1
= 4)
η
3
=0,99- hiệu suất của một cặp ổ lăn
η
4
=1 - hiệu suất khớp nối

η

= 0,95.0,86.0,99
2
.1

= 0,8
- Công suất trên băng tải:

.

1000
yc
P v
N =
=
11550.0,75
1000
= 8,662 kW
- Công suất của hệ thống:
Nct=
yc
N
η
=
8,662
0,8
= 10,817 kW
Cần phải chọn động cơ có công suất
dc
N
≥
N
ct
. Chọn sơ bộ động cơ che kín có
quạt gió có ký hiệu Ao2-71-8, công suất định mức 13 kW và số vòng quay 730 v/ph.
2.2 Phân phối tỷ số truyền
- Số vòng quay của trục tang:

60.1000v
n

tg
D
π
=
=
60.1000.0,75
3,14.470
= 30,49 v/ph
- Tỉ số truyền chung:

dc
ch
tg
n
i
n
=
=
730
30,49
= 23,940
- Phân phối tỉ số truyền
i
ch
= i
d
.i
tv
trong đó: i
d

- tỷ số truyền của bộ truyền đai
i
tv
- tỷ số truyền của bộ truyền trục vít
Chọn trước i
d
= 3
i
tv
=
23,940
3
= 7,98
2.3 Tính toán tốc độ quay trên các trục
- Trục động cơ:
dc
n
= 730 v/ph
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 6 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
- Trục I:
I
n
=
dc
d
n
i
=

730
3
= 243.3 v/ph
- trục II:
II
n
=
I
tv
n
i
=
243,3
7,98
= 30,49 v/ph
2.4 Tính công suất trên các trục
- Công suất của băng tải theo yêu cầu N
bt
:
bt
N
= 8,662 kW
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
3 4
bt bt
II
I
N N
N
η η η

= =

=
8,662
0,99.1
=8,749 kW
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
2
II
I
N
N
η
=
=
2 3
II
N
η η
=
8,749
0,86.0,99
= 10,276 kW
2.5 Mônmen xoắn trên các trục
- Trục động cơ:
6
9,55.10 .
ct
dc
dc

N
M
n
=
=
6
9,55.10 .
10,817
730
= 141,5.10
3
N.mm
- Trục I:
6
9,55.10 .
I
I
I
N
M
n
=
=
6
9,55.10 .
10,276
243,3
= 403,3.10
3
N.mm

- Trục II:
6
9,55.10 .
II
II
II
N
M
n
=
=
6
8,749
9,55.10 .
30,49
= 2740,3.10
3
N.mm
Bảng hệ thống các số liệu tính được
Trục
Thông số
Trục động cơ I II
I i
d
= 3 i
tv
= 8
n (v/ph) 730 243,3 30,49
N (kW) 10,817 10,276 8,749
M(N.mm) 141,5.10

3
403,3.10
3
2740,3.10
3
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 7 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 8 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Phần III: Thiết kế các bộ truyền
3.1 Thiết kế bộ truyền đai
Bộ truyền đai có nhiệm vụ truyền, dẫn động từ động cơ đến hộp giảm tốc theo các
số liệu sau:
Công suất trên trục động cơ: N
dc
= 13 kW
Số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n
đc
= 730 v/ph
Số vòng quay trong 1 phút trục bị dẫn n
I
= 243,3 v/ph
3.1.1 Chọn loại đai.
Sơ đồ tiết diện đai Ký hiệu Kích thước
tiết diện
Б B
a
o

h
a
h
o
F, mm
2
14
10,5
17
4,1
138
19
13,5
22
4,8
230
Giả sử vận tốc đai v > 5 m/s. Tra bảng
13 5
[3]
23
−
ta chọn đai thang B hoặc Б. Ta
tính theo 2 phương án và chọn phương án có lợi hơn.
3.1.2 Xác định đường kính bánh đai.
 Đường kính bánh đai nhỏ d
1
Tra bảng

[ ]
5 14

1
93
−
-Đai Б :
1
140 280d = ÷
-> chọn
1
220d =
(mm)
-Đai B :
1
200 400d = ÷
-> chọn
1
280d =
(mm)
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 9 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
 Đường kính bánh đai lớn d
2
:
d
2
= d
1
× i(1- ξ ). Trong đó hệ số trượt ξ = 0,02

-Đai Б:

