Đồ án thiết kế Hôp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng

Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

LỜI NÓI 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 trò 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. Công 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 quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và
hoàn 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 Nguyễn Hoài Nam và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp
đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiện.

Hồ Văn Phước

1
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 1

Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

MỤC LỤC

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ CẤU NÂNG

Thiêt kế hộp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình 1
2
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 2


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Số liệu thiết kế:
Lực kéo cáp: P = 4000 N
Vận tốc kéo cáp : V = 1,2 m/s
Đường kính tang : D = 340 mm
Đặc tính tải trọng: Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ.

1.
2.
3.
4.
3

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 3


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Thời gian phục vụ, T= 5,5 năm
Một năm làm việc 310 ngày, 1 ngày làm việc 18 giờ.
Làm việc hai chiều.

5.
6.

PHẦN 1. TÍNH CHỌN CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1.

Chọn động cơ:
Ta có số liệu ban đầu :
P = 4000 N
V = 1,2 m/s
D = 340 mm

1.1.1. Công suất trên trục công tác:
4
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 4


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

•

Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên công suất trên tải ta
cần xác định công suất đẳng trị:
Ntang=Nđt = (kW)
Với

•

Mđt : là momen đẳng trị (N.m)
ntang: số vòng quay của trục tang trên trục công tác.

Tính Mđt :
Mdt = =
M là momen trên tang: M= P.R= 4000.170 .10-3= 680 N.m => Mđt ≈ 90,54 N.m

1.1.2. Tốc độ quay trên trục công tác:

ntang = =

= 67,44 vòng/ phút=> Ndt = 1,47 kW

1.1.3. Hiệu suất chung :
•

η = η1.η2.η3.η4.η5
Với :
η1 = 0,95
η 2 =0,95

Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón

η 3 =0,95

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng che kín

Hiệu suất bộ truyền đai dẹt để hở

η 4 =0,99

•

Hiệu suất của một cặp ổ lăn
η5 = 1
Hiệu suất khớp nối.
η = η1.η2.η3.η44.η5 = 0,95.0,95.0,95.0,994.1 ≈ 0,824
Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Nct = Ntang/η = 1,47 / 0,824 ≈ 1,78 (kW).

1.1.4.

Chọn tỉ số truyền sơ bộ : usb = ungoai. uhop = udai .ubr = 2.10= 20

1.1.5.

Số vòng quay đồng bộ của động cơ: nsb = n.usb= 67,44.20= 1348,8 vg/ph

1.1.6.

Động cơ được chọn phải thõa mãn:

5
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 5


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Tra phụ lục trong sách:”Thiết kế chi tiết máy” ta chọn được động cơ điện che kín có
quạt gió loại AO2(ẠOJI2)12-4 có :

1.2.

Phân phối tỉ số truyền:

Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:
1.2.1. Tỉ số truyền chung: u= 20
1.2.2. Tỉ số truyền uh: uh= un.uc= 1,3.uc2 = 10
1.2.3. Tỉ số truyền uc= 2,77 => un= 3,61

1.2.4. Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

ut= ud.un.uc = 2.2,77. 3,61= 19,9994
∆u =
thỏa mãn điều kiện về sai số cho phép.

1.3.

Công suất và số vòng quay trên các trục.

1.3.1. Công suất trên các trục:

N3 =
N2 =
N1 =
Nm
1.3.2. Momen xoắn:

Tdc =

Ti =
= 15518 N.mm

= 110328 N.mm
T2 = =135238 N.mm
T1 =

T3 = = 391963 N.mm
1.3.3. Bảng phân phối tỉ số truyền:

6
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 6


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Trục
Động cơ

Trục1

Trục 2

Trục 3

Thông số
u

ud = 2

un = 3,61

uc = 2,77

n (v/ph)

1350

675

187

67,5

N(kW)

1,78

1,73

1,69

1,65

T (Nmm)

15518

110328

135238

391963

PHẦN 2.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Thông số đầu vào:

2.1.

Công suất Pm = 1,78 kW
Số vòng quay n1 = 1350 vg/ph
Tỉ số truyền u = 2

Bộ truyền đai dẹt.

