Thuyet minh đồ án chi tiết máy thuyết minh + Cad

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
---o0o---

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG
DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

SINH VIÊN:
MSSV:
LỚP:
GV HƯỚNG DẪN:

Hồ Chí Minh, 27 tháng 11 năm 2016


TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC

THIẾT KẾ
Học kỳ I năm học 2016 – 2017
Sinh viên thực hiện:

MSSV:

Người hướng dẫn:

Ký tên:

Ngày hoàn thành: 27/11/2016

Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI

Đề số 20: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số: 27

:


Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm: 1: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2:
Khớp nối đàn hồi; 3: Hộp giảm tốc bánh răng trục vít; 4: Bộ truyền xích ống con lăn;
5: Băng tải. (Quay một chiều, tải va đạp nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ).
Số liệu thiết kế:

-

:

Lực vòng trên băng tải F (N): 13000
Vận tốc băng tải v (m/s): 0.32
Đường tính tang dẫn, D(mm): 350
Thời gian phục vụ L (năm): 4
Số ngày làm/năm Kng (ngày): 230
Số ca làm việc trong ngày (ca): 2
t1 (giây): 23
t2 (giây): 36
T1: T

T2: 0,7T


LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Thiết kế máy là một đồ án chuyên ngành chính của sinh viên
ngành cơ khí. Việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung không thể
thiếu trong chương trình tào đạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức quan trọng
cho sinh viên về kết cấu máy.
Nội dung đồ án bao gồm những vẫn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệ thống dẫn
động, tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chi tiêu chủ yếu và khả năng làm việc,
thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ hộp, chọn cấp chính xác, lắp ghép, dung sai và phương
pháp trình bày bản vẽ. Thuật ngữ và kí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu chuẩn Việt
Nam, phù hợp với thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.
Quá trình tính toán và thiết kế tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính
toán hệ thống dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép,…qua đó từng bước giúp sinh
viên làm quen với công việc thiết kế phục vụ nghề nghiệp của mình khi ra trường.
Xin được chân thành cảm ơn ……… đã hướng dẫn tận tình và dành nhiều sự đóng
ghóp để em có thể hoàn thành đồ án này.
Tuy vậy, trong quá trình thực hiện cũng không thể tránh khỏi sai sót, do đó em
mong được sự góp ý thêm từ phía các giảng viên để có thể rút ra được những kinh
nghiệm, phục vụ cho công việc thiết kế sau này.
Sinh viên thực hiện

MỤC LỤC


Trang
Lời nói đầu

4

Mục lục

5

Phần 1: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

6

1.1. Chọn động cơ
1.2. Phân phối tỉ số truyền
1.3. Lập bảng đặc tính

6
7
9

Phần 2: Thiết kế bộ truyền ngoài: Xích ống con lăn

2.1. Thông số kĩ thuật
2.2. Thiết kế bộ truyền

10
10

Phần 3: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

3.1. Thiêt kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
3.2. Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Phần 4: Thiết kế trục và then

Phần 5: Chọn ổ lăn và nối trục

14
23
30
30
31
47

Chọn ổ lăn cho trục I
Chọn ổ lăn cho trục II
Chọn ổ lăn cho trục III
Chọn khớp nối trục

47
49
53
56

Phần 6: Chọn thân máy, bu-lông và các chi tiết phụ khác

6.1.
6.2.
6.3.
6.4.

14

30

4.1. Chọn vật liệu
4.2. Xác định lực lên trục
4.3. Tính thiết kế trục, chọn then và kiểm nghiệm then
5.1.
5.2.
5.3.
5.4.

10

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc
Kết cấu các chi tiết máy
Tính toán các chi tiết khác
Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

58
58
60
63
70

Phần 7: Chọn dung sai lắp ghép

72

Tài liệu tham khảo

74

PHẦN 1 - TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ.
 Chọn hiệu suất của hệ thống.
• Hiệu suất truyền động.
4


* Trong đó:
= 1 : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi.
= 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ được che kín
= 0,8 : Hiệu suất bộ truyền trục vít
= 0,9 : Hiệu suất bộ truyền xích để hở
= 0,9 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn được che kín

= 1.0,97.0,8.0,9.0,994 = 0,671

 Tính công suất đẳng trị ( Công suất tính toán).
• Công suất tính toán

=

• Công suất cần thiết trên trục động cơ.
 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ.
• Số
vòng
quay
của

trục

công

tác.

