Đồ án thiết kế máy TÌM HIỂU QUÁ TRÌNH NÂNG CHUYỂN HÀNG HÓA

Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Chương 1: TÌM HIỂU QUÁ TRÌNH NÂNG CHUYỂN HÀNG HÓA
Khái niệm

1.1

Nâng chuyển hàng hóa là quá trình thay đổi vị trí các vật nặng dạng khối hoặc các vật
phẩm rời vụn với khối lượng lớn nhờ các thiết bị nâng chuyển như Palăng, cầu trục, băng
tải, xích tải, con lăn, đường ống…

Phân loại máy nâng chuyển

1.2

Căn cứ vào chuyển động chính người ta phân ra phân máy nâng chuyển ra làm 2 nhóm
1.2.1 Máy vận chuyển theo chu kỳ (máy nâng).
 Đặc điểm:
- Hoạt động có tính chất chu kỳ (luôn phiên giữa thời kỳ làm việc và thời kỳ nghĩ)
-

của cơ cấu máy.
Phần chủ yếu của máy vận chuyển theo chu kỳ là máy trục.
Vận chuyển vật nặng theo hướng thẳng đứng và một số chuyển động khác trong
mặt phẳng ngang, trong đó cơ cấu nâng là cơ cấu chủ yếu.

- Chúng có thể làm việc trong nhà hoặc ngoài trời.
 Phân loại:
• Theo công dụng phân làm 3 nhóm lớn:

-

Máy trục đơn giản: là máy có một chuyển động chủ yếu là nâng hạ (kích, tời,

-

Palăng…).
Máy trục thông dụng: là các loại máy có từ 2 chuyển động trở lên (cần trục, cần cẩu,

-

cầu trục…).
Máy trục đặc chủng: Là các loại máy trục đặc biệt dùng riêng theo yêu cầu nào đó
(thang máy, máy trục bến cảng…).
• Theo đặc tính di chuyển phân thành các loại như: Kích, kích trục vít, kích
thanh răng, thang máy, cần trục cố định, cần trục di động, cần trục nổi…

1.2.2 Máy vận chuyển liên tục
 Đặc điểm
- Vật phẩm được di chuyển thành dòng liên tục và ổn định.
- Có thể bốc dỡ tải ngay trong quá trình vận chuyển
 Phân loại
- Máy vận chuyển liên tục có bộ phận kéo: Băng tải, xích…
- Máy vận chuyển liên tục không có bộ phận kéo: Vít tải, hệ thống đường

lăn, ống dẫn…
1.3

Các thông số cơ bản của máy nâng

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 1


Đồ án môn học : Thiết kế máy
-

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Sức nâng kí hiệu là [Q] có đơn vị đo là TẤN, KG, N là trọng lượng lớn nhất
mà máy có thể nâng được ở trạng thái làm việc nhất định nào đó của máy.

-

Tầm với R, m là khoảng cách theo phương ngang từ tâm thiết bị mang vật đến
trục quay của máy. Tầm với chỉ có ở các cần trục có tay cần.

-

Mômen tải MQ, tm, kNm là tích số giữa sức nâng và tầm với. Mômen tải có thể
là không đổi hay không đổi theo tầm với.

-

Chiều cao nâng H, m là khoảng cách từ mặt bằng máy đứng đến tâm thiết bị
mang vật ở vị trí cao nhất. Với các cần trục có tay cần thì chiều cao nâng thay
đổi phụ thuộc vào tầm với.

-

Khẩu lộ L, m là khoảng cách theo phương ngang giữa đường trục của hai

đường ray mà trên đó máy di chuyển.

-

Đường đặc tính tải trọng là đồ thị mô tả mối quan hệ giữa sức nâng, tầm với và
chiều cao nâng.

-

Các thông số động học bao gồm tốc độ của các chuyển động riêng rẽ trên
máy.

-

Tốc độ chuyển động tịnh tiến lên xuống của vật vn (nâng vật), vh (hạ vật), m/s.

-

Tốc độ di chuyển của máy trên mặt phẳng ngang vdc, m/s.

-

Tốc độ quay của phần quay quanh trục thẳng đứng của máy, nq, vg/ph.

-

Thời gian thay đổi tầm với T(s) là khoảng thời gian để thay đổi tầm với từ tầm
với nhỏ nhất Rmin đến tầm với lớn nhất Rmax. Đôi khi người ta cho tốc độ thay
đổi tầm với trung bình m/s.

