Đồ án môn Chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động xích tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY
ĐỀ SỐ IV

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Lớp: Cơ khí ô tô-k57

Họ tên SV: Hoắc Vỹ Quang
Ngày giao đề : 18/02/2019
Ngày nôp bài: 20/06/2019
GV hướng dẫn: Văn Quốc Hữu

SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN

Chế độ làm việc: tải trọng va đâp nhe, quay một chiều:
Kngày = 0,67 =

𝑡𝑝
24

; Knăm = 0,8 =

𝑎
365

tp – số giờ làm việc thực tế trong ngày; a – số ngày làm việc thực tế trong năm

1

Phương án

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Lực kéo trên xích tải P (kG)

470

800

600

750

600

750

600

730

875

600

Vận tốc xích tải V (m/s)

0,13

0,12

0,1

0,08

0,06

0,08

0,14

0,1

0,07

0,1

Bước xích tải t (mm)

100

125

160

80

100

125

100

160

180

125

Số răng đĩa xích tải

10

9

9

12

10

11

10

9

12

11

Chiều cao tâm đĩa xích (mm)

550

600

550

450

580

540

500

525

525

575

Thời hạn phục vụ (năm)

5

5

5

4

5

4

4

4

5

5

Sai số vận tốc (%)

5

5

4

5

4

5

4

5

5

4

Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
TP.HCM, ngày…tháng…năm 2019
GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

2


MỤC LỤC
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ .............................................................................. 5
1.Công suất bộ phận công tác ....................................................................................................................... 5
2.Số vòng quay trục công tác......................................................................................................................... 6
3.Phân phối tỉ số truyền ................................................................................................................................ 7
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC ............................................................. 9
I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh. ............................................................................................................. 9
1 Tính vận tốc sơ bộ .................................................................................................................................. 9
2 Tính ứng suất cho phép .......................................................................................................................... 9
3 Tính thiết kế .......................................................................................................................................... 10
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ............................................................................................................... 11
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn ..................................................................................................................... 12
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải .................................................................................................. 12
7 Tính nhiệt truyền động trục vít............................................................................................................. 13
II. Tính toán bộ truyền cấp chậm. ............................................................................................................ 14
1. Tính vận tốc sơ bộ ............................................................................................................................... 14
2. Tính ứng suất cho phép ....................................................................................................................... 14
3. Tính thiết kế ......................................................................................................................................... 15
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc ............................................................................................................... 16
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn ..................................................................................................................... 17
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải .................................................................................................. 17
7 Tính nhiệt truyền động trục vít............................................................................................................. 19
PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI .................................................................................................... 19
1. Thiết kế trục .................................................................................................................................... 19
2. Tính chọn ổ lăn ............................................................................................................................... 35
3. Tính chọn khớp nối ......................................................................................................................... 42

PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG
HỘP .............................................................................................................................................................. 44
1.

Thiết kế các kích thước vỏ hộp ................................................................................................ 44

2. Một số kết cấu khác liên quan tới vỏ hộp ................................................................................... 46
PHẦN V: TÍNH DUNG SAI VÀ KÍCH THƯỚC TRỤC......................................................................... 50

3


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 vẽhình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một
kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu 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 xót 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

Hoắc Vỹ Quang

4


PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ

1.Công suất bộ phận công tác

 Pđ / c  Pct

 nsb  nđb
Từ công thức 2.11 trang 20 [I] ta có:
Công suất trục tang quay :
P1 =

7300×0,1
1000

= 0,73 (kW)

v (m/s): Vận tốc xích tải
F(N): sức kéo trên xích tải
Tải trọng thay đổi theo chu kì nên ta xác định công suất tính toán bằng công thức sau:
𝑃12 × 𝑡1 + 𝑃 22 × 𝑡2 + 𝑃32 × 𝑡3
𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3

Ptt = √

Vì giá trị Mmax chỉ tồn tại trong một khoảng thời gian rất ngắn: 3 giây nên ta bỏ qua giá trị

này khi công suất tính toán. Dựa vào hình vẽ ta tính được Ptt:
0,732 × 4 + 0,5112 × 2 + 0,3652 ×2

Ptt = √

8

= 0,604 (kW)

Trong đó:
P1: Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên máy công tác
máy(kw)
P2 = 0,7P1 = 0,7 × 0,73 = 0,511 (kW)
P3 = 0,5P1 = 0,5 × 0,73 = 0,365 (kW)
Hiệu suất chung của hệ thống
 =  ol3× tv2× k

Tra bảng 2.3 trang 19 [I] ta có:
 ol =0,99 Hiệu suất ổ lăn.
 tv =0,82 Hiệu suất trục vít.
5


k= 1

Hiệu suất khớp nối.