2
730
220. .(1 0,02) 646
243,3
d = − =
(mm) ->chọn 630 mm.
-Đai B:
2
730
280. .(1 0,02) 823
243,3
d = − =
(mm) ->chọn 800 mm
Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực n
’
I
của

bánh đai lớn:

,
1
2
. .(1 )
I dc
d
n n
d
ξ
= −

-Đai Б :
,
220
730. .(1 0,02) 249,8
630
I
n = − =
( v/ph )
- Sai số vòng quay:
'
249,8 243,3
.100% 2,6%
243,3
I I
I
n n
n
− −
= =
<5%.
-Đai B:
,
2
280
730. .(1 0,02) 250,4
800
n = − =
( v/ph )
- Sai số vòng quay:
'

250,4 243,3
.100% 2,9%
243,3
I I
I
n n
n
− −
= =
(<5%).
 Vận tốc của đai: v=
1 1
60 1000
d n
π
× ×
×
(m/s).
-Đai Б:
3,14.730.220
8,4
60 1000
v
= =
×

( m/s ).
-Đai B:

3,14.280.730

10,69
60 1000
v
= =
×

( m/s ).
3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục A:
Theo bảng
[ ]
5 16
1
94
−
. Ta chọn sơ bộ A = d
2
-Đai Б : A = 630 ( mm ).
-Đai B : A = 800 ( mm ).
3.1.4 Tính chiều dài L theo A sơ bộ:
L
A
dddd
A
4
)(
2
)(
2
2
1212

−
+
+
+≈
π

-Đai Б:
L
=
2
3,14(630 220) (630 220)
2 630 2661
2 4 630
+ −
× + + =
×
mm
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 10 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Chọn L = 2650 ( mm ). theo bảng
[ ]
5 12
1
92
−
.
-Đai B: L
=
2

3,14.(800 280) (800 280)
2 800 3380
2 4 800
mm
+ −
× + + =
×

Chọn L = 3350 (mm). theo bảng
[ ]
5 12
1
92
−
.
Kiểm nghiệm số vòng quay u trong 1 giây:

v
u
L
=

-Đai Б:
8,4
2,650
v
u
L
= =
= 3,17

-Đai B:
10,69
3,350
v
u
L
= =
= 3,19
3.1.5 Xác định khoảng cách trục A.
Xác định A theo L tiêu chuẩn theo công thức:
A =
( ) ( )
( )










−−







+
−+
+
−
2
12
2
1212
2
224
1
dd
dd
L
dd
L
ππ
-Đai Б:
: A=
( ) ( )
( )
2
2
3,14 630 220 3,14 630 220
1
2650 2650 2 630 220
4 2 2
 
+ + 
 

− + − − −
 
 
 
 
 

=624 ( mm )
-Đai B:
A=
( ) ( )
( )
2
2
3,14 800 280 3,14 800 280
1
3350 3350 2 800 280
4 2 2
 
+ + 
 
− + − − −
 
 
 
 
 
=784 ( mm )
A thỏa mãn điều kiện:
2(d

1
+ d
2
)
≥
A
≥
0,55(d
1
+ d
2
) + h
-Đai Б: 2(220+ 630)
≥
624
≥
0,55(220 + 630) + 10,5
=> 1700
≥
624
≥
478 (TMĐK)
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 11 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
-Đai B: 2(280 + 800)
≥
784
≥
0,55(280 + 800) + 13,5

=> 2160
≥
784
≥
607,5 (TMĐK)
3.1.6 Tính góc ôm
1
α
.
Theo công thức
1
α

≈
0
12
0
57180 ×






−
−
A
dd
-Đai Б:
1

α

≈
0 0 0
630 220
180 57 142,5
624
−
 
− × =
 ÷
 
>120
0
(TMĐK)
-Đai B:
1
α

≈
0 0 0
800 280
180 57 142,2
784
−
 
− × =
 ÷
 
>120

0
(TMĐK)
3.1.7 Xác định số dây đai cần thiết Z.
Theo công thức : Z
0
1000
. . . .
ct
p t v
N
V C C C F
α
σ
≥
 
 
Với:
- F : diện tích tiết diện đai ,tra bảng
[ ]
5 11
1
92
−
 
 
 
- V : Vận tốc của đai
- N
ct
: Công suất cần thiết

-
[ ]
0
p
σ
:trị số ứng suất có ích cho phép , tra bảng
[ ]
5 17
, 1
95
−
 
 
 
