ĐỀ bài THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG THANG máy

Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

LỜI NÓI ĐẦU
Với xu thế ngày càng phát triển của xã hội thì việc phải xây dựng nhiều
nhà cao tầng như: khách sạn, nhà hàng, công sở, bệnh viện, nhà chung cư là một
tất yếu, điều này đòi hỏi phải tạo ra thiết bị phục vụ cho công việc chuyên chở
người và hàng hóa trong các tòa nhà đó. Chính vì vậy thang máy đã ra đời và trở
thành một thiết bị không thể thiếu trong các nhà cao tầng. Ở Việt Nam, thang
máy đang xuất hiện ngày càng nhiều và phần lớn đều phải nhập từ nước ngoài,
do đó việc nghiên cứu, thiết kế và chế tạo thang máy đang là vấn đề rất cần được
quan tâm đầu tư đúng mức. Thang máy chở người phục vụ cho các nhà chung
cư cao tầng trở thành lĩnh vực nghiên cứu chủ yếu nhằm tạo ra được một loại
thiết bị phục vụ tối ưu nhất cho việc vận chuyển người trong nhà chung cư, góp
phần giải quyết vấn đề dân số đang ngày càng tăng cao ở các đô thị lớn.
Trong đồ án này, em đi sâu vào thiết kế cơ khí cho thang máy với tải
trọng 2000 kg và vận tốc 45m/phút, đặc biệt đi sâu vào thiết kế hộp giảm tốc
trục vít bánh vít một cấp.Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của
thầy PHẠM MINH HẢI. Do đây là đồ án đầu tiên của khoá học, với trình độ và
thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót
xảy ra, em rất mong nhận được sự góp ý của các thầy trong bộ môn để em thêm
hiểu biết hơn về hộp giảm tốc trục vít – bánh vít cũng như các kiến thức về thiết
kế các bộ hộp giảm tốc khác.
Em xin chân thành cảm ơn!
Hà Nội, ngày 10 tháng 5 năm 2016
Sinh viên thực hiện
Lương Văn Tìm

1

Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

ĐỀ BÀI: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG THANG MÁY
Số liệu đầu vào:
1
2
3
4
5
6
7

Trọng tải:
Khối lượng cabin :
Vận tốc cabin
Thời gian phục vụ :
Góc ôm cáp trên puly ma sát:
Khoảng cách hai nhánh cáp:
Đặc tính làm viêc:

Q1= 2000 kg =20000 N
G = 1200 kg = 12000 N
V = 45 m/ph = 0,75 m/s
Lh = 16000 giờ
cc= 1100 mm

êm

Qm = 2Q1 = 40000 N
Q2 = 0,6Q1 = 12000 N
t1 = 1,9 min
t2 = 1,9 min
tck = 3.( t1 + t2) = 11.4 min

CHƯƠNG I
2


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ
I.Xác định công suất yêu cầu
1.1 Công suất trên trục puly ma sát
Ppl =

F .vd 12903 × 0.75
=
= 9, 68
1000
1000
(kw)

Trong đó:
F=

(1 − ϕ)Q1 (1 − 0, 4) × 20000
=
= 12903
aη g
1× 0,93

(N)

Với:
- Hệ số cân bằng:
 Hệ số điền đầy:

γ=

∑Q t

i i

Q1 ∑ ti

=

ϕ=

γ 0,8
=
= 0, 4

2
2

Q1t1 + Q2t2 2000 ×1, 9 + 1200 × 1,9
=
= 0,8
Q1 (t1 + t2 )
2 × 2000 × (1,9 + 1, 9)

 Chọn a=1 ( bội suất của hệ thống treo cáp)
 Hiệu suất chung của giếng thang:
ηg

= 0,95 – fzu = 0,95 – 0,02 . 1 = 0,93
- Zu=1: vì có một puly đổi hướng
- f=0,02: vi chọn ổ lăn sử dụng cho puly đổi hướng
- vd=v= 0,75 ( vận tốc dây cáp)

1.2 Công suất trên yêu cầu trên trục động cơ.
Pyc =

Ppl

η

=

9,68
= 12, 25
0,79

(KW)

Với:
η: hiệu suất chung của cơ cấu truyền động
3

η =η k .η tv .η ol =1×0,8×0,9953=0,79
3


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

Trong đó: các hiệu suất trên được tra trong bảng 2.3
 Hiệu suất của cặp ổ lăn:η ol =0,995
 Hiệu suất khớp nối ; η k =1
 Hiệu suất của bộ truyền trục vít một cấp
Số zen z1=2 nên chọn η tv =0,8

II. xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
2.1 Chọn đường kính puly ma sát.
 Chọn sơ bộ nhánh cáp: Zc = 4
 Tính lực căng cáp:
S=

