Thuyết minh đồ án thiết kế cơ khí

GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

LỜI NÓI ĐẦU
Thang máy là một thiết bị không thể thiếu được trong việc vận
chuyển người và hàng hóa theo phương thẩng đứng , từ khi xuất hiện đến
nay thang máy luôn được nghiên cứu , cải thiện, hoàn thiện hơn để đáp
ứng nhu cầu ngày càng cao của hành khách
Trong nhiều năm trở lại đây các nhà cao tầng được xây dựng ngày
một nhiều hơn trên đất nước. và nhờ đó thang máy , thang cuộn và các hệ
thống cầu thang hoạt động bằng động cơ được sử ngày càng nhiều
Đồ án nêu ra phương án thiết kế hệ thống thang máy theo thông số kĩ
thuật đã được đưa ra, đồ án tập trung vào thiết kế hệ thống hộp giảm tốc
cho thang máy , đưa được ra các thông số kĩ thuật của hộp giảm tốc, bộ
truyền , kết cấu , và cách lắp ghép các chi tiết để tạo thành hộp giảm tốc
của thang máy .
Thiết kế và phát triển những hệ thống dẫn động là vấn đề cơ bản của
cơ khi. Mặt khác, một nền công nghệ phát triển không thể thiếu trong một
nền cơ khi hiện đại . Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ
khi là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một
yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một người
kỹ sư trong tương lai. Đồ án thiết kế hệ thống cơ khi là một môn học giúp
cho sinh viên ngành cơ khi làm quen với những kỹ năng thiết kế , tra cứu
và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết
kế một hệ thống cụ thể . ngoài ra môn học còn giúp cho sinh viên củng cố
kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát
huy khả năng làm việc.
Trong quá trình thực hiện đồ án môn học, em luôn được sử hướng dẫn
tận tình của PGS.TS.Đỗ Văn Trường . Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ

của thầy đã giúp em hoàn thành đồ án môn học .

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

1


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Chương 1: Tính toán động học
I. Chọn động cơ
1. Công suất trên puly ma sát :
Ppl=
Trong đó: vd=a.v=v (do treo cabin trực tiếp với dây cáp )
Tính lực kéo F:

F=

- Hệ số cân bằng:

- là hệ số điền đầy:
= =0.89

suy ra =0.445
- a=1
- Có Q = Q1=630
Suy ra: Pp l= =0.94 kW

2. Công suất trên trục động cơ
Pyc=Với ŋ==0.9952*1*0.75=0.743
 Pyc= = 1.265 kW

3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Số nhánh cáp Zc=3
Lực căng cáp:S= = = 422.94 Kgf
Chọn cáp theo hệ số an toàn :
+ Lực kéo đứt yêu cầu : Sdyc=Zp.S=12*422.94=5075.28 Kgf
 Sd=53700 N  đường kinh cáp dc=11 mm
Chọn đường kinh puly : D ≥ 40.dc= 40*11= 440 mm
Tinh số vòng quay trục puly : npl= = = 10.85 v/ph
Tỷ số truyền sơ bộ HGT: usb=40
Tinh số vòng quay sơ bộ: nsb=npl.usb10.85*40=434 v/ph



ndb= 698v/ph
Kiểu động
cơ
4A100L8Y3

Công
suất
(KW)
1.5

Vận tốc quay
(v/ph)

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

698

cos

ŋ%

0.765

74

1.7

1.6
2


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Bảng 1.1-Thông số động cơ được chọn

II. Xác định tỉ số truyền và các thông số trên
trục
1. Tỷ số truyền của trục vit –bánh vit:
u= = = 64.33



ut = 64.33

Tinh lại đường kinh puly:
Dpl = = = 440.047 mm

2.Xác định số vòng quay, công suất tinh toán, momen
xoắn trên các trục
Số vòng quay trục 1: n1 = ndc = 698 v/ph
Số vòng quay trục 2: n2 = = = 10.85 v/ph
Công suất trên các trục được tinh:
P2 = = =0.94 kW
P1 = = =1.18 kW
Momen xoắn trên các trục :
T1 = 9.55 = 9.55

= 16144.7Nmm

T2 = 9.55 =9.55= 827373 Nmm
Động cơ
Trục 1
Trục 2
Tỷ số truyền
uk = 1
ut = 64.33
Công suất (kW)
1.18
1.18
0.94
Số vòng quay (v/p)