(vòng/phút)

• Tỉ số truyền sơ bộ:
Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung là = 136

• Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
vòng/phút)

 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện.

Kiểu động cơ
4A132S4Y3

Vận tốc
Công suất
quay
Cos φ
(kW)
(v/ph)
7,5
1455
0,86

1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
- Tỉ số truyền của hệ thống:

Do hệ thống có bộ truyền xích ngoài, chọn
=> Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:
- Ta có:
+ Chọn tỉ số truyền của bộ truyền trục vít là:
+

η%
87,5

2,2

2,0


1.3. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
 Tính toán công suất trên các trục
- Công suất trên trục công tác:
- Công suất trên trục 3:
- Công suất trên trục 2:
- Công suất trên trục 1:
- Công suất trên trục động cơ:

P
6,14
P = 1 =
= 6,2
dc ηol .ηkn 0,99.1

 Tính toán số vòng quay các trục.

- Vận tốc quay trên trục động cơ:
= 1455 (vòng/phút)
- Vận tốc quay trên trục 1
(vòng/phút)
- Vận tốc quay trên trục 2:
(vòng/phút)
- Vận tốc quay trên trục 3:
(vòng/phút)
- Vận tốc quay trên trục công tác:
(vòng/phút)

 Tính Momen xoắn trên các trục.
- Momen xoắn trên trục 1:
- Momen xoắn trên trục 2:
- Momen xoắn trên trục 3:
- Momen xoắn trên trục động cơ:
- Momen xoắn trên trục công tác:

(kW)


 Bảng đặc tính.
Trục
Thông số
Công Suất (kW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Momen xoắn T

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Công tác

7,5

6,14

5,9

4,67

4,16

1
1455

2,78
1455

20
523

1,5

26
1715326,9

(Nmm)

PHẦN 2 - THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI: XÍCH ỐNG CON LĂN

2.1. THÔNG SỐ KĨ THUẬT.
- Công suất bộ truyền: P = 4,67 (kW)
- Tỉ số truyền: = 1,5
- Số vòng quay bánh dẫn:
- Momen xoắn: T = (Nmm)
- Quay 1 chiều, tải va đạp nhẹ, làm 2 ca, 1 ca làm việc 8h
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN.
2.2.1. Chọn loại xích: Chọn xích ống con lăn 1 dãy.
2.2.2. Chọn số răng của đĩa xích dẫn:
- z1 = 29 – 2ux = 29 – 2.1,5 = 26
Chọn z1 = 27 (răng)
2.2.3. Chọn số răng của đĩa bị dẫn:
- z2 = uxz1= 1,5.27 = 40,5
Chọn z2 = 41 (răng)

ux =

z2
= 1,58
z1

- Tính lại tỉ số truyền :
2.2.4. Hệ số điều kiện sử dụng xích K

K = K d K a Ko K dc Kbt K c

17


•
•
•
•
•
•

Kd

= 1,2: Hệ số tải trọng động (Tải trọng va đạp nhẹ)

Ka

Ko

= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách trục (Chọn a=40p)
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (Bố trí nằm ngang)

K dc

K bt
Kc

= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích

= 1: Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

= 1,25: Hệ số xét đến chế độ làm việc (Làm việc 2 ca)
=> K = 1, 2.1.1.1.1.1, 25 = 1,5

2.2.5. Công suất tính toán:
Pt =

K . K z . K n .P1
Kx

Chọn n01 = 50 (vòng/phút)
Kn =

n01 50
=
= 1, 92
n1 26

Kz =

25
= 0,96
z1

•
•
•

Kx = 1 (xích 1 dãy)

Pt =

•

1,5.0, 96.1, 92.4,67
= 12, 9
1

(kW)

Tra bảng, với n01 = 50 (vòng/phút), chọn [P] = 14,7, từ đó bước xích Pc =
44,45 (mm)

2.2.6. Kiểm tra số vòng quay tới hạn.
Tương ứng với bước xích pc = 44,45 (mm), số vòng quay tới hạn nth = 400 (vòng/phút)
thỏa mãn n1 = 26 < nth.
2.2.7. Tính toán các thông số.
•
Vận tốc trung bình:
v=

•

n1 z1 pc 26.27.44, 45
=
= 0,52( m / s )
60000
60000

Lực vòng có ích:

Ft =

1000 P1 1000.4,67
=
= 8980,8( N )
v
0,52


•

Chọn khoảng cách trục sơ bộ:
a = (30..50)pc = 40.pc = 40.44,45 = 1778 (mm)

•

Số mắt xích:
x=

=

2a z1 + z2
z −z
p
+
+ ( 2 1 )2 . c
pc
2
2π
a

2.1778 27 + 41 41 − 27 2 44,45
+
+(
).
= 114,1
44, 45
2
2π
1778

Chọn x = 116 (mắt xích)

•

Chiều dài xích:
L = pc . x = 44,45.116 = 5156, 2(mm)

•

Tính chính xác khoảng cách trục:


a = 0,25. pc .  x − 0,5. z + z +  x − 0,5. z + z
1 2
1 2




)

(

(

)

2
z −z  
 − 2.  2 1  .


 π  

2


2
2
 41 − 27  

= 0,25.44,45. 116 − 0,5. ( 27 + 41) + 116 − 0,5. ( 27 + 41)  − 2. 
  .
 π



= 1819,8 (mm)

 Để xích không chịu căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm bớt một lượng
∆a = (0,002 ÷ 0,004) a

= 3,6 – 7,3 (mm)

Chọn a = 1814 (mm)

• Số lần va đạp xích trong một giây
z .n
27.26
i= 1 1=
= 0, 4 ≤ [ i ] = 15
15. x 15.116
• Xác định xích theo hệ số an toàn

S=

Q
k .Ft + F + F
0 V
d


• Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng, với xích con lăn 1 dãy Pc = 31,75
=> Q= 172,4 (kN) , q= 7,5 (kg)

≈
• Lực trên nhánh căng F1 Ft = 8980,8 (N)
• Kd = 1,2: Hệ số tải trọng động
• Lực căng do lực tâm gây nên:

FV = q.v2 = 7,5.0,522 = 2( N )
•
• Lực căng ban đầu của xích:
F = 9,81.K .q.a
0
f
K

(N)

Trong đó:

K

f

là hệ số phụ thuộc độ võng của xích, chọn
- a = 1,814 (m): Khoảng cách trục
- q = 7,5 (kg) là khối lượng 1 mét xích
Vậy

f

= 6 do xích nằm ngang.

F = 9,81.K .q.a = 9,81.6.7,5.1,814 = 800,8( N )
0
f
172,4.103
S=

= 14,9 ≥ [S ] = 7.
8980,8 + 800,8 + 2

• Lực tác dụng lên trục:
Fr = k x .Ft = 1,15.8980,8 = 10327,92( N )

Km

Trong đó
= 1,15: Hệ số trọng lượng xích (Bộ xích đặt nằm ngang)
• Đường kính đĩa xích
- Bánh dẫn:
p .z

d ≈ c 1=
1 π

44,45.27
= 382(mm).
π

d a1 = d1 + 0,7 pc = 382 + 0,7.44, 45 = 413,1

(mm)

- Bánh bị dẫn:
p .z

d = c 2=
2

π

44, 45.41
= 580,1(mm)
π

d a 2 = d 2 + 0, 7 pc = 580,1 + 0,7.44, 45 = 611, 2

(mm)

2.2.8. Bảng thông số bộ truyền xích.
Thông số
Bước xích
Số mắt xích

Kí hiệu
Pc
x

Bánh dẫn
44,45 (mm)
116 (mắt)

Bánh bị dẫn


Số răng đĩa xích
Khoảng cách trục
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh

Lực trên nhánh căng
Lực căng ban đầu của xích
Lực tác dụng lên trục

z
a
d
da
Ft
F0
Fr

Z1 = 27 (răng)
1814 (mm)
d1 = 382 (mm)
da1 = 413,1 (mm)
8980,8 (N)
800,8 (N)
10327,92 (N)

Z2 = 41 (răng)
d2 = 580,1 (mm)
da2 = 611,2 (mm)

PHẦN 3 - THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
3.1.1. Số liệu thiết kế.
- Công suất bộ truyền: P1 = 6,14 (kW)
- Tỉ số truyền: ubr = 2,78

- Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 1455 (vòng/phút)
- Số vòng quay bánh bị dẫn: n2 = 523 (vòng/phút)
- Momen xoắn: T1 = 40300,3 (Nmm)
3.1.2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.
- Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện, với độ rắn HB =
-

250.
Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 50 thường hóa, với độ rắn HB =

235.
3.1.3. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng suất uốn cho
phép [σF].