Q1 + G 20000 + 12000
=
4 = 8602,15

aη g z c
1× 0,93 ×

(N)

 Chọn cáp theo hệ số an toàn:
- Lực kéo đứt yêu cầu:

Sđ,yc= Z p .S = 12 × 8602,15 = 103226 (N)
( Zc>3 => chọn Zp= 16 )
- Tra bảng thông số cáp của hãng KONE
Với điều kiện: Sd ≥ Sđ, yc => chọn dc =16 (mm)

 Đường kính trục puly:D ≥ 40dc =40×16=640 (mm)

2.2 Tính số vòng quay trục puly.
n pl =

60000.a.v 60000 ×1× 0, 75
=
= 22
π .D
π × 640

(v/ph)

2.3 Chọn tỷ số chuyền sơ bộ.
Hộp giảm tốc trục vít có số mối ren z1=2 nên chọn tỉ số truyền usb = 33

2.4 Tính số vòng quay sơ bộ của động cơ.

nsb = npl.usb = 22×33 = 726 (v/ph)

III. Chọn động cơ .
 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb =726 (v/ph)
 Điều kiện chọn:
Pđc ≥ Pyc
4


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

nđb ≥ nsb
Tra bảng phụ lục 1.3, tài liệu[1] ta chọn động cơ 4A180M8Y3
Động cơ có các thông số sau:
P dc = 15 (kW)
n dc = 730 (vòng/phút)
Tk
Tdn = 1,2

mdc= 185kg
d dc = 48 (mm)

IV. Xác định số vòng quay, công suất, momen trên các trục .
4.1 Tính lại tỷ số truyền.
Tỷ số truyền thực tế của hệ:
utv =

ndc 730
=
= 33,18
n pl
22

Chọn utv=34
4.2 Xác định lại đường kính puly ma sát:
 Số vòng quay thực của puly ma sát:
 Đường kính puly ma sát:

n pl =

n dc
=22
u tv
v/ph

60000.a.v.u1 60000.1.0,75.34
=
=667,14 ≈ 670
π.n dc
π.730
(mm)
 Chọn đường kính : D = 670 (mm)
D=

4.3 Xác định thông số động học của hộp giảm tốc.
 Tốc độ quay các trục:
n1 = nđc =730 (v/ph) ( trục vít )

n2 =

n1
= 22
utv
( bánh vít )

5


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Công suất trên các trục.
Ppl

9, 68
= 9, 73
η
0,995
ol
P2 =
(KW)
P
9, 73
P1 = 2 =
= 12, 22
ηtv ηol 0,8 × 0,995

(KW)
=

 Momen xoắn trên các trục,
pdc
15
= 9,55.106
= 196232,9
n
730
dc
Tdc=
(N.mm)
p
12,
2
9,55.106 1 = 9,55.106
= 159864, 4
n
730
1
T1=
(N.mm)
p
9, 73
9,55.106 2 = 9,55.106
= 4223704
n2
22
T=

(N.mm)
9, 55.106

2

Bảng thông số động học.
Trục

Trục

Trục I

động cơ
Tỉsố truyền

ukn =

Trục II
utv =

1

33,18

P(kW)

15

12,22

9,73

n (vg/ph)

730

730

22

T(N.mm)

196232,9

159864,4

4223704

CHƯƠNG II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
Đầu vào






Moomen xoắn trên trục bị động: T2 = 4223704(Nmm)
Số vòng quay tren trục chủ động: n1 = 730(v/ph)
Tỉ số truyền: u=utv = 34

Tuổi thọ yêu cầu: Lh = 16000 giờ
Quan hệ giữa các chế độ tải:
Tck = 3(t1 + t2) = 3(1,9 + 1,9) = 11,4min

6


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

t2 1,9
=
t1 1,9
Q2
= 0, 6
Q1
Qm
=2
Q1

 Chế độ làm việc (CDLV): êm

Tính toán thiết kế
I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép.
1. chọn vật liệu.
 Tính vận tốc trượt.
vs = 4, 5.10 −5.ntv . 3 T2 = 4, 5.10 −5.730. 3 4223704 = 5, 31

(m/s)
 Do vs >5 (m/s) nên ta dùng đồng thanh thiết để chế tạo bánh vít cụ thể là
Đồng thanh – thiếc – kẽm – chì
- Ký hiệu:Ký hiệu:ƂpAЦC 5-5-5
- Cách đúc: dùng khuôn kim loại
- σb = 250 (MPa)
- σ ch = 150 (MPa)
 Trục vít: dùng thép C45được mài và đánh bóng .

2. Xác định ứng xuất cho phép của bánh vít.
Vì bánh vít được làm bằng vật liêu đồng thanh nhiều thiếc có cơ tính thấp
hơn nhiều so với trục vít bằng thép nên khi thiết kế chỉ cần xác định ứng suất
tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép.