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 2


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Chương 2: NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA CẦU TRỤC
2.1 Công dụng của cầu trục
Cầu trục được dùng trong các phân xưởng, nhà kho để nâng hạ và vận chuyển hàng
hóa với lượng lớn. Nó đóng vai trò quan trọng trong quá trình cơ khí hóa tự động hóa quá
trình sản xuất nhằm nâng cao năng suất lao động, chất lượng sản phẩm, cơ giới hóa một
số công đoạn nặng nhọc giảm nhẹ sức lao động của con người.

5

12

1

8

4

11

7

3

10
6

8

7

13

9

Kết cấu điển hình của cầu trục (dẫn động bằng điện

1- dầm chính; 2- dầm cuối; 3- bánh xe di chuyển; 4- cơ cấu d
5- đường ray; 6- xe con; 7- cơ cấu nâng chính; 8- cơ cấu nâng phụ; 9- cơ cấu di chuyển xe con; 10- bộ g

Hình 1: Kết cấu một cầu trục điển hình.
2.2 Phân loại cầu trục

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 3


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

2.2.1 Theo công dụng:- Cầu trục có công dụng chung: Chủ yếu dùng với móc treo để
xếp dỡ, lắp ráp và sữa chữa máy móc.
-

Cầu trục chuyên dùng: Được sử dụng chủ yếu trong công nghiệp luyện kim với
các thiết bị mang vật chuyên dùng và có chế độ làm việc rất nặng.

2.2.2 Theo kết cấu dầm cầu
-

Cầu dầm đơn: Dầm cầu của cầu trục một dầm thường là dầm chữ I hoặc dầm tổ
hợp với các dầm thép tăng cứng cho dầm, cầu trục một dầm thường dùng palăng

-

điện chạy dọc theo dầm chữ I nhờ cơ cấu di chuyển palăng.
Cầu dầm kép: Có các loại dầm hộp và dầm giàn không gian.
Cầu trục dầm hộp.
Cầu trục dầm dàn.

2.2.3 Theo cách tựa của dầm cầu lên đường ray di chuyển cầu trục
Cầu trục tựa.
Cầu trục treo.
2.2.4 Theo cách bố trí cơ cấu di chuyển cầu trục
- Cầu trục dẫn động chung.
- Cầu trục dẫn động riêng.
- Ngoài ra theo nguồn dẫn động có các loại dẫn động tay và cầu trục dẫn động máy.
2.2.5 Theo cách mang tải
- Cầu trục móc.
- Cầu trục gầu ngoạm.
- Cầu trục nam châm điện(cầu trục điện từ).
2.2.6 Theo phương thức dẫn động của cơ cấu nâng
- Cầu trục dẫn động bằng tay.
- Cầu trục dẫn động bằng động cơ điện.

-

2.3 Tải trọng
2.3.1 Tải trọng danh nghĩa Q :Là trọng lượng lớn nhất của vật nâng mà máy có thể
nâng được
Q = Qm +Qh

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 4


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Qm: Trọng lượng thiết bị mang.
Qh: Trọng lượng danh nghĩa của vật nâng, tức là trọng lượng lớn nhất của vật mà
máy có thể nâng được.
2.3.2 Tải trọng do trọng lượng bản thân
Trọng lượng bản thân máy gồm trọng lượng của các chi tiết, cụm máy và kết cấu kim
loại. Trong khi tính toán, thiết kế máy mới thường bỏ qua trọng lượng bản thân của nó
(trừ một số chi tiết có trọng lượng lớn).
2.3.3 Tải trọng của gió
Đối với máy làm việc trong nhà thì áp lực gió không đáng kể có thể bỏ qua, còn các máy
làm việc ngoài trời phải tính đến tải trọng do gió gây ra.
2.3.4 Tải trọng phát sinh khi vận chuyển
Bao gồm các tải trọng do trọng lượng bản thân và các tải trọng động phát sinh khi vận
chuyển
• Tải trọng theo phương đứng khi vận chuyển trên ray lấy bằng 60% ÷ 80% tải

trọng do trọng lượng bản thân.

• Tải trọng động theo phương ngang lấy bằng 80% ÷ 90% tải trọng do trọng lượng
của bản thân.
2.3.5 Tải trọng khi dựng lắp
Lúc này tải trọng do trọng lượng bản thân lấy tăng 15% ÷ 20%. Và phải kể đến tải trọng
gió cũng như các lực phát sinh trong quá trình lắp. Áp lực gió lấy bằng 500N/m2.
2.3.6 Tải trọng động
Để khảo sát động lực học máy cần xây dựng mô hình bài toán về động lực học của máy.
Các cơ cấu máy nên tìm cách qui về sơ đồ đơn giản nhất .

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 5


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

2.4 Nguyên lý làm việc của cầu trục
Nguyên lý làm việc của cầu trục 2 dầm kiểu hộp

Hình 2: Kết cấu cầu trục hai dầm kiểu hộp.