698
698
10.88
Momen xoắn (Nmm)
16144.7
16144.7
827373
Bảng 1.2 – Số vòng quay, công suất momen xoắn trên các trục

Chương 2: thiết kế bộ truyền trục
vít bánh vít
I. Chọn vật liệu
Vì trong bộ truyền trục vít-bánh vít xuất hiện vận tốc trượt và điều kiện hình thành
chế độ bôi trơn ma sat ướt không thuận lợi nên việc phối hợp việc chọn vật liệu trục vít

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

3


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

và bánh vít sao cho có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính. Tùy
thuộc vào tầm quan trọng cũng như vận tốc làm việc của bộ truyền, trục vít có thể chọn
là vật liệu thép hoặc gang, vật liệu bánh vít có thể là đồng thanh hoặc gang.
Để thuận tiện trong thiết kế, ban đầu có thể dựa vào vật tốc trượt vs tính theo công thức
kinh nghiệm để chọn vật liệu bánh vít.
Vs = 4.510-5n1

=

=2.95m/s

Vì Vs= 2.95 m/s < 5 m/s chọn bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc và đồng
thau

II. Xác định ứng suất cho phép
Tính độ bền của bánh vít

ứng suất tiếp xúc cho phép :

•

- là ứng suất cho phép ứng với 107 chu kì :
: giới hạn bền của vật liệu làm bánh vít
(đồng thanh không thiếc )
Trục vít bằng thép không tôi


- KHL là hệ số tuổi thọ:

KHL=

Với NHE=60
=60=4.8


•

KHL= = 1.1
= 2251.1 = 250 MPa

Ứng suất uốn cho phép
là ứng suất uốn cho phép với 160 chu kì
= 0.25 + 0.08 = 70.5 Mpa
Hệ số tuổi thọ : KFL= = = 0.85
NFE =60n2
= 604.1106

Mpa
Ứng suất cho phép khi quá tải


•

Bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc :

= 2100 = 200 Mpa
= 0.8100 = 80 Mpa

III. Xác định các thông số của bộ truyền
Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

4


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

1. Xác định aw :
aw = (z2 + q)
Chọn sơ bộ : KH=1.2 , với u=64.33 cho z1= 1  z2 = uz1= 65
chọn sơ bộ q theo công thức :q=0.364.33=19.3  q= 25
aw= (65+25) = 158
Chọn aw = 160
2. Tính mudun: m = = =3.6
Chọn mudun theo tiêu chuẩn m= 4
3. Hệ số dịch chỉnh :
Có: aw = = 180
x= =(=0

IV. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Gọi kt = = = 0.255
Do đó : = 1 + ( 1.02
Tính :

v s=

Trong đó : dw1= (q + 2x)m =(25 + 24 = 100 mm
= arctg(2.29o
 vs= = 3.69 m/s

Cấp chính xác 8  KHv = 1.2

= 206 <
Điều kiện tiếp xúc thỏa mãn

V. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Chiều rộng bánh vít :



da1 = m(q+2) = 4(25+2) = 108

b2 ≥ 0.75108 > 71 lấy b2 = 100 mm
d2 = mz2 = 4*65 = 280 mm
mn = mcos = 3.15cos(2.93) = 4
Zv = = =65.25  YF = 1.4
KF = KH = 1.031.1 =1.133
= 1.4 = 11.7 MPa <

Điều kiện bền uốn thỏa mãn

VI. Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
Kqt = = 2.6
Để tránh biến dạng dư và hoặc dính bề mặt răng , ứng suất tiếp xúc cực đại không
vượt quá một giá trị cho phép .

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

5


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

= 294.4

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít ứng suất uốn cực đại
không được vượt qua giá trị .

VII. Các thông số của bộ truyền trục vít bánh vít
Các thông số của bô truyền:
Khoảng cách trục

mm

Môdun
Hệ số dịch chỉnh
Hệ số đường kính
Số ren trục vít , số răng bánh vít
Góc vít
Chiều dài phần cắt ren của trục vít
Chiều rộng bánh vít

m = 4 mm
x=0
q = 25
z1 =1 , z2 = 65

Đường kính vòng chia

d1=80 mm , d2 = 280 mm

Đường kính vòng đỉnh

da1= 90 mm , da2 = 296 mm

Đường kính ngoài bánh vít

daM2 = 308 mm

Đường kính vòng đáy

df1= 90.4 mm, df2 = 260 mm

Góc ôm

= 50o9’

b1 = 80 mm
b2 = 100 mm

Bảng 2.1 – Các thông số của bộ truyền trục vít bánh vít

Chương 3: Chọn khớp nối và phanh
I.