σ 0 H lim1 = 2 H1 + 70 = 570( MPa )
σ 0 H lim 2 = 2 H 2 + 70 = 540( MPa )
σ 0 F lim1 = 1,8H1 = 450( MPa )
σ 0 F lim2 = 1,8H 2 = 423( MPa )

3.1.4. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
N HO1 = 30.HB 2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107
N HO 2 = 30.HB

2,4

= 30.235

N FO1 = N F 02 = 5.10

2,4

= 1, 47.10

(chu kỳ)

7

6

(chu kỳ)
3.1.5. Số chu kỳ làm việc tương đương.
- Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1
- Tuổi thọ: Lh = 8.2.230.4 = 14720 (giờ)

(chu kỳ)


3
3
n 
 Ti 
 Ti  ti 
N HE1 = 60c.∑ 

÷ ni ti = 60cLh n ∑  
÷
i =1  Tmax 
i =1   Tmax  ∑ ti 



n

3
 T  3
23
36 
 0,7T 
= 60.1.14720.1455.  ÷ .
+
.

÷
 T  23 + 36  T  23 + 36 

= 0,77 × 109

N HE2

(chu kỳ)

N HE1 0,77 × 109
=
=
= 27,7 × 107
u
2,78

(chu kỳ)

6

n 
 Ti 
 Ti  ti 
N FE1 = 60c.∑ 

÷ ni ti = 60cLh n ∑ 
÷
i =1  Tmax 
i =1   Tmax  ∑ ti 


6

n

6
 T 6
23
36 
 0,7T 
= 60.1.14720.1455.   ÷ .
+

÷.
  T  23 + 36  T  23 + 36 

= 0,59.109 (chu kỳ)

N FE2

N FE1 0,59 × 109
=
=
= 0, 21 × 109
u
2,78

(chu kì)

3.1.6. Hệ số tuổi thọ.
Do NHE1> NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2 nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2
=1

3.1.7.

Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép.

[ σ H 1 ] = σ 0 H lim1

0,9 K HL
0,9.1
= 570.
= 466,36 MPa
sH 1
1,1

[ σ H 2 ] = σ 0 H lim2

0,9 K HL
0,9.1

= 540.
= 441,82 MPa
sH 2
1,1

[ σ F 1 ] = σ 0 F lim1

K FL
1
= 450.
= 257,14 MPa
sF 1
1,75

[ σ F 2 ] = σ 0 F lim2

0,9 K FL
1
= 423.
= 241,71MPa
sF 2
1,75

 Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín ) nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp
xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.
 Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta có:


[σH ] =

0,5([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] ) = 0,5(466,362 + 441,822 ) = 454,26( MPa )
2

2

So sánh với điều kiện:

[ σ H ] min = 441,82 ≤ [ σ H ] = 454, 26 ≤ 1, 25[ σ H ] min = 552, 28 MPa
[ σ H ] = 452, 26( MPa )

Điều kiện trên thỏa nên ta chọn:
.
3.1.8. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng.
- Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa và bảng 6.6. (trang
97, Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Trịnh Chất-Lê Văn Uyển)

-

ψ ba = 0,315

ψ bd = 0,53ψ ba (u + 1) = 0,53.0,315.(2,78 + 1) = 0,63
- Từ đó ta tính được
ψ bd
- Dựa vào
tra bảng 6.7 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng:
K H β = 1,02; K F β = 1,05
3.1.9. Khoảng cách trục
- Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức:
T1K H β
40300,3.1,02

aw ≥ 43(u + 1) 3
= 43.(2,78 + 1) 3
= 99,5
2
0,315.452, 262.2,78
ψ ba [ σ H ] u
- Theo tiêu chuẩn ta chọn
3.1.10. Chọn modul răng

aw = 100

(mm)

m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) *100 = 1 ÷ 2 (mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5 (mm)
3.1.11. Xác định số răng và góc nghiêng răng.

8o ≤ β ≤ 20o

- Từ điều kiện góc nghiêng răng:
2aw cos 20o
2a cos8o
≤ z1 ≤ w
m(u + 1)
m(u + 1)

2.100.cos 20o
2.100.cos8o
⇒
≤ z1 ≤

1,5(2,78 + 1)
1,5(2,78 + 1)
⇒ 33,1 ≤ z1 ≤ 34,9
Chọn z1= 34 răng.