Chương 3: PHƯƠNG ÁN ĐỘNG HỌC CHO PALĂNG
3.1 Phương án
SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 6


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Hệ thống nâng hạ tải của cầu trục dùng để nâng hạ vật theo phương thẳng đứng.
Ngoại lực là trọng lưc và lực quán tính tác dụng lên vật nâng.Có hai loại cơ cấu nâng :Cơ
cấu nâng dẫn động bằng tay, và cơ cấu nâng dẫn động bằng điện. Do cơ cấu dẫn động
bằng tay không phù hợp yêu cầu thiết kế nên ở đây không đi vào phân tích.
Còn cơ cấu nâng dẫn động bằng điện, do tính chất quan trọng và yêu cầu cao nên cơ cấu
phải đảm độ an toàn, độ tin cậy,độ ổn định cao khi làm việc. Do đó,cơ cấu nâng phải
được chế tạo nghiêm chỉnh với chất lượng tốt của tất cả các khâu, khác với cơ cấu bằng
tay, ở đây dùng tang kép quấn một lớp cáp, có cắt rãnh đảm bảo độ bền lâu cho cáp.Bộ
truyền phải được chế tạo dưới dạng hộp giảm tốc kín, ngâm dầu, bôi trơn tốt, các ổ trục
thường dùng ổ lăn.Thiết bị phanh hãm thường dùng là phanh má thường đóng.
Hệ thống nâng hạ tải bằng palăng được dùng phổ biến trong các phân xướng cơ khí , các
nhà xưởng sản xuất có sơ đồ động học như sau:

1
2

4
5

3

6
7
Q

1-Động cơ 2-Nối trục kết hợp phanh 3-Hộp giảm tốc

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 7

Đồ án môn học : Thiết kế máy
4-Nối trục 5-Tang cuốn

GVHD: Nguyễn Đắc Lực
6-Ròng rọc cố định

7-Ròng rọc di động

Hình 3.1: Sơ đồ phương án động học cho pa lăng
 Hộp giảm tốc ở đây được chọn là hộp giảm tốc trục vít bánh răng ngiêng vì :
 Dễ dàng lắp ghép với các bộ phận máy ở 2 hướng vuông góc với nhau

do có trục vào và trục ra vuông góc trong không gian.
 Có tỉ số truyền rất lớn, kích thước nhỏ gọn..
 Ăn khớp êm, có khả năng tự hãm..

Nhược điểm chính của loại hộp giảm tốc này là hiệu suất thấp , sinh nhiệt nhiều, yêu cầu
cao về độ chính xác về vị trí tương quan giữa 2 trục của bộ truyền trục vít,điều chỉnh ăn
khớp phức tạp, khó bôi trơn, gia công phức tạp
 Để giảm lực căng và tăng tuổi thọ cho dây cáp của cơ cấu nâng khi nâng với tải

trọng lớn ta dùng một palăng.
Palăng được chọn ở đây là loại palăng kép, có 2 nhánh dây chạy trên tang tương ứng.
Palăng có bội suất a=2, gồm 2 ròng rọc di động và 1 ròng rọc cố định làm nhiệm vụ cân
bằng.

3.2 Tính toán sơ bộ chọn cáp và đường kính tang
3.2.1 Tính sơ bộ chọn cáp
Palăng ở đây là palăng kép, để tính toán ta tiến hành qui đổi thành palăng đơn, mỗi palăng có bội suất

Q0 =
a=2. chịu tải trọng :

Q 150000
=
= 75000( N )
2
2

 Lực căng lớn nhất xuất hiện ở nhánh dây cáp cuốn lên tang khi nâng vật.

Smax =

Q0 (1 − η )
(1 − η a ).η m

(Trang 12-Máy nâng chuyển-Ng X Hùng)

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 8


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

η

với

- : hiệu suất của các puli, chọn

η

=0.95

(bảng 2.1-TKCTM).

- a: bội suất của palăng. a=2
- m=0: số ròng rọc cố định không tham gia vào việc thay đổi giá trị bội suất
S max =

Qo .(1 - η ) 75000 × (1 − 0.95)
=
= 38461.5( N )
(1 - η a ).η m
1 − 0.95 2

Vậy :
 Hiệu suất của palăng:

(1 − η a ).η m
ηp =
a(1 − η )

ηp =

(Trang 12-Máy nâng chuyển-Ng X Hùng)

1 − 0.952
= 0, 975

2(1 − 0.95)

Kích thước dây cáp được chọn dựa vào công thức :.
Sd ≥ Smax.n
Với:

Sđ : Lực kéo đứt dây theo bảng tiêu chuẩn
Smax : Lực căng lớn nhất trong dây
n = 5,5 :Hệ số an toàn bền của cáp ứng với chế độ làm việc trung bình
(Trang 7-Máy nâng chuyển-Ng X Hùng)

Vậy: Sđ=38461,5 x 5,5=211538,25(N)
Xuất phát từ điều kiện trên với loại dây đã chọn trên, với giới hạn bền của sợi
σb = 1600 N/mm2.Chọn đường kính dây cáp dc = 21 mm có lực kéo đứt là
Sđ = 215000

(GOST 7665-80)

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 9


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Vậy dây cáp được chọn đạt yêu cầu.
3.2 Tính đường kính tang
Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang phải thích hợp với cáp để tránh cáp bị
uốn nhiều gây ra mỏi và đảm bảo độ bền lâu cho cáp.
Đường kính nhỏ nhất cho phép của tang được xác định theo công thức :

Dt ≥ dc.(e-1).
Với:

(Trang 7-Máy nâng chuyển-Ng X Hùng)

e = 25 hệ số đường kính tang ứng với chế độ tải nặng.
Dt ≥ 21.(25-1) = 504(mm).
Ở đây ta chọn đường kính tang : Dt = 520(mm).

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 10


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Chương 4:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
4.1 Chọn động cơ điện
Động cơ điện cần chon sao cho khi làm việc có thể tận dụng được công suất của động
cơ.Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 yêu cầu sau:
 Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép.
 Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn.
 Động cơ có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi

mở máy.
 Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất thiết kế:

N dc =

N
Q×v
=
η η p .η1..η 2 .η 34 .η 4

Ta có:
Với:-

Ndc: Công suất động cơ.

-

Q=15T = 150000N - Tải trọng nâng.

-

v =0,2m/s- tốc độ nâng..
η

-

η
-

=0,85-hiệu suất của bộ truyền trục vít

1

η
-

=0,97- hiệu suất của một căp bánh răng trụ.

2

η
-

=0,99-hiệu suất của một cặp ổ lăn, ở đây có 4 cặp ổ lăn.

3

η
-

=0,975- hiệu suất của palăng tính theo trên..

p

=1-hiệu suất của khớp nối.

4

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 11


Đồ án môn học : Thiết kế máy
N dc =

Vậy:

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

150 × 0,2
= 19,425(kW )
0.975 × 0,97 × 0,85 × 0,994

 Tra bảng phụ lục P1.3-TTTKHDĐCK ta chọn được động cơ

có các thông số như sau:
-

Công suất Ndc =22kW

-

Vận tốc quay : 1470 vòng /phút

-

Hiệu suất

η

=90%.

4.2 Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang theo công thức :
i0 =

n dc
nt

Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước.
nt =

v n × a × 60 × 1000 0,2 × 2 × 60 × 1000
=
= 14,7(vg / ph)
π × Dt
3,14 × 520

với: a =2: bội suất palăng
i0 =

Vậy tỷ số truyền cần có :

ndc 1470
=
= 100
nt
14,7

Đối với hộp giám tốc trục vít bánh răng ta chon ibr= 0,03-0,06i0. Chọn ibr=4
Ta phân phối tỉ số truyền như sau:
 Bộ truyền trục vít: i1=25 và Bộ truyền bánh răng trụ: i2=4
4.3 Tính công suất,momen và vận tốc trên các trục
η
 TrucI: - Công suất: NI = Ndc. dc = 22.0,9 =19,8 (kW)

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 12

4A180S4Y3


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

- Vận tốc:

n I = ndc = 1470(vg / ph)

M I = 9.55 × 10 6 ×

- Momen:
 TrucII: - Công suất: NII = NI.

n II =

- Vận tốc:

η η
1.

2

NI
19,8
= 9,55 × 10 6 ×

= 12863,3( N .mm)
nI
1470

= 19,8.0.85.0.99 = 16,7(kW)

n I 1470
=
= 58,8(vg / ph)
icn
25

- Momen:
M II = 9.55 × 10 6 ×



N II
16,7
= 9,55 × 10 6 ×
= 272623,9( N .mm)
n II
58,8

TrucIII: - Công suất: NIII = NII.
n III =

- Vận tốc:

η η

1.