2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vì vật liệu làm bánh vít là: đông thanh – nhôm – sắt – niken .
Tra bảng 7.2-148-[1]
vs=5,31 (m/s) => [бH]=200 (MPa)
7


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

2.2. Ứng suất uốn cho phép.
Với vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thì ứng suât uốn cho phép được
xác định bằng công thức: [ σ F ] = [ σ FO ].KFL
Trong đó:

 [ σ FO ] là ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ:
chọn bộ truyền quay hai chiều =>[ σ FO ]=0,16×σb=0,16×250 =40 (MPa)
 KFL hệ số tuổi thọ:
KFL=

106
9
N FE

Với:
- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi tính về ứng suất
uốn.
N FE

9
9
  Q 9 t
 T 2i 
 Q 2  t2
1
1
= 60∑ 
+
÷ n2i ti = 60n2L h  ÷
÷
 Q1  tck  Q1  tck
 T 2max 


1,9 

 1,9
= 60 × 22 ×16000 19.
+ 0, 69.
= 3, 47 ×10 6

11, 4 
 11, 4
⇒ K FL

106
=
= 0,871
3, 47 ×106
9

⇒ [ σ F ] =40×0,871 = 34,84 (MPa)

2.3. ứng suất cho phép khi quá tải.
Với bánh vít làm bằng vật liệu đồng thanh thiếc thì:
 [σ H ]max = 4σ ch = 4 ×100 = 400 (MPa)
 [σ F ] = 0,8σ ch = 0,8.100 = 80 (MPa)

8






Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

II. Xác định các thông số của bộ truyền.
Tính Z2 ,utv và q:
 Ta có: Z1=2 => Z2 = utv×Z1 =34×2 =68 chọn Z2=68
Z 2 68
=
= 34
Z1 2

utv =

 Chon q sơ bộ: q = ( 0,25 ÷ 0,3 ) Z2 = (17 ÷ 20,4 )
Tra bảng 7.3 ta chọn q=20.
 Với vs = 5,31>5 (m/s) . tra bảng 7.6 ta chọn sơ bộ CCX7
Từ vs=5,31và CCX7 . tra bảng 7.7 chọn KHV=1,1( hệ số tải trọng động)
 Chọn sơ bộKHβ =1 => KH=KHβ.KHV=1,1
- KHβ là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
- KH là hệ số tải trọng.

III. Tính sơ bộ khoảng cách trục.
2

aw = ( Z 2 + q )

3

 170  T2 k H

÷
 Z 2 [σ H ]  q
2

 170  4223704 ×1,1
= ( 68 + 20 ) 3 
= 276, 47( mm)
÷
20
 68 × 226 
⇒ aw=280 (mm)

 Tính sơ bộ modul bánh vít:
m=

2aw
2 × 280
=
= 6,36
q + z2 20 + 68
⇒ m = 6,3

 Tính lại khoảng cách trục:
aw=0,5×m(Z2+q) =0,5×6,3 × (68+20)=277,2(mm)
⇒ aw= 280 (mm).
 Tính hệ số dịch chỉnh:
x=

aw
280
− 0,5( q + Z 2 ) =
− 0,5.(20 + 68) = 0, 44 ∈ [ − 0, 7;0, 7]
m
6,3

IV. Tính kiểm nghiệm.
1.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
9


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:
3

170  Z 2 + q  T2.kH
σH =
≤ [σ H ]

÷
Z 2  aw  q

(*)

Trong đó:
γ w = arctan(

Z1
2
) = arctan(
) = 5, 47 0
q + 2x
20 + 0.44 × 2

 Góc vít lăn:
 d w1 = m(q + 2 x) = 6, 3 × (20 + 2 × 0, 44) = 131,5 (mm)


vs =

π .d w1.n1
π × 131,5 × 730
=
= 5, 05
60000.cos γ w 60000.cos 5, 47 0
(m/s)

Vậy với vs=5,05>5 (m/s). tra bảng 7.6 chọn CCX7 cho bộ truyền trục
vít ; do đo tra bảng 7.7 => KHV=1,1
 Vật liệu đã chọn của bánh vít phù hợp với điều kiện làm việc và có
[σH]=226(MPa).
0
 Theo bảng 7.4 ta có ϕ = 1, 67
 Góc vít trên trục chia: γ = γ w = 5, 47
 Xác định hiệu xuất của bộ truyền theo lý thuyết:
o

ηLT =

tan γ w
tan 5, 47 0
=
= 0, 73
tan( γ w + ϕ) tan(5, 47 0 + 1, 67 0 )

 Hiệu suất của bộ truyền thực tế:

ηtt = 0,995.ηLT = 0,995.0, 73 = 0, 726

 Hệ số tải trọng:KH= KHB.KHV
Với:
3

T 
Z  
K H β = 1 +  2 ÷  1 − 2 tb ÷
 θ   T2 max 

Trong đó: Z2 = 68, θ = 276 (hệ số biến dạng tra bảng 7.5).