Lực phanh

Momen phanh yêu cầu tính sau :
Dpl là đường kính puli ma sát, Dpl = 440 mm
ut là tỉ số truyền thực của bộ truyền, ut = 64.33
η hiệu suất chung của hệ dẫn động, η =0.743

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

6

GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

kp hệ số an toàn phanh, chọn kp = 2.5
có lực vòng trên puly ma sát : Fp = = = 544.95 N

 Tyc = 2 = 3.5 N.m
Để chọn phanh theo yêu cầu ta cần chọn phanh sao cho momen yêu cầu nhỏ
hơn momen của phanh.
Thông số phanh :

Hình 3.1
Mã hiệu

Đường kính
bánh phanh
(mm)

Momen
phanh
(N.m)

Khoảng
hở
(mm)

Mã hiệu bơm

thủy lực

Áp
lực
(N)

Hành
trình
(mm)

Công
suất
(W)

Khối
lượng
(Kg)

YWZ-600/180

150

100

0.6

MYT1-25Z/4

250

40

60

21

Bảng 3.1 – Thông sô phanh

II. Chọn khớp nối
Trong nối trục đàn hồi, hai nửa nối trục bằng bộ phận đàn hồi. Bộ phận đàn hồi có
thể là kim loại hoặc không kim loại (cao su).
Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn
động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục ( làm việc
như nối trục bù). Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn
giản, vì vậy nó được dùng để truyền momen xoắn nhỏ và trung bình (đến 10000 N.m).
khi giá trị momen xoắn lớn, thường dùng nối trục có bộ phận đàn hồi là kim loại ( giảm
kích thước ).
Khớp nối cần chọn đủ khả năng truyền momen xoắn và lưu ý đến đường kính trục
mà khớp có thể lắp ( dmin d dmax) để chọn và thiết kế trục. Ngoài ra do nửa khớp sử
dụng làm tang phanh nên phải chọn cùng đường kính D của phanh.
Với T=16144.7Nm

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

7

Tổng
khối
lượng
(Kg)

33


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Với trục đàn hồi:
T
31.5

d
17

D
90

dm
28

L
8
4

l
40

d1
30

Do
63

Z
4

B
4

B1
28

l1
21

D3
20

l2
20

Bảng 3.2 – Thông số khớp nối được chọn

Chương 4:Tính toán thiết kế trục
Ở những máy móc quan trọng nhưng chịu tải quan trọng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải
thiện được sử dụng
Thép 45 có

và ứng suất xoắn cho phép

Giả sử trục vít có răng nghiêng phải :

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

8


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Hình 4.1

Đồ án thiêt kế cơ khi

Hình 4.2

Ta có:

Trục vít chủ động
Do vs= 3.69 m/s chọn =1.6

I. Tính toán cụm trục vít
1. Tính trục vít
Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

9


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

a. Chọn vật liệu
Thép 45 có

và ứng suất xoắn cho phép

b. Xác định đường kính sơ bộ của trục :
d1=
c.

= = 19 mm

Xác định khoảng cách giữa các gối và điểm đặt lực

Từ đường kính d=19mm có thể xác định được gần đúng chiều rông ổ lăn b theo bảng
chuần, suy ra chiều rộng ổ lăn bo =15 mm

Hình 4.3
Khoàng cách từ 2 ổ lăn của trục vít: l11 = (0,9....1)daM2 = 290mm
Khoảng cách từ tâm ổ lăn đến khớp nối: l12 =0.5(lm12 +b0) + k3 + hn
D`Có : Chiều dài may-ơ nửa khớp nối : lm12=2.5*d1=2.5*19=47
k3 = 10 mm :khoảng cách mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
hn =15 mm : chiều cao nắp ổ và đầu bulong
l12 = 0.5( 47 + 15) +10 +15 = 69 mm

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

10

GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường
Khoảng cách từ ổ lăn đến tâm trục vít:

d.