2

= 16,7.0,97.0,99 = 16(kW)

n II 58,8
=
= 14,7(vg / ph)
icc
4

M III = 9.55 × 10 6 ×

-Momen :

N III
16
= 9,55 × 10 6 ×
= 1039455,8( N .mm)
n III
14,7

Để tiện theo dõi các số liệu trong quá trình tính toán thiết kế , ta lập các kết quả
thành bảng sau :

Các thông số
trên các trục
i

Động cơ

I

idc = 1

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 13

II
icn = 25

III
icc = 4


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

n(vg/ph)

1470

1470

58,8

14,7

N(kW)

22

19,8

16,7

16

Mx(N.mm)

12863,3

12863,3

272623,9

1039455,8

Bảng 4.1: Tổng hợp các thông số trên các trục

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
TRONG HỘP GIẢM TỐC
5.1 Thiết kế bộ truyền bánh vít
Các thông số thiết kế như sau:
 Công suất: N1 = 19,8 kW
 Tốc độ trục dẫn: n1 = 1470vg/ph
 Tốc độ trục bị dẫn: n2 = 58,8 vg/ph
 Tỉ số truyền: i1= 25
 Thời gian làm việc 10 năm/300 ngày/8 giờ

5.1.1 Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện :
Giả thiết vận tốc trượt vt < 5 m/s, chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh БpAФ94 đúc bằng khuôn cát σch = 200 (N/mm2), σbk = 400 (N/mm2).
÷
Vật liệu làm trục vít là thép 45 tôi bề mặt có độ rắn HRC = 45 50

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 14


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

σch = 300 (N/mm2), σbk = 600 (N/mm2).
5.1.2 Định ứng suất cho phép của răng bánh vít :
Theo bảng 4-4 (TKCTM): [σ]tx = 210 N/mm2 ; [σ]ou = 92 N/mm2
Số chu kỳ làm việc của bánh vít :
N = 60.58,8.10.300.8 = 8,47.107
8

10 7
10 7
=8
= 0,766
N
8,47.10 7

K'N=
8

10 6
10 6
8
=
= 0,574
N
8,47.10 7

K"N=
Từ bảng 4-4(TKCTM) tra các giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép rồi nhân với các trị số K'N và K"N tương ứng ta có:
[σ]tx = 210.0,766 = 160,86 N/mm2
[σ]ou = 92.0,574 = 52,808 N/mm2
5.1.3 Chọn số mối ren trục vít và số răng bánh vít :
Có tỉ số truyền i1 = 25
chọn số mối ren trục vít Z1 = 2
số răng bánh vít Z2 = i1.Z1 = 25.2 = 50
Lấy Z2 = 50
5.1.4 Chọn sơ bộ trị số hiệu suất η và hệ số tải trọng K :
Với Z1 = 2 chọn sơ bộ η = 0,82
Công suất trên bánh vít : N2 = N1.η = 19,8.0,8=15,84KW

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 15


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Định sơ bộ K = 1,1 (giả thiết v2 < 3m/s)

5.1.5 Định m và q :
Theo công thức (4-9- TKCTM):
 1,45.10 6
m q ≥ 
 [σ ] tx .Z 2
3

3

2

 K .N 2
 .
n2


2

3

=

 1,45.10 6  1,1.15,84

 .
58,8
 210.50 

= 17.8

m3 q

Theo bảng (4-6-TKCTM) lấy m = 9 và q = 8. có

=18

5.1.6 Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng :
Vận tốc trượt công thức (4-11-TKCTM)
vt =

m × n1
9.1470 2
2
Z1 + q 2 =
2 + 8 2 = 5,7( m / s )
19100
19100

Phù hợp với dự đoán khi chọn vật liệu bánh vít.
Để tính hiệu suất, theo bảng 4-8(TKCTM)lấy hệ số ma sát f = 0,025 và ρ = 1026'
Với Z1 = 2 và q = 8 theo bảng 4-7 tìm được góc vít : λ = 14002'
Hiệu suất công thức (4-12-TKCTM)
0,96.

η=

tgλ
tg14 0 02'
=
0

,
96
= 0,85
0
tg ( λ + ρ ' )
tg (14 0 02'+10 26')

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 N2.
Vận tốc vòng của bánh vít công thức (4-15-TKCTM)

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 16


Đồ án môn học : Thiết kế máy
v2 =

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

π × m × z 2 × n2 3,14.9.50.58,8
=
= 1,384 ( m / s )
60 × 1000
60.1000

Vì tải trọng không đổi và như giả thiết ở trên v2 < 3 m/s , do đó
K = Ktt.Kđ = 1.1,1 = 1,1 phù hợp với dự đoán
Vì v2 < 2 m/s có thể chế tạo bộ truyền với cấp chính xác 9.
5.1.7 Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít :
Số răng tương đương của bánh vít

Z td =

Z2
50
=
≈ 54,76
3
3
cos λ cos 14 0 02'

(

)

răng

Tra bảng (3-18-TKCTM) ta có hệ số dạng răng y = 0,499.
Theo công thức (4-16-TKCTM):