- Ct : Hệ số xét đến ảnh hưởng cửa chế độ tải trọng, tra bảng
[ ]
5 6
1
89
−
 
 
 

- Cα : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, tra bảng
[ ]
5 18
1
95
−

 
 
 
- Cv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng
[ ]
5 19
1
95
−
 
 
 
-Đai Б: v = 8,4 m/s
v
C
=1

0
p
σ
 
 
=1,74
C
α
=0,897

t
C
=0,9 F=138 mm

2

1000.10,817
6,6
8,4.1,74.0,9.0,897.1.138
Z ≥ =
Chọn Z= 7 ( Đai ).
-Đai B: : v = 10, 69 m/s
v
C
= 1

0
p
σ
 
 
=1,91
C
α
=0,896

t
C
=0,9 F=230 mm
2
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 12 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ

1000.10,817
2,8
10,69.1,91.0,9.0,897.1.230
Z ≥ =
Chọn Z=3 ( đai )
3.1.8 Tính chiều rộng bánh đai B.
Theo công thức

[ ]
5 23
1
96
−
 
 
 
: B=(Z-1)t+2s
Tra bảng
[ ]
10 3
1
257
−
 
 
 
.
-Đai Б : có t = 20 (mm), s =12,5 mm
Suy ra:
(7 1).20 2.12,5 145B = − + =

( mm )
-Đai B: có t = 26 mm ; s = 17 mm

(3 1).26 2.17 86B = − + =
( mm )
3.1.9 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
- Lực căng ban đầu đối với mỗi đai.
. 1,2.
o o
S F F
σ
= =
( N )
Với:
0
σ
=1,2MP
a
=1,2.10
6
N/m
2
=1,2( N/mm
2
) - Ứng suất căng ban đầu
F - Diện tích 1 dây đai.
-Đai Б:
1,2.138 165,6
o
S = =

(N)
-Đai B:
1,2.230 276
o
S = =
(N)
-Lực tác dụng lên trục.
1
0
3 sin
2
R S
α
=
( N )
-Đai Б:
142,5
3.165,6. 3293
2
R Sin= =
(N)
-Đai B:
142,2
3.276. 2350
2
R Sin= =
(N)
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 13 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ

BẢNG PHÂN PHỐI BỘ TRUYỀN ĐAI
∗
Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền bánh đai loại B có khuôn khổ nhỏ gọn
hơn, lực tác dụng lên trục nhỏ hơn đai loại Б.
3.2Thiết kế bộ truyền trục vít.
Bộ truyền bánh vít-trục vít một cấp trong hộp giảm tốc được thiết kế theo số liệu:
- Công suất trên trục vít N
I
= 10,276 kW
- Số vòng quay trong 1 phút của trục vít n
I
= 243,3 v/ph
- Công suất trên trục gắn bánh vít N
II
= 8,749 kW
- Số vòng quay trong 1 phút của trục gắn bánh vít n
II
= 30,49 v/ph
Hệ thống làm việc với tải trọng ổn định. Thời gian làm việc là 2 ca, mỗi ca 8 giờ,
300 ngày/1năm, làm việc trong 5 năm.
 Dự đoán vận tốc trượt v
t
, chọn vật liệu và cách chế tạo
Giả thiết vận tốc trượt v
t

≤
2 m/s, chọn vật liệu bánh vít là gang xám CH 21-
40, đúc bằng khuôn cát, vật liệu trục vít là thép 45 tôi bề mặt có độ rắn HRC = 45.
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 14 SVTH: Lê Quốc Việt

TT THÔNG SỐ Kí hiệu Kết quả
Đai Б Đai B
1 d
1
d
1
(mm) 220 280
2 d
2
= d
1
× i(1- ξ ). d
2
(mm) 630 800
3 n
’
I
= (1- ξ )×n
dc
×
2
1
d
d
n
'
I
(vg/ph) 249,8 250,4
4 v =
1

60 1000
dc
d n
π
× ×
×
v (m/s) 8,4 10,69
5 L
A
dddd
A
4
)(
2
)(
2
1212
−
+
+
+≈
π
L (mm) 2650 3350
6 A =
( ) ( )
( )