- Số răng bánh bị dẫn
Ta chọn z2=95 răng

z2 = z1.u = 34.2,78 = 94,52

(mm)


um =
- Ta tính lại tỉ số truyền thực:
∆=
- Sai số tương đối tỉ số truyền:

β = arccos

z2 95
=
= 2,79
z1 34
um − u 2,79 − 2,78
=
= 0,36% < 2%
u
2,78

m( z1 + z2 )
1,5.(34 + 95)
= arccos
= 14,65o
2a w
2.100

- Góc nghiêng răng:
3.1.12. Xác định kích thước bộ truyền.
- Đường kính vòng chia
mz1
1,5.34
d1 =
=
= 52,7mm
cos β cos(14,65o )
d2 =

mn z2
1,5.95
=
= 147,3mm
cos β cos(14,65o )

- Đường kính vòng lăn
d w1 = d1 = 52,7( mm)
d w 2 = d 2 = 147,3( mm)

- Đường kính vòng đỉnh
d a1 = d1 + 2m = 52,7 + 2.1,5 = 55,7( mm)

d a 2 = d 2 + 2m = 147,3 + 2.1,5 = 150,3( mm)

- Đường kính vòng đáy
d f 1 = d1 − 2m = 52,7 − 2.1,5 = 49,7( mm)
d f 2 = d 2 − 2m = 147,7 − 2.1,5 = 144,3( mm)

- Bề rộng răng:

b = awψ ba = 100.0,315 = 31,5mm

3.1.13. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền.
- Vận tốc vòng bánh răng:
π d1n1 3,14.52,7.1455
v=
=
= 4( m / s )
60000
60000
- Dưa vào bảng 6.13 (trang 106,Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,
Trịnh Chất-Lê Văn Uyển) , ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9
3.1.14. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền.
- Lực vòng

Ft1 =
- Lực hướng tâm

2T1 2.40300,3
=
= 1529, 4( N )
d w1

52,7


Fr1 =

- Lực dọc trục

Ft1tgα nw 1529, 4.tg (20)
=
= 575,4( N )
cos β
cos(14,65)

Fa1 = Ft1tg β = 1529,4.tg (14,65) = 399,8( N )

3.1.15. Hệ số tải trọng động.
v = 4( m / s )
Với vận tốc

K Hα = 1,16, K Fα = 1,4

và cấp chính xác là 9 tra bảng 6.14 xác định được

(trang 107, Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,

Trịnh Chất-Lê Văn Uyển), từ đó ta xác định được hệ số tải trọng động:
K Hv = 1 +

vH bw d w1
3,5.31,5.52,7

= 1+
= 1,06
2T1K H β K H α
2.40300,3.1, 02.1,16

K Fv = 1 +

vF bw d w1
10, 49.31,5.52,7
=1+
= 1,15
2T1K F β K Fα
2.40300, 3.1, 05.1, 4

3.1.16. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
 Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức:
z z z 2T1K H (u + 1)
σH = M H ε
d w1
bwu

zM = 274 MPa1/3

- Bánh răng bằng thép
.
- Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
2 cos β
zH =
s in2α tw
 tg (20o ) 

 tgα nw 
α tw = arctg 
= arctg 
= 20,62o
÷
o ÷
 cos β 
 cos(14,65 ) 
2 cos(14,65)o
⇒ zH =
= 1,71
sin(2.20,62)

- Hệ số ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc


zε =

1
εα

1 
1 


 1
 1
ε α = 1,88 − 3,2  + ÷ cos β = 1,88 − 3,2  + ÷ cos(14,65o ) = 1,7
 34 95  
 34 95  



1
= 0,77
1,7

⇒ zε =

- Hệ số tải trọng tĩnh:
K H = K H β .K Hv .K Hα = 1,02.1,06.1,16 = 1, 25

=> σ H =
=

z M z H zε
d w1

2T1 K H (u + 1)
bwu

274.1,71.0,77 2.40300,3.1, 25.(2,79 + 1)
= 457, 2( MPa )
52,7
31,5.2,79

 Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ σ H ] = σ 0 H lim

K HL Z R ZV Kl K xH

sH

- Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt: ZR=0,95
ZV = 0,85v 0,1 = 0,85.40,1 = 0,98
- Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng:
Kl = 1
- Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn :
- Hệ số ảnh hưởng kích thước răng