2.1.1. Chọn loại đai: Chọn đai vải cao su loại A
2.1.2. Chọn đường kính bánh đai
•

Đường kính bánh dẫn được tính theo công thứ Xavêrin:
D1= (1100÷1300)
Với : N1: là công suất trên trục dẫn , kW;
n1 : số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn.
 Ta có: D1 = (11001300).= 92 108 mm

•

Theo bảng 5-1
Chọn D1= 100 mm theo tiêu chuẩn
Kiểm nghiệm: Vận tốc quay của bánh đai dẫn:

•

V1 = => V1= 7,065m/s
Ta thấy v1 <25 (m/s) nằm trong phạm vi cho phép.
Đường kính bánh đai lớn:

Lấy
D2 = . 100.(1-0,01) = 198 mm chọn D2 = 200mm

7
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 7


Đồ án thiết kế máy
•

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn
n2’ = 0,99. 1350= 702 vg/ph
Sai số vòng quay so với yêu cầu:
= 4% thỏa mãn
Chọn D2 = 200 mm

2.1.3. Tính khoảng cách trục A:
•

Sơ bộ chọn khoảng cách trục A theo bảng dựa theo tỉ số truyền u và đường kính
bánh đai D2.
Lmin = 1,77 m = 1770 mm, chọn Lmin = 1800mm
A=

•

A= = 818 mm
Điều kiện thỏa mãn khoảng cách trục:
A 2(D1 + D2)
A2(100 +200) = 600=> thỏa mãn

2.1.4. Tính chiều dài đai L:
•

L = 2A +

2110 mm

2.1.5. Góc ôm trên bánh đai:
•

α1= 180º - = 180º - = 173º

•

Kiểm tra điều kiện: α1 = 173º º

2.1.6. Xác định tiết diện đai:
•

Đề hạn chế ứng suất uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai δ

được chọn theo tỷ số

(==> = 100. = 2,5 mm

sao cho:

8
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 8


Đồ án thiết kế máy
•

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Dựa theo bảng 5-3 ta chọn trị số = 3 mm.
Xác định chiều rộng của đai để tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai:
b = 33 mm
Dựa vào bảng 5-4 chọn b = 30 mm.

2.1.7. Định chiều rộng B của bánh đai:
•

Chiều rộng B của bánh đai được chọn theo chiều rộng b của đai, có thể tra bảng 5
-10 hoặc tính theo công thức:
B = 1,1b + (1015) mm
Ta chọn B = 40 mm
Điều kiện chọn B phải thỏa mãn:

•

BD1 và 612

2.1.8. Tính lực căng và lực tác dụng lên trục:
•

Lực căng S0 tính theo công thức:

•

S0 = = 1,8. 3. 30 = 162 N
Lực tác dụng lên trục :
R = 3 S0 .sin = 3 . 162. Sin485 N

Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng

2.2.

2.2.1. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện
•

•

Bánh răng nhỏ
Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 50 thường hóa ,tôi cải thiện độ
rắn đạt từ 210 HB
620 N/;
Bánh răng lớn
Cơ tính thép 45 thường hóa, độ cứng HB = 200 MPa
600 N/;

2.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
•

Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):
N2 = 60.u.1. 30,4. >=> chọn kN = 1.
Trong đó n2 = = = 187 vg/ph
o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ
N1 = i. N2 = 3.61 . 30,4. = 110.>

9
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 9


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1
o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :

•

Bánh nhỏ : 2,6 . 210 = 546 N/mm2
Bánh lớn : 2,6 . 200 = 520 N/mm2
Lấy trị số nhỏ : 520 để tính toán.
Ứng suất uốn cho phép:
Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : =

•

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập
trung ứng suất K = 1,8
Giới hạn mỏi của thép 50 : 0,43. 620 =266,6 N/mm2
Giới hạn mỏi của thép 45 : 0,43. 600 =258 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : =98,74 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : =96 N/mm2

2.2.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4
2.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :
2.2.5. Chiều dài nón : L
2.2.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
•

Vận tốc vòng [ công thức (3-18)]
v=
Vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 9

2.2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L
•

Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt =

=1,18 Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,45
•

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18. 1,45 = 1,711 khác với dự đoán trên là K = 1,4.
Tính lại chiều dài nón L = 80,5 = 86 mm