−−






+
−+
+
−
2
12
2
1212
2
224
1
dd
dd
L
dd
L
ππ

A (mm) 624 784
7
1
α

≈
0
12
0
57180 ×






−
−
A
dd
1
α
(độ)
0
142,5
0
142,2
8 Z
[ ]
N

kN
d
×
≥
Z (đai) 7 3
9 B=(Z-1)t+2s B (mm) 145 86
10
. ( )
o o
S F N
σ
=
o
S
(N) 165,6 276
11
1
0
3 sin
2
R S
α
=
R (N) 3293 2350
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
 Định ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc của bánh vít:
N= 60nT= 60.30,49.5.300.2.8 = 4,39.10
7

trong đó: n- số vòng quay của bánh vít theo yêu cầu
T- tổng thời gian làm việc của bánh vít
N- số chu kỳ làm việc của bánh vít

7
'
8
10
N
k
N
=
=
7
8
7
10
4,39.10
= 0,83 ( công thức
4 5
1
71
 
 
 
 
 
−
)

6
''
8
10
N
k
N
=
=
6
8
7
10
4,39.10
= 0,623 ( công thức
[ ]
4 8
1
71
 
 
 
−
)
'
N
k
,
''
N

k
là hệ số chu kỳ ứng suất
- Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

'
[ ] (0,75 0,9) .
tx bk N
k
σ σ
= ÷
Tra bảng
[ ]
4 4
1
71
 
 
 
−
ta được
bk
σ
= 210 N/mm
2
.
Do đó:
[ ]
tx
σ
=

0,9.210.0,83 = 156,87 N/mm
2
( Do bánh vít làm việc với trục vít tôi có độ rắn HRC=45 nên chọn 0,9)
- Ứng suất uốn cho phép:
Tra bảng
[ ]
4 4
1
71
 
 
 
−
ta được
[ ]
ou
σ
= 60 N/mm
2
. Nhưng bánh vít làm việc một
chiều nên có ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động với hệ số
''
N
k
, do đó:

[ ]
u
σ
=

[ ]
ou
σ
.
''
N
k
= 60.0,623 = 37,38 N/mm
2
 Tính tỷ số truyền i và chọn số mối ren trục vít và số răng bánh vít
i
tv
=
I
II
n
n
=
243,3
30,49
= 7,98
Trong đó: n
I
- số vòng quay thực của trục I được tính ở bộ truyền đai.
N
II
- số vòng quay của trục II (của tang)
Chọn mối ren của trục vít Z
1
= 4

Số răng bánh vít Z
2
= i
tv
.Z
1
= 7,98.4= 31,9
Lấy Z
2
= 32.
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 15 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Tính lại tỷ số truyền i
tv
=
2
1
Z
Z
=
32
4
= 8
Số vòng quay trong một phút của bánh vít
n
II
=
243,3
8

= 30,41 vg/ph
Sai số về số vòng quay của bánh vít so với yêu cầu:

30,49 30,41
100
30,49
n
−
∆ = ×
= 0,25
0
0
< 5
0
0
 Sơ bộ chọn hệ số hiệu suất
η
và hệ số tải trọng K
Với Z
1
= 4, chọn sơ bộ
η
=0,86
Ta có công suất trên bánh vít
II
N
= 8,749 kW
Định sơ bộ K =1,1 ( giả thiết v
2
< 3 m/s)

 Định m và q

[ ]
2
6
3
3
2
1,45.10 .
.
II
II
tx
K N
m q
Z n
σ
 
≥
 ÷
 ÷
 
(công thức
4 9
1
73
 
 
 
 

 
−
)

2
6
3
3
1,45.10 1,1.8,749
32.156,87 30,49
m q
 
 ÷
 
≥
= 29,7
Tra bảng
4 6
1
73
 
 
 
 
 
−
ta chọn m = 16, q = 9 có
3
m q
= 33,3

 Kiểm nghiệm vận tốc, hiệu suất và hệ số tải trọng
Vận tốc trượt: v
t
=
2 2
1
.
19100
I
m n
Z q+
=
2 2
16.243,3
4 9
19100
+
= 2 m/s
phù hợp với dự đoán khi chọn vật liệu bánh vít.
- Để tính hiệu suất tra bảng
[ ]
4 8
1
74
 
 
 
−

ta chọn hệ số ma sát f = 0,04 , do đó

ρ
=2
0
17
0
.
Với Z
1
= 4 và q = 9 theo bảng
[ ]
4 9
1
74
 
 
 
−
ta chọn được góc vít
λ
=23
0
57’45’’
Hiệu suất:
'
(0,96 0,98)
( )
tg
tg
λ
η

λ ρ
= ÷
+
công thức
[ ]
4 9
1
73
 
 
 
−
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 16 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
0
0 0 0
23 57'45''
(0,96 0,98)
(23 57'45'' 2 17 )
tg
tg
η
= ÷
+
= 0,86
÷
0,88
Trị số hiệu suất tìm được không chênh lệch nhiều so với dự đoán, do đó không
cần tính lại công suất trên bánh vít.