Đồ án thiêt kế cơ khi
l13 =l11/2= 290/2=145 mm

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Các lực tác dụng lên trục vít :
Lực vòng : Ft1 = 432 N
Lực hướng tâm : Fr1 = 2320 N
Lực dọc trục : Fa1 = 6364 N
Ma1 = Fa1 = 6364 =318200 Nmm
Lực tác dụng lên trục của ổ lăn : Fr = (0,1....0,3)Ft
Có Ft = = = 358.77 N
 Fr = 100 N




Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

11


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Hình 4.4 – Biểu đồ nội lực trục vít hộp giảm tốc

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

12


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Theo biểu đồ momen mặt cắt nguy hiểm nhất đặt tại điểm C:
Momen uốn tại C : Mc = = 329021 Nmm
Momen xoắn tại C : Tc = 0 Nmm
Momen tác động tại C : MtdC = 329021 Nmm
 dc ≥ =

=

36 mm Chọn dc=45mm

Đường kinh trục tại B:
Momen tác dụng tại B : MtdB = = 15591Nmm
 dB ≥ = = 15 mm -> chon db=40mm
Đường kinh trục tại D :
Momen tác dụng tại D: MtdD =
 dD ≥
2.

= =

13 mm chọn dD=35mm

Chọn then cho trục vit

Kiểm nghiệm độ bền dập và cắt đối với then bằng:

=

≤[]
Có

và
Đường
kinh
(mm)
d = 35

≤

= 40 ÷ 60 MPa
bh

Chiều dài của
then (mm)

Momen xoắn
T(Nmm)

(Mpa)

(Mpa)

40

16144.7

7.68

2.3

Bảng 4.1 – Thông số then trục vít

3.

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và bền tinh
Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên
trục:

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

13


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Hình 4.5 – Sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng

lên trục

Với thép 45 có MPa ,
 = 0.436

=

0.436 600 =261.6 MPa

 = 0.58 0.58 261.6 = 151.7 MPa
 = 1.6

= 1.4

 = 0.05

=0

Hệ số tăng bền bề mặt : =1.7
Đường kinh
50
35
35

Momen cản uốn
272274
5600
0

Momen cản xoắn

0
16144
16144

Bảng 4.2 – Momen cản trên các đoạn trục

Kiểm nghiệm hệ số an toàn s87
Đường
kinh
50
35
35

s
0.83
0.83
0.83

0.89
0.89
0.89

65.59
28.06
0

0
7.15
11.65

3.36
7.87
-

18.88
11.59

5.22
-

Bảng 4.3 – Hệ số an toàn trên các đoạn trục
có s >

vậy trục vit thỏa mãn về độ bền mỏi .

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

14


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường
4.

Đồ án thiêt kế cơ khi

Chọn ổ lăn cho trục vit
Ổ trục dùng để đỡ trục , giữ cho trục có vị trí xác định trong không gian, tiếp
nhận tải trọng và truyền đến bệ máy. Tùy theo dạng ma sát trong ổ , người ta phân ra ổ
trượt và ổ lăn. Chúng khác nhau về cấu tạo, lắp ghép, phạm vi sử dụng và phương
pháp tính toán thiết kế ổ

Nhờ có nhiều ưu điểm như momen ma sát và momen mở máy nhỏ, ít bị nóng khi
làm việc, chăm sóc, bôi trơn đơn giản, thuận tiện trong sửa chữa, thay thế ... nên ổ lăn
được dùng ngày càng rộng rãi
Khi thiết kế máy, cơ cấu hoặc bộ phận máy , không thiết kế ổ lăn mà chọn ổ lăn
tiêu chuẩn mà dùng , dựa theo hai tiêu chí cơ bản: khả năng tải động C và khả năng tải
tĩnh Co
Để đảm bảo kết cấu và nguyên lý làm việc
của hộp giảm tốc ta chọn ổ lăn cho cho trục vít
hộp giảm tốc như sau: ở vị trí của A ta chọn hai
ổ đũa côn đỡ chặn ( làm cho một đầu của trục
được cố định tại một vị trí ) ở vị trí của B ta
chọn ổ bi đỡ.