K xH = 1,05 −

[ σ H ] ' = σ 0 H lim
Suy ra:

d
52,7
=
1,05
−
= 1,02
104
104

K HL Z R ZV Kl K xH
1.0,95.0,98.1.1,02
= 441,82
= 466, 2 MPa
sH
0,9

[σ H ] = 452, 26( MPa ) < [ σ H ] ' = 466, 2( MPa )
 Đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
3.1.17. Xác định số răng tương đương.


z1
34
=
= 37,5
3
3
cos β cos 14,65
z2
95
zv 2 =
=
= 104,9
3
3
cos β cos 14,65
13, 2
13, 2
YF 1 = 3,47 +
= 3, 47 +
= 3,82
z v1
37,5
z v1 =

YF 2 = 3, 47 +

13,2
13,2
= 3,47 +
= 3,6
zv 2
104,9

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng.

[ σ F 1 ] = 257,14 = 67,31
YF 1

3,82

YF 2

3,6

[ σ F 2 ] = 241,71 = 67,14
3.1.18. Tính toán giá trị ứng suất uốn tại chân răng.
- YF1 = 3,82
- YF2 = 3,6
- T1 = 40300,3 N
- KFβ = 1,05
- KFV = 1,14
- KF =KFV KFβ = 1,14.1,05=1,2
- b = 31,5 mm
- mn = 1,5
- εα = 1,7

- Yε = 1/ εα = 1/1,7 = 0,6
- εβ = = = 1,69
Yβ = 1 −

σ F1 =

-

εβ β
1,69.14,65
= 1−
= 0,8
120
120

2T1K FYε Yβ YF 1
bw d w1m

=

2.40300,3.1, 2.0,6.0,8.3,82
= 71,22
31,5.52,7.1,5

(MPa)
σ Y
71,22.3,6
σ F 2 = F1 F 2 =
= 66,94
YF 1

3,83

<
 Đảm bảo điều kiện về độ bền uốn

[σ F 2 ]

=241,71 (MPa)

<

[σ F 1 ]

=257,15


3.1.19. Các thông số và kích thước bộ truyền.
Thông số
Mô đun
Khoảng cách trục
Chiều rộng vành răng
Góc ăn khớp
Góc nghiêng răng

Kích thước
m=1,5 (mm)
aw = 100 (mm)
bw = 31,5 (mm)
atw = 200

Lực vòng
Lực hướng tâm
Lực dọc trục
Bánh dẫn
Số răng
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Bánh bị dẫn
Số răng
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy

Ft = 1529,4 (N)
Fr1 = 575,4 (N)
Fa1 = 399,8 (N)

β = 14,650

z1= 34 (răng)
d1 = 52,7 (mm)
da1 = 55,7 (mm)
df1 = 49,7 (mm)
z2= 95 (răng)
d2 = 147,3 (mm)
da2 = 150,3 (mm)
df2 = 144,3 (mm)

3.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT - BÁNH VÍT
3.2.1. Số liệu thiết kế:
- Công suất bộ truyền: P = 5,9 (kW)
- Tỉ số truyền: u = 25
- Số vòng quay trục vít: 523 (vòng/phút)
- Số vòng quay bánh vít: 26 (vòng/phút)
- Momen xoắn trên trục vít: 107734,2 (Nmm)
- Momen xoắn trên bánh vít: 1715326,9 (Nmm)
- Thời gian phục vụ: 14720 (h)
3.2.2. Chọn vật liệu
- Tính sơ bộ vận tốc trượt:

v =
S

(3,7..4,6)n1 3
(3,7 ÷ 4,6).523 3
T2 =
1715326,9 = 2,3 ÷ 2,9( m / s)
4
5
10
10

Chọn vS = 2,5 (m/s)

- Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh nhôm sắt bpA 9-4, đúc trong
-

khuôn
cát với σb = 400 (MPa), σch = 200 (MPa).
Chọn vật liệu làm trục vít là thép 45 được tôi với độ rắn HB > 350, sau khi

tôi, bề mặt ren trục vít được mài và đánh bóng.
3.2.3. Ứng suất cho phép của bánh vít
• Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] = (276 ÷ 300) − 25vs ≈ 220( MPa )
• Ứng suất uốn cho phép:

106
[σ F ] = (0, 25σ ch + 0,08σ b ) 9
N FE


N FE = 60∑ (

- Với

Ti 9
) ni ti
Tmax

T
23
= 60.26.14720. ( )9.
 T

23 + 36

+(

0, 7T 9 36 
) .
T
23 + 36 

= 9,5.106

(chu kỳ)
 [σF]= 63,85 (MPa)
• Ứng suất quá tải:
Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên:
- [σH]max =2.σch=2.200=400 (MPa).
- [σF]max=0,8.σch=0,8.200=160 (MPa).
3.2.4. Tính toán thiết kế
• Khoảng cách trục
- Chọn số ren z1 = 2 với tỉ số truyền u =20
 Số răng bánh vít z2 = 20.2 = 40

q ≈ 0,3z2 = 0,3.40 = 12
- Chọn hệ số đường kính
, Chọn q = 12,5
- Chọn hệ số tải trọng KH = 1,2
2

 T .K
170  2 H
a w = Z + q 3 

.
.
2
q
σ  
Z
.
 2  H  

2
 170  1715326,9.1,2
3
= ( 40 + 12,5) 
.
12,5
 40.220 

)

(

= 207,2 (mm)
Chọn khoảng cách trục aw= 210 (mm)
• Tính mô đun trục vít:

m=

2.a w
2.210
=

=8
Z + q 40 + 12,5
2

Dựa vào dãy tiêu chuẩn, chọn m = 8
• Hệ số dịch chỉnh:

(

)

a
210
x = w − 0,5. q + Z =
− 0,5. [ 12,5 + 40] = 0(mm).
2
m
8

Thỏa mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 để tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh
vít.


3.2.5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng trục vít của bộ truyền được thiết
kế phải thỏa mãn điều kiện sau:

(

 Z +q

 2
 a
w


 170 
÷.
σH = 
Z ÷
 2

) 

3

T .K
. 2 H ≤ σ H  .



q


Tính chính xác lại [σH]

m.n . Z 2 + q2 8.523. 22 + 12,52
1 1
v =
=
= 2,77(m / s).

S
19100
19100

- Ta có:
 Chọn vật liệu là đồng thau không thiếc có [σH] =200 (MPa)
- Tính chính xác lại hiệu suất của bộ truyền:
tgγ
η = 0,95.
.
tg ( γ + ϕ )
 Z
2

o
1 ÷ = arctg 
 12,5 + 2.0 ÷ = 9,1 .
 q + 2. x ÷





γ = arctg 

Trong đó
Tra ở bảng 7.4, ta được φ=2,10

η = 0,95.


tgγ
tg (9,1)
= 0,95
= 0, 77
tg ( γ + ϕ )
tg (9,1 + 2,1)

- KH là hệ số tải trọng
K

H

=K

Hβ

.K

HV

.

Trong đó KH là hệ số phân bố tải trọng đều.

3

K

Hβ

Z 
= 1+  2 ÷
 θ ÷





. 1 −



T
2m ÷.
T2max ÷

Tra bảng 7.5, ta có Ө=125 là hệ số biến dạng của trục vít
T2m là mô men trung bình

T
t
2 T2i
23
36
2m = ∑
. i = 1.
+ 0,7.
= 0,817
T2 max 1 T2 max 2

23 + 36
23 + 36
∑ ti
1
3

Thay lại:

50 
K
= 1 + 
÷ . ( 1 − 0,817 ) = 1,01
Hβ
 125 


Với vs = 2,77 (m/s), tra bảng 7.6/151 được cấp chính xác gia công là cấp
8.
Dựa vào bảng 7.7/153 ta chọn được KHV = 1,2
 KH = 1,01.1,2 = 1,212
Vậy:
 170 
÷.
σH = 
Z ÷
 2

(

 Z +q

 2
 a
w


)

3

 T .K
 . 2 H ≤ σ  .
 H

q


3

170   ( 40 + 12,5)  1715326,9.1,212
= 
= 216,7 ≤ [σ H ] = 220
 .
÷. 
210
12,5
 40  

(Thỏa mãn)

3.2.6. Kiểm nghiệm độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất sinh ra tại chân răng bánh
vít không được vượt quá giá trị cho phép.