- Vận tốc vòng của bánh vít:
v
2
=
2
. . .
60.1000
II
m Z n
π
=
3,14.16.32.30,49
60.1000
= 0,815m/s
Vì tải trọng không thay đổi và gần như đã giả thiết như trên v
2
< 3 m/s,
Do đó K = K
tt
.K
d
= 1.1,1 = 1,1 ; phù hợp với dự đoán.
Vì v
2
< 2 m/s có thể chế tạo bộ truyền với cấp chính xác 9
 Kiểm nghiệm ứng suất uốn của bánh vít
Số răng tương đương của bánh vít theo công thức
[ ]
4 17
1

76
 
 
 
−

2
3
os
td
Z
Z
c
λ
=
=
3 0
38
23 57'45''osc
=
3
32
0,91
= 42
Hệ số dạng răng tra bảng
[ ]
3 18
1
52
 

 
 
−
y = 0,476
Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít theo công thức
[ ]
4 16
1
75
 
 
 
−

6
3
2
15.10
. . . .
II
u
II
KN
m Z y q n
σ
=
=
6
3
15.10 .1,1.8,749

12 .32.0,476.9.30,49
= 8,49 N/mm
2
<
[ ]
u
σ
 Định các thông số hình học của bộ truyền
Môđun m = 16 mm
Số răng của trục vít Z
1
= 4
Số răng bánh vít Z
2
= 32
Hệ số đường kính q = 9
Góc ăn khớp
α
= 20
0
Góc vít
λ
= 23
0
57’45’’
Khoảng cách trục A = 0,5.m.(q+Z
2
)
= 0,5.16( 9 + 32 ) = 328 mm
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 17 SVTH: Lê Quốc Việt

Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Vì không có yêu cầu lấy khoảng cách trục A theo tiêu chuẩn nên không dùng
dịch chỉnh (
ξ
=0)
Đường kính vòng chia( vòng lăn) của trục vít:
d
c1
= d
1
= m.q = 16.9 = 144 mm
Đường kính vòng đỉnh của trục vít:
D
e1
= d
c1
+ 2.m = 144 + 2.16 = 176 mm
Đường kính vòng chân ren của trục vít
D
i1
= d
c1
- 2,4.m = 144 - 2,4.16 = 105,6 mm
Chiều dài phần có ren của trục vít
L
≥
(12,5+0,09.Z
2
).m = (12,5 + 0,09.32).16 = 246 mm

Để tránh mất cân bằng cho trục vít, chọn chiều dài L bằng một số nguyên lần
bước dọc. vì x =
a
L
t
=
.
L
m
π
=
246
.16
π
= 5,89 ; chọn x = 5 và định chính xác
L= x.
π
.m = 5.3,14.16 = 251,2 mm
Đường kính vòng chia (vòng lăn) của bánh vít
D
c2
= d
2
= m.Z
2
= 16.32 = 512 mm
Đường kính vòng đỉnh răng của bánh vít
D
e2
= d

2
+ 2.m = 512 + 2.16 = 544 mm
Đường kính vòng đáy răng của bánh vít
D
i2
= d
2
- 2,4.m = 512 - 2,4.16 = 473,6 mm
Đường kính đường ngoài cùng của bánh vít
D
n
= d
e2
+ m = 544 + 16 = 560 mm
Chiều rộng bánh vít: B
v

≤
0,67d
e1
= 0,67.176 = 118 mm
 Tính lực tác dụng
Lực vòng P
1
trên trục vít bằng lực dọc trục P
a2
trên bánh vít
P
1
= F

a2
=
6
1
2.9,55.10
.
I
I
N
d n
=
6
2.9,55.10 .10,276
243,3.144
= 5602 N
Lực vòng P
2
trên bánh vít bằng lực dọc trục P
a1
trên trục vít
P
2
= F
a1
=
6
2
2.9,55.10
.
II