2.2.8. Xác định modun và số răng.

•

Môđun ms = 0,02.86 = 1,72 mm theo tiêu chuẩn chọn môđun ngang chọn ms = 2

•

Số răng : Bánh nhỏ: Z1 =

•

Bánh lớn : Z2 = 3,61 . 27 = 83,03 => chọn Z2 = 83
Tính chính xác chiều dài nón ( công thức tỏng bảng 3-5) :

•

L = 0,5 . 2 chọn L = 87 mm
Chiều rộng bánh răng : b = 0,3 . 86 = 25,8 mm. Chọn b = 26 mm
Môđun trung bình bánh 1 : mtb1 = = 12,5 mm

•
10

Môđun trung bình bánh 2 : mtb2 = = 7,86 mm
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 10


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

2.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
•

Góc mặt non lăn bánh nhỏ tính theo ông thức trong bảng 3-5:

•

tg = 0,277 =>
Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = = 29

•

Góc mặt nón lăn bánh lớn : tag =>

•

Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd1 = 367

•

Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

•



Bánh nhỏ : y1 = 0,451



Bánh lớn : y2 = 0,517

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :


•

= 1,2 N/mm2 = 98,74 N/mm2

Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :


2.2.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn
•

Ứng suất tiếp xúc cho phép

•

Bánh nhỏ : 2,5 . 546 = 1365 N/mm2
Bánh lớn : 2,5 . 520 = 1300 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép:
Bánh nhỏ : 0,8 . 320 = 256 N/mm2
Bánh lớn : 0,8 . 300 = 240 N/mm2

•

Cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có nhỏ hơn:

=

•

Kiểm nghiệm sức bền uốn
Bánh nhỏ: = . 2,2 = 2,2 N/mm2
Bánh lớn : = . 2,2 = 1,914 N/mm2

2.2.11. Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
•

Môđun mặt mút lớn ms = 2 mm

•

Số răng Z1 = 23 ; Z2 = 83

•

Chiều dài răng b = 26 mm

•

Góc ăn khớp = 20º

•

Góc mặt nón chia : ;

•

Đường kính vòng chia ( vòng lăn ):
d1 = 1,72 . 23 = 39,56 mm
d2 = 1,72 . 83 = 142,76 mm

11
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 11


Đồ án thiết kế máy
•

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Đường kính vòng đỉnh:
De1 = 1,72 . (23 + 2.cos 15º29’) = 43 mm.
De2 = 1,72 . (83 + 2.cos 74º31’) = 144 mm.

2.2.12. Tính lực tác dụng
•

Đối với bánh nhỏ :
Lực vòng :

•

P = = 77 N

Lực hướng tâm:
Lực dọc trục:
Đối với bánh lớn :
Lực vòng:
Lực hướng tâm
Lực dọc trục:

2.3.

Pr1 = = 27 N.
Pa1 = 77 . tg 20º. Sin = 27 N.
P2 = P1 = 77 N.
Pr2 = 27 N.
Pa2 = 27 N.

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

2.3.1. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện
•

Bánh răng nhỏ

•

Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn thép 50 thường hóa ,tôi cải thiện độ
rắn đạt từ 210 HB
620 N/;
Bánh răng lớn
Cơ tính thép 45 thường hóa, độ cứng HB = 200 MPa
600 N/;

2.3.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
•

Ứng suất tiếp xúc cho phép
o Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):

N2 = 60.u.1. 11. >=> chọn kN = 1.
Trong đó n2 = = = 67,5 vg/ph
o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

N1 = i. N2 = 2,77 . 11. = 30,47 .>
Do đó đối với cả hai bánh kN = 1
o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :
12
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 12


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM
2

•

Bánh nhỏ : 2,6 . 210 = 546 N/mm
Bánh lớn : 2,6 . 200 = 520 N/mm2
Lấy trị số nhỏ : 520 để tính toán.

Ứng suất uốn cho phép:
Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : =
Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ
số tập trung ứng suất K = 1,8
Giới hạn mỏi của thép 50 : 0,43. 620 = 266,6 N/mm2
Giới hạn mỏi của thép 45 : 0,43. 600 = 258 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : = 98,74 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : =96 N/mm2

2.3.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4
2.3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :
2.3.5. Khoảng cách trục : A
2.3.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.