σF =

1,4.T2 .YF .K F 
≤ σ .
 F
b2 .d2 .mn

Trong đó:
mn =

-

m
8
=
= 8,1
cos(γ ) cos(9,1)

Mn: Mô đun pháp của răng
KF là hệ số tải trọng: KF=KF.KFV
Mà KF=KH=1,04, KFV=KHV=1,2 => KF=1,04.1,2=1,248
d2 = m.z2 = 8.40=320 (mm): Đường kính vòng chia bánh vít
b2 = 0,75.m.(q+2) = 0,75.8.(12,5+2) = 87 (mm): Chiều rộng vành bánh răng
vít.
zv =

-

z2
40
=
= 41,5
3
cos γ cos 3 (9,1)

là số răng tương đương của bánh vít
Tra bảng bảng 7.8/152, ta được YF = 1,48
Vậy:

σF =

1,4.1715326,9.1,48.1,248
= 19,67 ≤ σ  = 63,85( MPa )
 F
87.320.8,1

(Thỏa mãn)


3.2.7. Các kích thước chính của bộ truyền.
Thông số
Hệ số đường kính
Hệ số dịch chỉnh
Mô đun
Khoảng cách trục
Góc biên dạng ren

Kích thước
q=12,5
x=0
m=8 (mm)
aw=210 (mm)
20
Trục vít
d1 = mq = 8.12,5 = 100 (mm)
da1 = d1 + 2m = 100 + 2.8 = 116 (mm)
df1 = d1 – 2,4m = 100 – 2,4.8 = 80,8 (mm)

Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Góc xoắn ốc vít

γ = arctan

z1
2
= arctan
= 9,1o
q
12,5

b1 ≥ (11 + 0,06 z 2 )m = (11 + 0,06.40).8 = 107, 2

Chiều dài phần cắt ren trục vít

Chọn 110 mm

(mm)

Bánh vít
d2 = dw2 = mz2 = 8.40 = 320 (mm)
da2 = m(z2 + 2) = 8.(40 + 2) = 336 (mm)
df2 = m(z2 – 2,4) = 8(40 – 2,4) = 300,8 (mm)

Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh răng
Đường kính vòng đáy răng
Đường kính lớn nhất bánh vít

d aM 2 ≤ d a 2 +

6m
6.8
= 336 +
= 348
z1 + 2
2+2

b2 ≤ 0,75d a1 = 0,75.116 = 87

Chiều rộng bánh vít

Chọn 85 mm

(mm)

(mm)

3.2.8. Tính nhiệt trong truyền động trục vít.
Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn, nhiệt sinh ra trong hộp
giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi.
Tính toán nhiệt theo công thức:

tl = to +

1000.P1.(1 − η )

= 30 +

KT . A.(1 + ψ )

1000.5,9.(1 − 0,77)
16.1, 41.(1 + 0,3)


o

= 76,3 ≤ [t1 ] = 95

Với:

-

η

: Hiệu suất bộ truyền = 0,77

P1: Công suất trên trục vít = 5,9 (kW)
KT: Hệ số tỏa nhiệt lấy giá trị = 16 W/(m2.oC)
A: Diện tích bề mặt thoát nhiệt = 20aw1,7 = 20.0,211,7=1,41 (m2)
t0: Nhiệt độ môi trường xung quanh lấy giá trị = 30o
ψ
: Hệ số thoát nhiệt qua bệ máy lấy giá trị = 0,3

Vậy, nhiệt độ nằm trong khoảng cho phép.

3.2.9. Tính lực trong bộ truyền trục vít.
2.T
2.1715326,9
F =F = 2 =
= 10721( N )
a1 t 2 d
320
2
F = F = F .tg (γ + ϕ ) = 10721.tg (9,1 + 2,1) = 2123( N ).
t1
a2
t2
F = F = Ft 2 tan α = 10721. tan(20) = 3902( N )
r1
r2
3.2.10. Kiểm tra độ cứng trục vít.
l 3 Fr12 + Ft12
f =
48EJ e

=

3003 39022 + 21232
48.2,1.105.2661933

= 0, 00447 ≤ [f ] = (0,005 ÷ 0, 01)m = 0, 05 ÷ 0,1

Trong đó:

- L: Khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ l = d2 = 300 (mm)
- E: Mô đun đàn hồi của trục vít, E= 2,1.105 (N/mm2)
- Je: Mômen quán tính tương đương mặt cắt trục vít
(0,375 +
Je =

0,625d a1
)π d f 14
d f1
64

= 2661933 (mm4)