II
N
d n
=
6
2.9,55.10 .8,749
30,49.512
= 10703 N
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 18 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Lực hướng tâm P
r1
trên trục vít bằng lực hương tâm P
r2
trên bánh vít
F
r1
= F
r2
= P
2
.tg
α
= P
2
.tg20
0
= 10703.0,364 = 3895,8 N
 Tính toán về nhiệt bôi trơn khi làm việc

Nhiệt độ dầu bôi trơn khi làm việc t
l

1
1000 (1 )
[ ]
. (1 )
I
l o
T
N
t t t
K F
η
ψ
× −
= + ≤
+
= 95
0
C
Trong đó
Nhiệt độ môi trường xung quanh t
0
= 30
o
C
N
1
là công suất của trục vít N

I
= 10,276 kW

η
là hiệu suất bộ truyền η = 0.86
K
T
là hệ số tỏa nhiệt K
T
= ( 12
÷
18 )W/(m.
o
C), chọn K
T
= 16 W/(m.
o
C),
F là diện tích F = 20A
1.7
= 20
×
(328
×
10
-3
)
1.7

ψ
là hệ số thoát nhiệt qua bệ máy, thông thường chọn
ψ
= 0.3
( )
1,7
3
1000.10,276.(1 0,86)
30
16.20. 328.10 .(1 0.3)
l
t
−
−
= +
+
= 53
0
C
1
[ ]t≤
Như vậy nhiệt độ dầu bôi trơn khi làm việc là 53
0
C như vậy ta không cần thêm hệ
thống làm mát.
 Kiểm tra độ bền uốn của trục vít
Với thép vật liệu chế tạo trục la thép C45 thường hóa ta chọn
σ
F
= 60 Mpa.

Ứng suất uốn của trục vít xác định theo công thức sau :

2 2
3
1
0.75
32 [ ]
W
F I
t
F F
i
M M
M
d
σ σ
π
+ ×
= = × ≤
×
2
2
1 1
1 1
4 4 4
a
r
F
F d
P l F l

M
×
× ×
  
= + +
 ÷  ÷
 
 
2 2
5602 512 3895,8 512 10703 144
4 4 4
F
M
× × ×
   
= + +
 ÷  ÷
   
= 1138230,7 N.mm
l : là khoảng cách giữa các ổ lăn lấy sơ bộ l = (0.9
÷
1)d
2

chọn l = 512 mm
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 19 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
( )
2

2 3
3
1138230 0.75 403,3.10
32. 10,3 [ ]
W .105,6
t
F F
M
MPa
σ σ
π
+ ×
= = = ≤
= 60Mpa
 Kiểm tra độ cứng của trục vít
Độ võng của trục vít được xác định theo công thức sau :

( ) ( )
2 2
3 2 3
1 2 1 1
7. . 3. . . 7. .
[f]
768. .
r
F l P d l P l
f
E J
+ +
= ≤

Trong đó:
l = 512 mm
E là môđun đàn hồi của trục vít lấy E = 2.1
×
10
5
N/mm
2

J

là mômen quán tính tương đương trên mặt cắt trục vít
[f] = (0,005
÷
0,01)m = (0,005
÷
0,01)
×
16 = (0,08
÷
0.16)

4
1
1
1
0.625
0.375
64
e

i
i
d
d
d
J
π
 
×
+ × ×
 ÷
 
=

4
6
0.625 176
0.375 3.14 105,6
105,6
8,64.10
64
J
×
 
+ × ×
 ÷
 
= =
( mm
4

)
( ) ( )
2 2
3 2 3
5 6
7.3895,8.512 3.10703.144.512 7.5602.512
768.2,1.10 .8,64.10
f
+ +
=
= 0,0051
[f ]≤

⇒
Như vậy trục vít đủ bền
 Bôi trơn của bộ truyền trục vít
Đây là bộ truyền có trục vít nằm dưới và có vận tốc v
t
= 2 m/s, để tránh mất mát
về công suất do khoái dầu ta bôi trơn trục vít bằng cách cho dầu ngập chân ren của
trục vít hoặc 1/3 bán kính trục vít.
Lượng dầu cần đổ vào hộp giảm tốc nên lấy (0.35
÷
0.7) l/kW
Trục
Thông số
Trục động cơ I II
I i
d
= 3 i

tv
= 8
n (v/ph) 730 243,3 30,49
N (kW) 10,817 10,276 8,749
M(N.mm) 141,5.10
3
403,3.10
3
2740,3.10
3
Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền và tính giá trị các lực
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 20 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Sơ đồ lực
Giá trị các lực
Như đã tính ở phần tính toán các bộ truyền, các lực tác dụng lên các bộ truyền có
giá trị như sau:
R
d
= 2350 N ; P
1
= F
a2
= 5602 N; P
2
= F
a1
= 10703 N ; F
r1