Vận tốc vòng [ công thức (3-17)]
v=
Vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 8
2.3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K
•

Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt =
Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,55
Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18 . 1,55 = 1,829 khác với dự đoán trên là K=1,4.
•
Tính lại khoảng cách trục A = 110,75 = 198=> chọn A = 200 mm
2.3.8. Xác định môđun và số răng.
•

Môđun mn = 0,02. 130 = 2,6 mm theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp mn = 2,5 mm

•

Số răng : Bánh nhỏ: Z1 =

•

Bánh lớn : Z2 = 2,77 . 26 = 72,02 => chọn Z2 = 72
Chiều rông bánh răng : b = 0,3 . 130 = 39 mm. Chọn b = 40 mm
Môđun trung bình bánh 1 : mtb1 = = 11,2 mm

•

Môđun trung bình bánh 2 : mtb2 = = 7,14 mm

2.3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
•

Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = Z = 26

•

Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd2 = Z = 72

•

Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:
o Bánh nhỏ : y1 = 0,429
o Bánh lớn: y2 = 0,511

13

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 13


Đồ án thiết kế máy
•

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :
o

•

= 46 N/mm2

=98,74 N/mm2

Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :
o

2.3.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn
•

Ứng suất tiếp xúc cho phép

•

Bánh nhỏ : 2,5 . 546 = 1365 N/mm2

Bánh lớn : 2,5 . 520 = 1300 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép:
Bánh nhỏ : 0,8 . 320 = 256 N/mm2
Bánh lớn : 0,8 . 300 = 240 N/mm2

•

Cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có nhỏ hơn:
=

•

Kiểm nghiệm sức bền uốn
Bánh nhỏ: = . 2,2 = 115 N/mm2
Bánh lớn : = . 2,2 = 96,8 N/mm2

2.3.11. Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
•

Môđun pháp mn = 2,5 mm

•

Số răng Z1 = 26 ; Z2 =72

•

Chiều rộng bánh răng b = 40 mm

•

Góc ăn khớp = 20º

•

Đường kính vòng chia ( vòng lăn ):

•

dc3 = 2,5 .26 = 65 mm
dc4 = 2,5. 72 = 180 mm
Đường kính vòng đỉnh:

•

De3 = 65 + 2. 2,5= 70 mm
De4 = 180 +2. 2.5= 185 mm
Khoảng cách trục A = 130 mm

2.3.12. Tính lực tác dụng lên trục :
•

Đối với bánh nhỏ :

•

Lực vòng :
Lực hướng tâm:
Đối với bánh lớn :

Ft3=
Fr3 = = 395 N

14
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 14


Đồ án thiết kế máy

Lực vòng:
Lực hướng tâm

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Pt4 = P1 =
Pr4 = 446,3 N

4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn của bánh răng
•

-Yêu cầu của việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc là:
Mức dầu thấp nhất phải ngập từ 0,75 – 2 lần chiều cao răng h4

•

Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất là (10…15)mm

•

Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng thứ 4.

•

Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì:

•

H = O4B =

•

Do bánh răng thứu 2 có h2 = 2,25.m =
và mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 bánh răng h2 để giảm lực cản do dầu bôi
trơn gây nên.
Nên điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Do đó hộp giảm tốc thõa yêu cầu về điều kiện bôi trơn.

15
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 15


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

PHẦN 3.

THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN
3.1. Tính trục:

3.1.1.

Chọn vật liệu:

Vì đây là trục của hộp giảm tốc nên ta chọn vật liệu làm trục là thép C45,chế độ nhiệt
luyện là tôi cải thiện.
3.1.2.
•

Chọn sơ bộ đường kính trục:
( Trang 114_[1])

Giá trị của [τ ] phụ thuộc vào từng vị trí của trục : trục vào ,trục ra hay trục trung gian

•
•

14 mm

•

Ta chọn d1=18 mm
= 20,65 mm

•

Ta chọn d2 =30 mm
mm
Ta chọn d3 = 35 mm.
3.1.3.