Hình 4.6

Chọn ổ lăn cho trục vit như sau :
bên trái (A) chọn hai ổ đũa côn đỡ
chặn , bên phải (B) chọn ổ bi đỡ

chọn ổ lăn bên phải (B)



Lực hướng tâm tác dụng lên trục : Fr = = 2258N
Ổ bi đỡ một dãy  X = 1 và Y = 0
các hệ số: V = 1

;

kd = 1

;

kt = 1

có tải trọng quy ước là: Qr = (XVFr + YFa )kdkt = 2258 N
số vòng quay của trục vit : n = 698 v/ph
thời gian làm việc của ổ Lh = 24000 giờ
thời gian làm việc tinh bằng triệu vòng quay: L =
vòng quay

=

1005 triệu

khả năng tải động : Cd = Q = 2258 = 22617 N

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

15


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Chọn ổ lăn : Cỡ nhe
Ki
hiệu ổ
208

d,
mm
40

D,
mm
80

B,
mm
18

r,
mm
2.0

C,
kN
25.
6

Co ,
kN
18.
1

Bảng 4.4 – Thông số ổ lăn tại B
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ :
Fa = 0 ; Qt = XoFr = 0.62258 = 1354.8 N < Co khả năng tải tĩnh của ổ

được đảm bảo
chọn ổ lăn bên trái (A)



Chọn sơ bộ ổ là đũa côn đỡ chặn :
Tinh kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ :
Lực hướng tâm tác dụng vào hai ổ : FrA = = 246 N
 lực hướng tâm tác dụng lên từng ổ FrA1 = FrA2 = 123 N
Lực dọc trục do trục vit gây ra : Fa = 6364 N
Góc côn của ổ lăn  e = 1.5tg ( = 0.37
Thành phần lực dọc trục do lực hướng tâm gây ra là:
Fs1 = Fs2 = 0.83 = 0.83 = 37.7 N

Hình 4.7
Lực dọc trục tinh toán với :
Ta chọn theo ổ 2 vì chịu tải trọng lớn hơn:
Xác định X và Y :
Có tỷ số 37 > e


X = 0.4 và Y = 0.4 cotg ( 14) = 1.3

Chọn kt = 1 ;

kd =1 và

V=1

Tải trọng động quy ước :

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

16


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Qt = (XVFr + YFa)ktkd = (0.41x1 = 8524N
số vòng quay của trục vit : n = 698 v/p
thời gian làm việc của ổ : Lh = 24000 (h)
thời gian làm việc tinh trên triệu vòng quay:
L= = = 1000 ( triệu vòng quay )
Khả năng tải động tinh toán:
C= Q = 9542 =59674kN
Chọn ổ lăn:
Ki
hiệu
ổ
7608

d
mm
40

D
m
m

90

D1
mm

d1
mm

70.
5

64

B
C1
mm mm
33

27

T
mm

r
mm

32.7
5

2.5

r1
m
m
0.
8

11.1
7

C
kN

Co
kN

80.
0

67.
2

Bảng 4.5 - Ổ lăn tại A
Tinh tuổi thọ của ổ lăn 7608:
số vòng quay của trục vit : n = 698v/p
Thời gian làm việc tinh bằng triệu vòng quay:
L= = = 1743 triệu vòng quay
 Lh = = 41637 giờ > 24000 giờ ( thời gian làm việc )
Tinh kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Có Xo =0.5 và Yo = 0.22 cotg (11.25) = 1.106

Qt = XoFr + YoFa = 0.5123 + 1.1066401.7 =7232.7 << Co
Khả năng tải tĩnh được đảm bảo

II. Tính cụm trục bánh vít

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

17


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

1. Tinh trục bánh vit
a. Chọn vật liệu :

Chọn vật liệu là thép 45

b. Chọn sơ bộ đường kinh trục
d2 ≥ = = 59 mm

c. Xác định khoảng cách giữa các gối và điểm đặt
lực
d2 = 60mm  chiều rộng ổ lăn là b0 = 31 mm

Hình 4.8 – Khoảng các giữa các gối và điểm đặt lực
Chiều dài mayo bánh vit là : lm22 = (1,2..1,8)d =76mm
Có k1 = k2 = 10 cm
Khoảng cách giữa hai ổ lăn trục bánh vit