= F
r2
= 3895,8 N
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 21 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Phần IV. TÍNH TOÁN TRỤC, THEN, Ổ LĂN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
4.1 Tính toán trục
4.1.1 Chọn vật liệu làm trục
Chọn vật liệu làm trục là thép cacbon 45 thường hóa.
Tra bảng
[ ]
3 8
1
40
 
 
 
−
ta chọn được:
σ
bk
= 600 N/mm
2
σ
ch
= 300 N/mm
2

HB = 200

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính các trục (theo công thức
7 2
1
114
 
 
 
 
 
−
)
d
≥
C
3
N
n
Đối với trục I N= 10,276 kw
n = 243,3 vg/ph
C - hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu
trục vào và trục truyền chung có thể lấy C=120
d
I

≥
120.
3
10,276
243,3
= 41,8 mm

⇒
lấy
1
d
=60 mm
Đối với trục II N= 8,749 kw
n = 30,49 vg/ph
d
II

≥
120.
3
8,749
30,49
= 79,2 mm
⇒
lấy
2
d
=80 mm
4.1.3 Tính gần đúng trục:Để xác định các kích thước của trục ta dựa vào sơ đồ
hình (7-5) trang 117/118[1].
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 22 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
D
l3
L2
L2/2

l1 L1
h1
h2
A
l2
l4
a a
Bv
Từ d
I
= 60 mm và d
II
= 80 mm tra bảng
[ ]
18
1
348 349
P
−
 
 
 
ta chọn sơ bộ ổ lăn như
sau có B
1
= 31 mm, B
2
= 59,5 mm
Ta có thể chọn sơ bộ các kích thước như sau :
- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp,

lấy a =14 mm.
- Chiều rộng bánh vít B
v
= 118 mm.
- Chiều rộng bánh đai B
d
= 86 mm
- Khe hở giữa bánh vít và thành trong của hộp, lấy D = 18 mm.
- Chiều cao của nắp và đầu bulông, lấy l
3
= 35 mm.
- Khoảng cách của nắp ổ đến mặt cạnh của bánh đai, lấy l
4
= 40 mm.
- Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp, lấy l
2
= 10 mm.
- Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục vít, L
1
= 0,9D
e2
= 0,9.544 = 489 mm

⇒
h
1
= L
1
/2 = 489/2 = 245 mm ( h
1

là khoảng cách từ gối A đến mặt
phẳng đi qua trục bánh vít)
Ta thấy B
1
= 31 mm và chiều dài phần có ren của trục vít L= 301 mm.
Mà B
1
/2 + L/2 + a + l
2
= 20 + 301/2 + 10 + 10 = 194 mm < h
1
Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục bánh vít,
2
2
L
= D
e1
+(15-20)mm
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 23 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
= 176 + 15 = 191 mm
- Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác động lên trục
l
1
= l
3
+ l
4
+

2
d
B
+
1
2
B
= 35 + 40 +
86
2
+
31
2
= 135 mm
Tính trục I:
P
1
= 5602 N d
1
= 144 mm
F
a1
= 10703 N h
1
= h
2
= 245 mm
F
r1
= 3895,8 N l

1
= 135 mm
R
d
= 2350 N
Tính phản lực tại các gối trục
Trục I (hình dưới)
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 24 SVTH: Lê Quốc Việt
Trường ĐH Phạm Văn Đồng Đồ Án Thiết Kế Máy
Khoa Kỹ Thuật Công Nghệ
Tính phản lực tại các gối trục :
Trong mặt phẳng Oyz:

y
MA
∑
=-R
đ
.l
1
-F
r1
.h
1
+ F
a1
.
1
2
d

+ R
By
( h
1
+ h
2
) = 0
GVHD: Ths. Đỗ Minh Tiến Trang 25 SVTH: Lê Quốc Việt