T2tb
T2ti ni
= ∑

T2max
 ( T2max ∑ ti ni )


1,9
1,9
÷= 1
+ ( 0, 6 )
= 0, 27
÷ 11, 4
11, 4

3

⇒ kH β

 68 
= 1+ 
÷ ( 1 − 0, 27 ) = 1, 02
 276 

⇒ K H = 1, 02 ×1,1 = 1,122

Thay vào công thức (*)
3

170  68 + 20  4223704 ×1,122
σH =
= 214, 4 ( MPa ) < [σ H ] = 226 ( MPa ) .

÷×
68  280 

20

10


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

Vậy bánh vít thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

2. Kiểm nghiệm độ bền uốn .
σF =

1, 4.T2 .YF .k F
b2 d 2m cos γ (**)

Trong đó:


Chiều rộng bánh vít ( bảng 7.9)
Ta có:
Z1 = 2 ⇒ b2 ≤ 0, 75 × d a1 = 0, 75 ×138, 6 = 103,95 (mm)
d a1 = m(q + 2) = 6,3 × (20 + 2) = 138, 6
⇒ b2 = 104 (mm)



Số răng tương đương:

Zv =

Z2
68
=
= 69
3
3
cos γ cos 5, 47
=>YF = 1,34 (tra bảng 7.8)

d2 = mZ2 = 6,3 × 68 = 428,4 (mm).
 Chiều dài phần ren trục vít:
Tra bảng 7.10 với x=0, Z1=2 => b1 ≥ ( 11 + 0,1×Z2)×m = 112,8 (mm)
Chọn b1 = 113 (mm)
 Hệ số tải trọng: KF=KH = 1,122
Thay vào công thức ( **) ta có:
⇒σF =

1, 4 × 4223704 × 1,34 × 1,122
= 31,84 ( MPa ) < [σ F ]
103,95 × 428, 4 × 6, 27

Thảo mãn điêu kiện bền uốn

3. Tính lại các thông số.
 Tỉ số bộ truyền TV – BV: u = 34
 Hiệu suất của bộ truyền: = 0,73
 Momen xoắn trên trục I:
11

Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Momen xoắn trên động cơ:

Bảng 2: các thông số của bộ truyền.
Công thức tính

Kết quả

Khoảng cách trục

Ký
hiệu
aw

0,5m(q+Z2+2x)

280 mm

Hệ số dịch chỉnh

x

x = aw / m− 0,5(q + Z 2)

0,44 mm

Đường kính vòng chia

d

d1 = qm
d2 = mZ2

d1 = 126 mm
d2 = 429 mm

Đường kính vòng đỉnh

da

da1 = m(q+2)
da2 = m(Z2 + 2 + 2x)

da1 = 139 mm
da2 = 447 mm

Đường kính vòng đáy

df

df1 = m(q - 2,4)
df2 = m(Z2 – 2,4 +2x)

df1 = 111 mm

df2 = 419 mm

Đường kính ngoài của
bánh vít

daM2

daM 2 ≤ da2 + 1,5m

daM2 = 456 mm

Chiều rộng bánh vít

ba

Thông số

vì Z1 = 2
b2 ≤ 0,75da1 vì Z1 = 2

b2 = 104 mm

b1 ≥ (11+ 0,1.Z 2 )m

b1 = 113 mm

δ = arcsin[b2 / (da1 − 0,5m)]

δ = 50,160

Chiều dài phần ren trục
vít
Góc ôm

δ

4. Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.
Hệ sô quá tải: Kqt = Qm/Q1=2
 Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng:
σ H max = σ H × K qt = 214, 4 × 2 = 303, 21(Mpa) < [σ H ]max = 400(Mpa)

 Thỏa mãn điều kiện
 Để tránh biến dạng dư hoặc tránh phá hủy tĩnh chân răng bánh vít:
σ Fmax = σ F × K qt = 31,84 × 2 = 45, 03(Mpa) < [σ F ]max = 80(Mpa)

 Thảo mãn điều kiện.