σu =

15.10 6.k .N 2
15.10 6.1,1.15,84
=
≈
m 3 .Z 2 . y.q.n2 9 3.50.0,499.8.58,8

30,55 N/mm2

≤

[σ]u

5.1.8 Kiểm nghiệm sức bền răng bánh vít khi chịu quá tải đột ngột :
Nếu bộ truyền trục vít phải làm việc quá tải với hệ số quá tải kqt ta cần kiểm nghiệm
ứng suất tiếp tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải.
σ txqt = σ qt . k qt ≤ [σ ] txqt
σ uqt = σ u .k qt ≤ [σ ] uqt

Trong đó : σu = 30,55 N/mm2

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 17


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực
3

 Z2

+1

512000  q
 . k .N 2
σ tx =
 A  n2
Z2



q



Mặt khác:
2

Z

A >  2 + 13
 q






 512000  × k × N 2 =  50 + 13
 Z2

n2
 8

.σ u 

q



2



 512000  1,1.15,84

 .
= 933
58,8
 50 .30,55 


 8


3

 50 
+1
512000  8
 . 1,1.15,84 = 30,55
σ tx =
50
58,8
 933 


8



Do đó:

N/mm2

Ứng suất tiếp khi quá tải, vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc nên
[σ]txqt = 4.σch = 4.200 = 800 (N/mm2)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột :
[σ]uqt = 0,8.σch = 0,8.200 = 160 (N/mm2)
Do đó :
σ txqt = σ tx × k qt = 30,55. 1,3 = 34,8( N / mm 2 ) < [σ ] txqt
σ uqt = σ u × k qt = 1,3.30,55 = 39,7( N / mm 2 ) < [σ ] uqt

5.1.9 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 4-3-TKCTM) :
•

Môdun m = 9 mm ; Hệ số đường kính q = 8

•

Số mối ren của trục vít Z1 = 2 ; Số răng bánh vít Z2 = 50

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 18


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

•

Góc ăn khớp α = 200 ; Góc vít λ = 14002'

•

Khoảng cách trục A = 0,5.m(q + Z2 + 2ξ ) = 0,5.9(8 + 50) = 261 mm

Vì không 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 : dc1=d1=q.m =8.9=72 mm

•

Đường kính vòng đỉnh của trục vít (hệ số chiều cao răng f0 = 1):
Dc1 = dc1 + 2f0m = 72 + 2.1.9 = 90 mm

•

Đường kính vòng chân ren trục vít (lấy hệ số khe hở hướng tâm c0 = 0,2)
Di1 = dc1 – 2f0m – 2c0m = 72 – 2.1.9 – 2.0,2.9 = 50.4 mm

•

Chiều cao đầu răng :

h ' = ( f 0 + ξ ).m = f 0 .m = 1.9 = 9( mm)
h " = ( f 0 + c0 + ξ ).m = (1 + 0,2).9 = 10,8( mm)

•

Chiều cao chân răng :

•

Bước ren trục vít : t =

•

Bước xoắn ốc của ren trục vít : s = t.Z1 = 28,26.2 = 56,52 mm

•

Chiều dài phần có ren của trục vít (bảng 4-2) :

L

≥

Π

m = 3,14.9 = 28,26 mm.

(11 + 0,06.50).9 =126 mm

Vì trục vít được mài nên tăng thêm chiều dài L, lấy L = 126 + 33 = 159 mm
Để tránh mất cân bằng cho trục vít, chọn chiều dài L bằng một số nguyên lần
bước dọc :

Vì x =

L
L
159
=
=
= 5,63
t a Π.m Π.9

Cho nên lấy tròn x = 6 và định chính xác : L = 6.3,14.9 = 169,56 mm
•

Đường kính vòng chia (vòng lăn) của bánh vít :

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 19


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

dc2 = d2 = Z2m = 50.9 = 450 mm
•

Đường kính vòng đỉnh răng (trong mặt cắt chính) của bánh vít:

Dc2 = (Z2 + 2f0 + 2ξ)m = (50 + 2.1)9 = 468 mm
•

Đường kính ngoài cùng của bánh vít (công thức 4-1):

Dn = Dc2 + 1,5m = 468 + 1,5.9 = 481,5 mm
•

Chiều rộng bánh vít (công thức 4-2):

B = 0,75.90 = 67,5 mm.