L21= 2xl22 =2(0.5(lm22 + bo )+ k1 +k2 )
= 2(0.5( 76+ 31 ) + 10 +10 ) = 148 mm
Chiều rộng của puly : lm23 = ( 1,2..1,6 )d = 96 mm
Chọn k3 = h = 10 mm  lc23 = 0.5(lm23 + bo) + k3 + h = 0.5(96 + 31) +
10+10 = 83mm


l23 = l21 +lc23 = 231 mm

d. Xác định đường kinh và chiều dài các đoạn trục
Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

18


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Các lực tác dụng lên trục vít :
Lực vòng : Ft2 = 6364 N
Lực hướng tâm : Fr2 = 2320 N
Lực dọc trục : Fa2 = 432 N


Ma2 =

=

= 12960 Nmm

Lực tác dụng của puly lên trục :
Fr 2F0 =24229.4 sin () = 8151 N

Hình 4.9 – Lực tác dụng lên trục




Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

19


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Hình 4.10 – Biểu đồ nội lực và momen trục bánh vít

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

20


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

e. Tính đường kính trục bánh vít:

Tại C : Mc = = 586262 Nmm
T = 1635473 Nmm
MtdC = 1488638 Nmm
 dC ≥ = = 60 mm
Tại A : MA = 680608 Nmm
T = 827373 Nmm
MtdA = 970777Nmm
 dA ≥ = = 55 mm
Tại D : MD = 0 Nmm
T = 827373 Nmm
MtdD = 716526Nmm
 dD ≥ = = 52 mm

2. Chọn then cho trục
Kiểm nghiệm độ bền dập và cắt đối với then bằng:
≤[]

=
Có

và

Đường
kinh
(mm)
d = 50
d = 65

≤
= 40 ÷ 60 Mpa

bh

Chiều dài
của then
(mm)
75
85

Momen xoắn
T(Nmm)

(Mpa)

(Mpa)

827373
1635473

126
148

31.55
32.89

Bảng 4.6 – Then trên trục bánh vít
3.

Kiểm tra trục về độ bền mỏi và bền tĩnh
Với thép 45 có MPa ,
 = 0.436 = 0.436 600 =261.6 MPa

 = 0.58 0.58 261.6 = 151.7 MPa
 = 1.6
= 1.4
 = 0.05
=0
Hệ số tăng bền bề mặt : =1.7
Đường kinh

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

Momen cản uốn

Momen cản xoắn
21


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường
65
55
50

Đồ án thiêt kế cơ khi
26945
16319
12262

53906
32653
24534

Bảng 4.7 – Momen cản trên các đoạn trục bánh vít
-Momen cản uốn: W=

-Momen cản xoắn: Wo =
Kiểm nghiệm hệ số an toàn s:

Đường
kinh
65
55
50

s
0.81
0.84
0.84

0.76
0.78
0.78

21.74
42.45
0

15.1
12.68
16.8

7.15

4.30
-

7.63
12.5
8.46

5.23
4.06
-

Bảng 4.8 – Hệ số an toàn trên trục bánh vít
Có

Có : S =


có s >
mỏi .

vậy trục vit thỏa mãn về độ bền

kiểm nghiệm độ bền tĩnh
Đường
kinh
65
55
50

21.33

41.64
0

29.77
24.68
33.09

58.2
48.3
48.8

67
67
67

TM
TM
TM

Bảng 4.9 – Ứng suất trên các đoạn trục

4.

Chọn ổ lăn cho trục bánh vit
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ A là : FrA= = 11152 N
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B là : FrB= = 6478 N

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

22

GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Lực dọc trục do trục vit gây ra : Fa = 432 N
Chọn góc côn .
 hệ số tải trọn của hệ e = 1.5tg = 1.5tg( = 0.374
Thành phần lực dọc trục do lực hướng tâm gây ra :




FaB = 2141N
FaA = 1726N

Do lực ở ổ B lớn hơn nên ta chon ổ tại vị tri của B:
Có tỷ số : = 0.33 < e


X=1

Y=0

Chọn kt = 1 ;

kd =1 và

V=1

Tải trọng động quy ước :
Qt = (XVFr + YFa)ktkd = (11x1 = 6478 N
Số vòng quay của bánh vit : n=65 v/ph
Thời gian làm việc của ổ : Lh = 24000 giờ
Thời gian làm việc tinh bằng triệu vòng quay: L =
vòng quay