12


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

5. Tính toán nhiệt .
 Diện tích thoát nhiệt cần thiết:

A≥

1000(1-η).P1
[0,7.K t .(1+ψ)+0,3.K tq ].β.([t d ]-t o )

Với
- P1: công suất trên trục vít , P1 =13,01KW
- Kt: hệ số tỏa nhiệt , chọn Kt =13 W/(m2 oC)
- ψ : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
Chọn ψ =0,25
- Ktq =17 ứng với vòng quay của quạt n=730 vòng/phút
- β hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng
Tck
tck
11,4
β=
=
=
= 3,75
Q2
P
.
T
/
P
t
+
t
1,9
+
0,6
×

1,9
∑ i i 1 1 Q1 2
- to: nhiệt độ xung quanh môi trường:to=200
- η : hiệu suất bộ truyền
- [td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu
do trục vít đặt dưới bánh vít nên [td]=900
Vậy:
A≥

1000(1-0,73) × 13,01
= 0,81m 2
[0,7 × 1513 × (1+0,25)+0,3 ×17] × 3,75 × (90-20)

Ta có sơ bộ diện tích tỏa nhiệt của hộp giảm tốc
At = 9.10 −5.a1,85
= 9.10 −5.2801,85 = 3,03m 2
w
⇒ A < At thỏa mãn về nhiệt độ.

CHƯƠNG III
CHỌN KHỚP NỐI – PHANH- TÍNH TRỤC – THEN - Ổ LĂN
I.Chọn phanh và khớp nôi
Đầu vào:
 Đường kính trục động cơ: ddc=48 (mm)
 Momen xoắn trên động cơ: Tdc = 171888,4 (N.mm)
 Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 730 (N.mm)
13


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

1. Chọn phanh.
 Chọn loại phanh YMZ cùng bơm thủy lực MYT1
 Tính momen phanh:
D
1
Tph = Fc . . K ph .η
2
u
Trong đó:
( Stt − ϕ ).g .Q1
a
: Lực của cáp tại thời điểm phanh
Stt =1,2 hệ số quá tải
ϕ =0,4 hệ số cân bằng
a=1 bội suất palăng
(1,2 − 0, 4) × 20000
⇒ Fc =
= 17000( N )
1
D: đường kính tính toán puly: D = 670 mm
Kph = 2 hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc
η = ηtv = 0,8 : hiệu suất thực tế từ động cơ đến puly
Fc =

-

-

Do đó:
D
1
670
1
.K ph .η = 17000 ×
× 2 × 0,8 × × 10 −3 = 264,65( N .m)
2
u
2
38
 Tra bảng thông số phanh thủy lực( nguồn internet), ta được các thông số
Tph = Fc .

sau:
 Ký hiệu: YWZ – 300/25 cùng bơm thủy lực MYT1 – 25ZB/4
 Momen phanh cho phép: 320 (N/m)
 Đường kính bánh phanh: Dph = 300 mm
 Khoảng hở cho phép:

δ ph = 0,7

mm

2. Chọn khớp nối.
Ta sử dụng loại khớp nối liền tang phanh ZLL
Tra bảng với:
dmin< ddc< dmax

D0 = Dph =300 (mm)
Ta chọn loại ZLL1 có các thông số:


dmin =30 (mm)
dmax = 50(mm)
 Momen xoắn cho phép truyền được: Tkn =1400 (N.m)
14


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Modul m = 2,5
 Số răng Zph = 38
2.1 Kiểm nghiệm khớp nối.
Momen tính toán cần truyền qua khớp nối:
Tt =k×Tdc = 3×171888,4= 515665,2 (N.mm) =515,7 (N.m)
 Tt< Tkn : thỏa mãn điều kiện
2.2 Lực do khớp nối sinh ra trên trục:
 Đường kính vòng lăn của bánh răng

Dbr = m ph .Z ph = 2,5.38 = 95mm

 Lực hướng tâm từ khớp nối tác dụng lên trục ( đặt tại giữa vành răng theo
phương trục)
Fkn = αT .

Chọn α T = 0, 2

2.Tt
2 × 515665, 2
= 0,2 ×
= 2171, 22
Dbr
95
(N)

II. Tính toán thiết kế trục.

Trong đó:
15


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Ft1: lực tiếp tuyến tác dụng lên trục I (Ft1 // trục II , ngược chiều quay ω1 )
 F lực tiếp tuyến tác dụng lên trục II (F // trục I ,cùng chiều quay ω2 )
t2:

t2

 Fr: lực hướng tâm
 Fa : lực dọc trục
 Trị số của các lực:

Fa1 = Ft 2 =

2T2
4223704
= 2.
= 19718,5 N
d2
428, 4

 Chọn trục vít chủ động:
Fa 2 = Ft1 = Fa1 × tan(γ + ϕ ) = 19718,5 × tan(5, 47 + 1,67) = 2470 N
Fr1 = Fr 2 = Fa1 ×

cos ϕ
× tan α cos ϕ = 7197( N )
cos(γ + ϕ )

1. Tính sơ bộ đường kính trục.
 Chọn sơ bộ đường kính trục trục vít
d1 ≥ (0,8...1, 2) d dc = (0,8...1, 2) × 48 = (38, 4...57,6) mm