Tính gần đúng trục :

•

Xác định các kích thước chiều dài của trục :
Khe hở giữa các bánh răng c = 10 mm

•

Khe hở giữa các bánh răng và thành trong của hộp ∆ = 10 mm.

•

Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 = 10 mm.

16
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 16


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

•

Chiều rộng ổ lăn Bổbi = 19 mm.

•

Khoảng các từ mặt bên của bánh răng đến thành trong của hộp a = 10 mm.

•

Chiều rộng bánh đai Bbđ = 30 mm.

•

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bbrn = 26 mm, cấp chậm bbrc = 40 mm.

•

Chiều dày nắp ổ l3 = 15 mm.

•

Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của bánh đai l4 = 10 mm.

Mô hình hóa hộp giảm tốc :

TRỤC 1
 Tính chiều dài trục :
•

Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn :

•

l = 50 mm
Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nón nhỏ

•

l’ = (2,5÷3)d = 45÷54 mm. Chọn l’ = 50 mm.
Khoảng cách từ BR1 tới ổ lăn còn lại :
a + b = = 92,5 mm.
 Chiều dài trục I : L (I) = l + l’ + a + b = 50 + 50 + 92,5 = 192,5 mm.
 Các lực tác dụng lên trục :

•

Lực hướng tâm : Frđ = 450 N

•

Lực vòng : Ft1 = 77 N

•

Lực dọc trục : Fa1 = 27 N

17
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 17


Đồ án thiết kế máy
•

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Lực hướng tâm : Fr1 = 27 N
Ft1
Frd

n-n
Fa1

Y

Z

m-m
B

l = 50
A

Rbx

B

C

l'

C

a+b

D

Fr1

Rby

X

Rcx
Rcy

Y

Rby

Ma1

z

Rcy

Frd

Fr1

x

Rcx

z

Rbx



Ft1

Phản lực ở gối trục :

•


 N

•
 RCx = 219,45 N
 RBx = = - 142,45 N


Momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm :
•

Tiết diện m-m :
o Mu m-m = Frđ . l = 450. 50 = 22500 Nmm.

•

Tiết diện n – n :
o

Trong đó : Mux và Muy là momen uốn theo trục x và trục y
Muy = Fa1. + .(a +b) = 27. + 383,85. 92,5 = 36046,125 Nmm
18
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 18


Đồ án thiết kế máy


GVHD: LÊ HOÀI NAM

Mux = RCx (a +b) = 219,45 . 92,5 = 20299,125 Nmm
Đường kính trục tại các tiết diện m-m và n-n :
Tại tiết diện m-m :
d=
(Công thức 7-3_Trang 117_[1])
Trong đó β = = 0 vì trục không khoét lỗ.
Mtđ = = = 24213 Nmm.
d = = = 17 mm.
Ứng suất cho phép [�]= 50 N/mm2 (bảng 7- 2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có

giới hạn bền �b = 600N/mm2 ).
Có rãnh then nên chọn d = 20 mm
Tại tiết diện n-n :
d=
(Công thức 7-3_Trang 117_[1])
Trong đó β = = 0 vì trục không khoét lỗ.
Mtđ = = = 42324 Nmm
d = = = 20,38 mm.
Ứng suất cho phép [�]= 50 N/mm2 (bảng 7- 2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có
giới hạn bền �b = 600N/mm2 ).
Có rãnh then nên chọn d = 25 mm
Biểu đồ mômen:

19
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 19


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM
Ft1
Frd
Fa1

Y

Z

l = 50

m-m
B

A
Rbx

n-n
C

l'

C

a+ b

Fr1

D

Rby

X

Rcx
Rcy

22500

19175
Muy
540

20299,125

Mux

10328

T

TRỤC 2
 Tính chiều dài trục :
•

Khoảng cách từ ổ lăn đến bánh răng nón lớn :

•

l = Chọn l = 50 mm
Khoảng cách giữa 2 bánh răng :
l’ = = Chọn l’ = 50 mm

•

Khoảng cách từ BR3 tới ổ lăn còn lại :
l’’ = = mm. Chọn l’’ = 50 mm
 Chiều dài trục II : L (II) = l + l’ + l’’ = 50 + 50 + 50 = 150 mm.