=

93.6 triệu

Khả năng tải động : Cd = Q = 6478 = 25282 N
Chọn ổ lăn cho bánh vit:
Ki
hiệ
u ổ
761
1

d
m
m
55

D
D1
m mm
m
120 93

d1
mm
87

B
m
m
43

C1
mm

T
mm

35

45.
5

r
m
m
3.0

r1
m
m
1.0

12.
17

C
kN

Co
kN

14
8

14
0

Bảng 4.10 – Ổ lăn trục bánh vít

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

23


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Tinh lại tuổi thọ của ổ lăn :
L= = = 33837 triệu vòng quay


Lh = = 8673589 giờ

Tinh kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Có Xo =0.5 và Yo = 0.22 cotg (11.25) = 1.106
Qt = XoFr + YoFa = 0.5 + 1.1061726 = 5147 << Co

Chương 5: Thiết kế kết cấu

I Các kết cấu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau, song
chúng đều có chung nhiệm vụ; đảm bảo vị tri tương đối giữa các chi
tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi triết lắp trên vỏ
truyền đến, đựng dầu trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.
Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng
nhỏ.
Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nep hoặc gân, mặt bich, gối
đỡ,.....
Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám
GX15-32 ( chỉ dùng thép khi chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu tải va
đập).

1 Xác định các kich thước cơ bản của vỏ hộp:

Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng
và kich thước của bánh răng, vị tri mặt ghép và sự phân bố của các
trục trong hộp đồng thời còn phụ thuộc và chi tiết kinh tế, độ bền và
độ cứng
Vỏ hộp do các mặt phẳng và mặt trụ tạo thành. Mặt phẳng thuận

tiện khi làm khuôn mẫu nhưng làm tăng khuôn khổ, kich thước và
trọng lượng vỏ hộp.
Kích thước các phần tử cấu tạo lên vỏ hôp:
Chiều dày: Thân hộp () : = 0.03a + 3 = 0.03180 + 3 = 8mm
Nắp hộp (: 0.9 = 7.5 mm
Vòng móc : Chiều dày vòng móc : S = (2 3) = 21 mm

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

24


GVHD: PGS.TS Đỗ Văn Trường

Đồ án thiêt kế cơ khi

Đường kinh d = (3 4 ) = 30 mm
Gân tăng cứng : Chiều dày e : e = (0.8 1) = 8 mm
Chiều cao h: h = 48 mm
Độ dốc : khoảng
Đường kinh : Bulong nền d1 : d1 > 0.04a +10 = 17.2 mm
Bulong cạnh ổ: d2 = (0.70.8)d1 =13.6 mm
Bulong ghép bich nắp và thân: d3= (0.80.9)d2 = 11 mm
Vit nắp ổ ,d4 = (0.5 0.7 )d2 = 7.7mm
Vit ghép nắp cửa thăm, d5 = (0.5 0.6)d2 =8mm
Mặt bich ghép nắp và thân:
Chiều dày bich thân hộp :S3 = (1.4 1.8)d3 = 16.5mm
Chiều dày bich nắp hộp :S4 = (0.9 1)S3 = 16.5mm
Kich thước gối trục : Tâm lỗ bulong cạnh ổ: E2 = 1.6d2 = 21.5 mm
R2 = 1.3d2 = 17.5 mm

 Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ:K= 49.4 mm
Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp: ≥ (1
1.2) = 10 mm
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp : 27 mm
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: ≥ 9 mm

2 Một số kết cấu khác liên quan đến kết cấu
vỏ hộp
 Chốt định vị :
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong các trục. Lõ trục ( đường
kinh D ) lắp ở trên và thân hộp được gia công dồng thời. Để đảm
bảo vị tri tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công
cũng như khi lắp ghép , dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị,
khi xiết bulong khiing làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai
lệch vị tri tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một
trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
Chọn chốt định vị hình trụ : d= 10mm ; c =1.6 mm; l= 20 160
 Cửa thăm:
Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi năp ghép và
để đổ dầu vào hộp ,trên lắp hộp cso làm của thăm. Cửa thăm
được đậy bằng nắp trên nắp có thể năp thêm nit thông hơi. Kich
thước cửa thăm có thể chọn theo bảng 18-5 hoặc chọn theo kich
thước của nắp hộp

Sinh viên: Ngô Xuân Hảo

25