•

Góc bánh vít ôm trục vít 2γ : sinγ =

B
67,5
=
≈ 0,7895
Dc1 − 0,5m 90 − 0,5.9

⇒ γ = 5208'

5.1.10 Tính lực tác dụng :
•

Lực vòng P1 trên trục vít bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít (công thức 4-23-

TKCTM) :P1 = Pa2 =

2.M 1
d1

Trong đó mômen trục vít : M1 =

P1 = Pa2 =
•

2.128632 ,7
= 3573
72

9,55.10 6.N 1
n1

=

9,55.10 6.19,8
= 128632 ,7 N.mm
1470

N

Lực vòng P2 trên bánh vít bằng lực dọc trục Pa1 trên trục vít (công thức 4-24-

TKCTM) :P2 = Pa1 =
•

;

2.M 2 2.M 1 .i.η 2.9,55.10 6.19,8.25.0,82
=
=

= 11719,86
d2
d2
450.1470

Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít bằng lực hướng tâm Pr2 trên bánh vít

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 20

N


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

(công thức 4-25-TKCTM):
Pr1 = Pr2 = P2.tgα = 11719,86.tg200 = 4265,7 N.
5.1.11 Kiểm nghiệm sức bền và độ cứng uốn của thân trục vít :
Để bộ truyền có thể làm việc được bình thường, thân trục vít phải có đủ sức bền và
độ cứng. Vì kích thước của trục vít đã được xác định sau tính sức bền răng bánh vít cho
nên cho nên tính toán sức bền và độ cứng của trục vít là tính toán kiểm nghiệm.
Vì trục vít một đầu lắp hai ổ lăn đỡ chặn còn đầu kia lắp ổ lăn đỡ nên độ võng của
của thân trục vít phải thoả mãn điều kiện sau :

f =

(7 p

r

l 3 + 3 p2 d c1l 2
768 EJ

) + (7 p l )
2

3 2

1

≤[f]

Trong đó f : là độ võng lớn nhất của trục vít, mm
[f] : độ võng cho phép của trục vít, [f] = (0,005 ÷ 0,01) m.
E : môđun đàn hồi của trục vít ; E = 2,1.105 (N/mm2)
p1, p2, pr : lực vòng trên trục vít, bánh vít và lực hướng tâm.
dc1 : đường kính vòng chia của trục vít
l : khoảng cách giữa hai gối tựa của trục vít
J : Mômen quán tính tương đương của tiết diện thân trục vít , mm4
πDi1 4
J=
64


D  3,14.50,4 4 
90 
 0,375 + 0,625 c1  =
 0,375 + 0,625.
 = 472030( mm 4 )

Di1 
64
50,4 



Vì N nằm trong khoảng 8-18Kw nên ta lấy l = 0,9Dc2 = 0,9.468 = 421 mm

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 21


Đồ án môn học : Thiết kế máy

f =

( 7.3774.374,4

Do đó

GVHD: Nguyễn Đắc Lực
2

+ 3.10369.72.374,4 2 ) + ( 7.3161.374,4 3 )
≈ 0,0166
768.2.10 5.472030
2

2

[f] = 0,005.m = 0,005.9 = 0,045 > f như vậy là thoả mãn

5.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
Các thông số thiết kế như sau:
 Công suất: NI = 16,7
 Tốc độ trục dẫn: nII =58,8vg/ph
 Tốc độ trục bị dẫn: nIII = 14,7vg/ph
 Tỉ số truyền: i2 = 4
 Thời gian làm việc 10 năm/300 ngày/8 giờ

5.2.1 Chọn vật liệu:
Vật liệu làm bánh răng nhỏ : thép 40X tôi cải thiện, phôi rèn.,đường kính 150-180
như vậy có các số liệu sau :
σb = 850N/mm2.
σ chảy = 550 N/mm2
HB = 250.
Vật liệu bánh răng lớn :thép 50 thường hoá, phôi rèn.,đường kính 300-500 các số liệu
sau :

σb = 580 N/mm2.
σ chảy = 290 N/mm2
HB = 200

5.2.2

Xác định các ứng suất cho phép:

5.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 22

Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

Để cho đơn giản ta xác định số chu kỳ làm việc tương theo điều kiện tải trọng không
đổi.
NHE2 =60.u.n.T
Trong đó :
u = 1- là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng đó quay 1 vòng .
n - là số vòng quay trong một phút của bánh răng.
T - Tổng số giờ bánh răng làm việc (10 năm , mỗi năm 300 ngày , mỗi ngày làm việc
8 giờ) .
T = 10.300.8 = 24000(giờ) .
 Số chu kì làm việc tương đương của bánh răng lớn :
NHE2 =60.1.16,7.24000=24,05.106
Số chu kì cơ sở NHO của thép 50 thường hoá (HB=200) là 107(Bảng 10.8-CTM1)
Vậy NHE2 >NHO và KHL =1


Số chu kì chịu tải tương đương của bánh nhỏ lớn hơn số chu kì chịu tải tương
đương của bánh lớn i lần:

NHE1=24,05.106.4=96,2.106
Theo bảng 10.8-CTM1 với độ rắn bánh nhỏ là 250HB ta có thể lấy NHO=17.106
Đối với bánh nhỏ ta cũng có được: NHE>NHO nên KHL=1
σ H lim1 = σ H0 lim1

σ H lim 2 = σ H0 lim 2

Vậy ta có

và
Giới hạn mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và lớn là :(Bảng 10.7-CTM 1)
σ H lim1 = 2.250 + 70 = 570( N / mm 2 )
σ H lim 2 = 2.200 + 70 = 470( N / mm 2 )

Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng được tính theo công thức 10.65 (CTM 1) :
[σ H ]=

σ Hlim
S H .Z R .ZV .K L .K xH

Với SH =1,1 : Hệ số an toàn
Lấy ZHZVKLKxH=1

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 23


Đồ án môn học : Thiết kế máy
[σ H 1 ]=

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

570
= 518, 2( N / mm 2 )
1,1

Vậy : -Bánh nhỏ :
[σ H 2 ]=

470

= 427( N / mm 2 )
1,1

-Bánh lớn:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [

σH

] dùng để tính bộ truyền bánh răng nghiêng (HB<350)

được chọn trị số nhỏ trong các trị số dưới đây (công thức 10.72)
[σ H ]=0,5(518,2+427)=473(N/mm 2 )
[σ H ]=1,18.427=504(N/mm 2 )

Vậy ta chọn

[σ H ]=473(N/mm 2 )

5.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép:
Ở đây để đơn giản ta xác định số chu kỳ làm việc tương đương theo điều kiện tải trọng
không đổi:
Số chu kì chịu tải tương đương của bánh lớn (công thức 10.76 - CTM1):
NFE2 =60.16,7.24000= 24,05.106
Tương tự ta cũng có được NFE1 = i.NFE2, và NFE1 ,NFE2 > NFO = 4.106
NFO là số chu kì cơ sở.
Do vậy ta chọn KFL =1.
Do bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
Giới hạn bền mỏi của bánh nhỏ và bánh lớn (công thức 10.74 và bảng 10.6 –CTM1):
σ F lim1 = σ F0 lim1 = 1,8.250 = 450( N / mm 2 )
σ F lim 2 = σ F0 lim 2 = 1,8.200 = 360( N / mm 2 )

Ứng suất mỏi uốn cho phép được tính theo công thức10.73 (CTM1):
[σ F ]=

σ Flim
.YR .YS .K xF
SF

Với :
- SF =1,7 : hệ số an toàn (phôi rèn thường hoá hoặc tôi cải thiện)
-

YR=1: hế số xét đến ảnh hưởng của mặt lượn chân răng

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 24


Đồ án môn học : Thiết kế máy

GVHD: Nguyễn Đắc Lực

-

YS= 1,08-0.16lgm=1.03 (ứng với môđun m=2mm)

-

KxF = 1 :hế số tính đến ảnh hưởng của của kích thước bánh răng ( với giả thiết
đường kính vòng đỉnh da<400mm)

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn :
1,03
= 272, 6( N / mm 2 )
1,7
1,03
[σ F2 ]=360.
= 218( N / mm 2 )
1,7
[σ F 1 ]=450.

5.2.2.3 Các ứng suất cho phép khi quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải:
[σ H1 ]=2,8σ ch = 2,8.550 = 1540( N / mm 2 )

Bánh nhỏ:

[σ H2 ]=2,8σ ch = 2,8.290 = 812( N / mm2 )

Bánh lớn :
Ứng suất uốn cho phép khi qua tải:

[σ F1 ]max =2,2HB = 2, 2.250 = 550( N / mm 2 )

Bánh nhỏ:

[σ F2 ]max =2,2HB = 2, 2.200 = 440( N / mm 2 )

Bánh lớn :

5.2.3 Tính sơ bộ đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

Ta dùng công thức 10.43 (CTM 1):
d w1 = 68. 3

M 1.K Hα .K H β (i + 1)

ψ d .[σ H ]2 .i

Với: - M1 = 272623,9 (N.mm) : Momen xoắn trên bánh nhỏ
ψd =

-

b
d w1

: Hệ số chiều rộng vành răng
ψd =

ψd

ψ a (i + 1)
2

tính theo công thức:
ψa
với
=0,4: hệ số phụ thuộc vị trí tương đối của bánh răng so với các ổ.
ψd =

vậy

0, 4(4 + 1)
=1
2

SVTH:Lê Đức -Lớp:08CDT2 -Nhóm:04BTrang 25