 Các lực tác dụng lên trục :
20
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 20


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

•

Lực hướng tâm : Fr2 = 27 N

•

Lực vòng : Ft2 = 77 N

•

Lực dọc trục : Fa2 = 27 N

•

Lực vòng Ft3 = 1084,25 N

•

Lực hướng tâm Fr3 = 395 N

Rdy
n-n

m-m

RAy

Z

l'

l

A

l''

C

B

D

F3

Fr3

Y

Ft3

X
Ftd

Fr2

Fa2

Rdx

RAx

Ft2

Y
Rdy

Ray

Fr2

z

Ma2

Fr3

x
Ft2

Ft3

z

RDx
RAx

 Phản lực ở gối trục :
21
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 21


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

•


 N

•
 RAx = 412,75N
 RDx = 748,5 N
 Momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm :
•

Tiết diện m-m :

o Mu m-m = =

Trong đó : Mux và Muy là momen uốn theo trục x và trục y
Muy = RAy.l = 110,07.50 = 5503,31 Nmm
Mux = RAx l = 412,75.50 = 20637,5 Nmm
o
•

Tiết diện n – n :

o

Trong đó : Mux và Muy là momen uốn theo trục x và trục y
Muy = .l’’ = 257,93.50 = 12896,67 Nmm
Mux = RDx l’’ = 748,5 .50 = 37425 Nmm
 Đường kính trục tại các tiết diện m-m và n-n :
Tại tiết diện m-m :
d=
(Công thức 7-3_Trang 117_[1])
Trong đó β = = 0 vì trục không khoét lỗ.
Mtđ = = =37260 Nmm.
d = = = 19,5 mm.
Ứng suất cho phép [�]= 50 N/mm2 (bảng 7- 2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có
giới hạn bền �b = 600N/mm2 ).
Có rãnh then nên chọn d = 30 mm
Tại tiết diện n-n :
d=
(Công thức 7-3_Trang 117_[1])
Trong đó β = = 0 vì trục không khoét lỗ.
Mtđ = = = 49966 Nmm

d = = = 21,5mm.
Ứng suất cho phép [�]= 50 N/mm2 (bảng 7- 2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có
giới hạn bền �b = 600N/mm2 ).
Có rãnh then nên chọn d = 35 mm
22
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 22


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Biểu đồ mômen:

TRỤC 3

23
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 23


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

 Tính chiều dài trục :
•

Khoảng cách từ bánh răng trụ lớn đến ổ lăn :

•

l = 100 mm
Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng lớn
l’ = 50 mm.
 Chiều dài trục III L(III) = 150 mm.
 Các lực tác dụng lên trục :

•

Lực hướng tâm : Fr4 = 446,3 N

•

Lực vòng : Ft4 = 1084,69 N



Phản lực ở gối trục :

•


 N

•
 RAx = 361,56 N

 RBx = 723,13 N
 Momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm ( bánh răng trụ lớn) :
o



Trong đó : Mux và Muy là momen uốn theo trục x và trục y
Muy = RCy . l’ = 14876,67 Nmm
Mux = RCx l’ = 36156,33 Nmm
Đường kính trục tại các tiết diện m-m và n-n :
Tại tiết diện m-m :
d=
(Công thức 7-3_Trang 117_[1])
Trong đó β = = 0 vì trục không khoét lỗ.
Mtđ = = = 88721,3 Nmm.
d = = = 26 mm.
Ứng suất cho phép [�]= 50 N/mm2 (bảng 7- 2 với vật liệu của trục bằng thép 45 có
giới hạn bền �b = 600N/mm2 ).
Có rãnh then nên chọn d = 40 mm.

24
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 24


Đồ án thiết kế máy

GVHD: LÊ HOÀI NAM

Biểu đồ mômen:

•

3.1.4. Kiểm tra hệ số an toàn :

n = ≥ [n]
( Công thức 7-5_trang152_[1])
với [n] thường nằm trong khoảng 1,5 ÷2,5.
Với : hệ số an toàn ứng suất pháp
: hệ số an toàn ứng suất tiếp
• Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên chu kỳ ứng suất uốn và ứng suất xoắn thay đổi
theo chu kỳ đối xứng:
25
SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC

Trang | 25