Chọn d1=45 (mm)
 Chọn sơ bộ đường kính trục bánh vít
T2
4223704
d2 ≥ 3
=3
= 88,9
0,2.[τ ]
0,2 × 30

(mm) với [τ ] =30
Chọn d2=90(mm)
16


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Tra bảng 10.2 trong tài liệu [I] , chọn chiều rộng ổ lăn
b01 = 25(mm )
b02 = 43 (mm)

2. Sơ đồ tính toán đối với hộp giảm tốc trục vít bánh vít.
 Trục I
Tra bảng 10.3 trong tài liệu [I] ta chọn k3= 10 mm, hn = 15 mm
- K3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
- hn chiều cao nắp ổ và đầu bulong
- Chiều dài các đoạn trục:
l11 = (0,9 ÷ 1) d aM 2 = 410,4 mm
l11 410, 4
=
= 205,2mm
2
2
- Chiều dài mayơ khớp nối:
lmkn = lm12 = (1,4 ÷ 2,5) × d1 = (1, 4 ÷ 2,5) × 45 = (63 ÷ 112,5) mm
Chọn lm12 =70mm
lc12 = 0,5.(lm12 + b01 ) + k3 + hn

l13 =

l12

= 0,5.(70 + 29) + 10 + 15 = 72,5mm
= −lc12 = −72,5mm

 Trục II
Tra bảng 10.3 trong tài liệu [I] ta chọn k1 = 10 ; k2 = 10 ; k3 = 10 ; hn = 15
d2 = 90 mm ; b02 =43 mm
- Chiều dài mayơ bánh vít:

17


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

lm 22 = lm 23 = 1,5 × 90 = 135mm
l22 = 0,5.(lm 22 + b02 ) + k1 + k2
l21

= 0,5.(135 + 43) + 10 + 10 = 109mm
= 2.l22 = 2 × 109 = 218mm

l23 = l21 + lc 23 = 218 + 0,5.(lm 23 + b02 ) + k3 + hn
l23

= 218 + 0,5.(135 + 43) + 10 + 15 = 332( mm)
= l21 + lc 23 = 218 + 0,5.(lm 23 + b02 ) + k3 + hn
= 218 + 0,5.(135 + 43) + 10 + 15 = 332( mm)

3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục vít.
3.1 Xác định lực tác dụng.
∑ Fkx = Fkn + Fx1 + Fx3 − Ft1 = 0

∑ Fky = Fy1 + Fy 3 + Fr1 = 0

r

d1
M
(
F
∑ 0 Kx ) = − Fy1.l12 − Fr1.(l12 + l13 ) − Fa1. − Fy 3 .(l12 + l11 ) = 0
2

r
∑ M 0 ( FFy ) = Fx1.l12 − Ft1.(l12 + l13 ) + Fx 3 .(l12 + l11 ) = 0
 Fx1 + Fx 3 = 298,78
 Fx1 = −1319,8 N
 F + F = −7197
 F = 1618,6 N
y3
 y1
 x3
⇒


72,5 Fy1 + 277,7 Fy 3 = −3240872,4  Fy1 = −571,5 N
72,5 F + 277,7 F = 685919
 Fy 3 = −6625,5 N
x1
x3


F F
Như vậy Fx1 , y1 , y 3 ,

ngược chiều so với giả thiết.

18


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải


-

GVHD:

Tại nút 1
Momen uốn trong mặt phẳng XOZ: MY1 = 157143,45Nmm
Momen uốn trong mặt phẳng YOZ: MX1 = 0 Nmm
Momen xoắn:159864,4Nmm
⇒ Momen uốn tổng tại nút 1:
M 1 = M X2 1 + M Y21 = 0 + 157143, 452 = 157143, 45 Nmm

⇒ Momen tương đương:
M td 1 = M 12 + 0,75T12 = 157143,52 + 0,75 × 159864, 42 = 209431, 49 Nmm

⇒ Đường kính sơ bộ của trục tại nút 1:

Tra bảng 10.5 trong tài liệu [1] với vật liệu làm trục là thép 45 tôi ta được:
[σ ] = 50

d sb1 =

3

M td 1
209431,49
=3
= 34,73mm
0,1.[σ ]
0,1.50
19


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

- Tại nút 2
- Momen uốn trong mặt phẳng YOZ:
MX2max = MX2(phải) = 1359537,3 Nmm
- Momen uốn trong mặt phẳng XOZ:

MY2 = 332124,8Nmm
- Momen xoắn:
T2 =159864,4Nmm
⇒ Momen uốn tổng bên phải nút 2:
M 2 phai = M X2 2( phai ) + M Y22 = 1399517,26 Nmm
- Momen tương đương bên phải nút 2:
M td 2 phai = M 22 + 0,75.T22 = 1406348,47 Nmm
- Đường kính sơ bộ trục bên phải nút 2:
M
1406348, 47
d sb 2 phai = 3 td 2 phai = 3
= 65,52mm
0,1 × [σ ]
0,1 × 50
 Tại nút 3
- Momen uốn trong mặt phẳng XOZ: MY3 =0
- Momen uốn trong mặt phẳng YOZ: MX3 =0
- Momen xoắn T3 =0
- Momen uốn tổng: M3 =0
- Momen tương đương: Mtd3 =0
- Đường kính sơ bộ tại nút 3:dsb3 =0
 Vậy xác định đường kính trục như sau:
- Trục vít lắp tại vị trí 2: chọn d2=70 (mm)
- ổ lăn lắp tại vị trí 1 và 3:chọn d1=d3=65 (mm)
- khớp nối tại vị trí 0: chọn d0=60 (mm)

3.2.Tính chọn then.
a. chọn then
 Chỗ lắp then: chỗ lắp khớp nối
 Chọn loại then bằng:Đường kính chỗ lắp then:d=d0 = 60 mm

 Tra bảng 9.1a trong tài liệu [I] ta được:
- Chiều dài then:
L = (0,8….0,9)lm =(0,8……0,9).70=(56…63)
Chọn L =60(mm)
- Chiều rộng rãnh then: b = 18 mm
- Chiều cao then: h = 11 mm
- Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 7 mm
b.Kiểm nghiệm độ bền then:
20


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Độ bền dập:

σd =

2T1
≤ [σ d ]
d .L.( h − t1 )

Tra bảng 9.5 trong tài liệu [I] được [σ d ] =100 MPa
T1 =76604,78 N/mm
2T1
2 × 159864, 4
⇒σd =
=

= 22, 2 MPa < 100MPa
d × L × ( h − t1 ) 60 × 60 × (11 − 7)
Vậy then thỏa mãn yêu cầu độ bền dập.
 Độ bền cắt

τc =

2.T1
≤ [τ ]
d .L.b

Có [τ ] = (60.....90)MPa
2T1
2 × 159864,4
τc =
=
= 2,73MPa ≤ [τ ]
d × L × b 60 × 60 × 18
Vậy then thỏa mãn độ bền cắt.

3.3. Kiểm tra trục về độ bền mỏi, tĩnh
a. kiểm tra trục về độ bền mỏi
 Từ biểu đồ momen và kết cấu trục ,nhận thấy nút 1 và nút 2 là các nút tiết
diện nguy hiểm
 Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
Sσ j × Sτ j

Sj =

Sσ j 2 + Sτ j 2

≥ [S ]

Trong đó:
- [S] là hệ sô an toàn cho phép lấy [S]=3 ( do trục cần tăng độ cứng)
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

Sσ j =

σ −1
Kσ dj .σ aj +ψ σ .σ mj

+ σaj , σmj là biên độ và trị sô trung bình của ứng suất pháp
tại tiết diện j
- Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Sτ j =

τ −1
Kτ dj .τ aj + ψ τ .τ mj

21


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

+ τaj , τmj là biên độ và trị sô trung bình của ứng suất tiếp

tại tiết diện j
 Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng:
Với thép C45 có tôi:

σ b = 600MPa
σ −1 = 0,436 × σ b = 0,436 × 600 = 261,6 MPa
 Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng
τ −1 = 0,58 × σ −1 = 0,58 × 261,6 = 151,7MPa
 Hệ số ảnh hưởng ứng suất uốn trung bình đến độ bền mỏi
Tra bảng 10.7 trong tài liệu [I] ứng với σ b = 600 MPa

⇒ ψ σ = 0,05
⇒ψτ = 0
 Xét tại nút 1

Kσ dj =


Kσ / ε σ + K x − 1
Ky

Tra bảng 10.8 trong tài liệu [I],chọn phương pháp gia công đạt
Ra ( 2,5….0,63)mm, ta có hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề
mặt: Kx =1,06.
Tra bảng 10.9 trong tài liệu [I], chọn phương pháp chỉ mài nhẵn
và tôi bằng dòng điện cao tần,ta có hệ số tăng bề mặt trục Ky =1,5.
Tra bảng 10.11 trong tài liệu [I],với đường kính trục d 1=65mm, kiểu lắp k6 ,ta có
Kσ
= 2,52
ε

σ
tỷ số

⇒ Kσ dj =

Kσ / ε σ + K x − 1 2,52 + 1,06 − 1
=
= 1,72
Ky
1,5
Kτ dj =


Kτ / ετ + K x − 1
Ky

Tra bảng 10.11 trong tài liệu [I] ,với đường kính trục d1=65, kiểu
22


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

Kτ
= 2,03
ε
lắp k6 , ta có tỷ số τ
.

⇒ Kτ dj =

Kτ / ετ + K x − 1 2,03 + 1,06 − 1
=
= 1,39
Ky
1,5

- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng
σ m1 = 0
M
σ a1 = σ max1 = 1
W1
- Momen cản uốn:
π d13 π × 653
W1 =
=
= 26947,58
32
32
mm3
M1 =200476,49Nmm
M
200476, 49
⇒ σ a1 = σ max1 = 1 =
= 7, 44 MPa
W1
26947,58
+ Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

τ m1 = 0
T
τ a1 = τ max1 = 1
W01
- Momen cản xoắn:
π d13 π × 653
W01 =
=
= 53895,16
16
16
mm3
T1 = 159864,4Nmm
T
159864,4
⇒ τ a1 = τ max1 = 1 =
= 2,97
W01 53895,16
Do đó:

σ −1
261,6
=
= 20, 44
Kσ dj .σ aj + ψ σ .σ mj 1,72 × 7, 44 + 0,05 × 0
τ −1
151,7
Sτ j =
=
= 36,75

Kτ dj .τ aj + ψ τ .τ mj 1,39 × 2,97 + 0 × 0

Sσ j =

⇒ S j = Sσ j .Sτ j / Sσ2 j + Sτ2j =
Vậy tại nút 1 trục đủ độ bền.

23

20,44 × 36,75
20,442 + 36,752

= 17,86 > [S]


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

 Xét tại nút 2
Tra bảng 10.10 trong tài liệu [I] với thép cacbon , đường kính trục
d2 = 70mm ⇒ hệ số ảnh hưởng đến ứng suất uốn và xoắn :
ε σ = 0,76

ετ = 0,73
Tra bảng 10.13 trong tài liệu [I] với chân ren trục vít ta có :
Hệ số tập trung ứng suất uốn và xoắn :

Kσ = 2,3

Kτ = 1,7
⇒ Kσ d 2 =

Kσ / ε σ + K X − 1 2,3 / 0,76 + 1,06 − 1
=
= 2,06
KY
1,5

⇒ Kτ d2 =

Kτ / ετ + K X − 1 1,7 / 0,73 + 1,06 − 1
=
= 1,59
KY
1,5

M 2( phai ) = 1404902,75 Nmm

π d 23 π × 703
W2 =
=
= 33656,88( m3 )
32
32
σ m2 = 0

σ a 2 = σ max 2 =

M 2 1404902,75

=
= 41,74MPa
W2
33656,88

T2 = 159864,4 Nmm

π .d 23 π .703
=
= 67313,75(m3 )
16
16
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng :
τm = 0
W02 =

2

τ a2 = τ max 2 =
Vậy:

T2
159864,4
=
= 2,37 MPa
W02 67313,75

Sσ 2 =

σ −1

261,6
=
= 3,04
Kσ d2 × σ a2 + ψ σ × σ m2 2,06 × 41,74 + 0,05 × 0

Sτ 2 =

τ −1
151,7
=
= 40,26
Kτ d2 × τ a2 + ψ τ × τ m2 1,59 × 2,37 + 0 × 0

⇒ S2 = Sσ 2 × Sτ 2 / Sσ2 2 + Sτ22 =

24

3,04 × 40,26
3,04 + 40,26
2

2

= 3,03 > [S ]


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
TS.Phạm Minh Hải

GVHD:

b.kiểm tra trục về độ bền tĩnh
σ ch là giới hạn chảy của vật liệu trục, σ ch =340(MPa)
Công thức kiểm nghiệm có dạng:
σ ch = σ 2 + 3τ 2 ≤ [σ ]=0,8 × σ ch = 272
M
1404902, 75
σ = max3 =
= 40,96[ MPa ]
0,1d1
0,1× 703
T .k
159864, 4 × 2,5
τ = max qt3 =
= 5,83
0, 2d1
0, 2 × 703
=> σ td = 40,962 + 3 × 5,832 = 42,19 < 272

=> Trục thỏa mãn điều kiện bền tĩnh

3.4.Tính chọn ổ lăn cho trục I

Fr1 = Fx21 + Fy21 = 1588,32 + 6625,462 = 6813,18 N
Fr 3 = Fx23 + Fy23 = 1118,32 + 571,52 = 1255,89 N
Fa1 = 19718,5 N
Trong đó:
 Fr1 là lực hướng tâm của ổ lăn tại vị trí1
 Fr2 là lực hướng tâm của ổ lăn tại vị trí 3
 Fa1 là lực dọc trục

Vì trục I chịu cả tải trong hướng tâm và tải trong dọc trục , nên ta dùng kết hợp
một ổ bị đỡ và hai ổ đũa côn.
3.4.1. Tính chọn ổ bi đỡ
 Chọn loại ổ bi đỡ một dãy
25