 = 0,993×0,822× 1=0,65

Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [I]

- Công suất cần thiết
𝑃

Pct = 𝑡𝑡 =

0,604
0,65

= 0,93 (kW)

Vì Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ. Điều kiện để chọn động cơ sẽ là : Pđc ≥ 0,93
(kw)
2.Số vòng quay trục công tác
nct =

60000 × v
z×t

=

60000 × 0,1
9 × 160

= 4,17 (vg/ph)

Tra bảng 2.4 tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ trang 21 [I]
Tỉ số truyền chung:
uch = uhộp = 300
Với uhộp = 300 tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nct × uch = 4,17× 300 = 1215 (vg/ph)
Như vậy ta phải chọn động cơ có công suất định mức ≥ 0,93 (kW)
Nếu chọn động cơ có số vòng quay quá lớn thì tỉ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc
tăng khuôn khổ, kích thước của máy và giá thành của thiết bị, vì vậy ta chọn động cơ sao
cho hợp lí nhất.
Động cơ được chọn cần thỏa mãn điều kiện
{

𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡
𝑛𝑑𝑏 ≈ 𝑛𝑠𝑏

Theo bảng P1.3 trang 236 - [I]
Chọn: động cơ loại 4A kiểu: 4A80A4Y3
Công suất Pđc = 1,1 (kw)
Số vòng quay nđc = 1400 (vòng/phút)
Momen kđ : Tk/Tdn = 2,0
Hiệu suất :  = 75%
Kiểm tra thỏa điều kiện mở máy

6

Tmm Tk

= 2, 0
T
Tdn


3.Phân phối tỉ số truyền
- Tính chính xác tỉ số truyền

n
1400
uch = đc =
= 335,73
nlv

4,17

Vì là hộp giảm tốc 2 cấp trục vít, kết cấu chung của hộp sẽ hợp lí nếu khoảng cách
trục cấp chậm bằng khoảng hai lần khoảng cách trục cấp nhanh. Muốn vậy cần chọn tỉ số
truyền cấp nhanh nhỏ hơn một ít so với cấp chậm, tức là:
u1 < √𝑢𝑐ℎ = √335,73 = 18,32
Ta chọn tỉ số truyền của trục cấp nhanh :
u1 = 17,45
Tỉ số truyền của trục cấp chậm :
u2 =

uh 335,73
=
= 19,24
u1 17,45

Xác định công suất ,momen và số vòng quay trên các trục :
• Công suất:
P3 =

𝑃𝑙𝑣

𝑜𝑙

=

0,604
0,99

𝑃3

P2 =

𝑡𝑣 .𝑜𝑙

P1 =

0,61

=

𝑃2
𝑡𝑣 .𝑜𝑙

= 0,61 kW

0,82 .0,99

=

0,751
0,82 .0,99

= 0,751 kW

= 0,925 kW

• Số vòng quay các trục công tác:
n1 = nđc = 1400 vg/ph
n2 =

n1 1400
=
= 80,3 vg/ph
u1 17,45

n3 =

80,3
n2
=
= 4,17 vg/ph
u2 19,24

• Momen quay các trục công tác:
T1 = 9,55 .106
T2 = 9,55.106

7

0,925
P1
= 9,55.106 .
= 6309,82 Nmm
n1

1400

0,751
P2
= 9,55.106 .
= 89315,69 Nmm
n2
80,3


T3 = 9,55.106

0,61
P3
= 9,55.106 .
= 1397002,4 Nmm
n3
4,17

Tđc = 9,55.106

1,1
Pđc
= 9.55.106.
= 7503,57 Nmm
nđc
1400

• Bảng đặc tính kỹ thuật:
Trục

Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u

8

Động
cơ

1

2

3

1,1

0,925

0,751

0,61

1

17,45

19,24

Số vòng quay n, vg/ph

1400

1400

80,3

4,17

Momen xoắn T, Nmm

7503,57

6309,82

89315,69

1397002,4


PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Thiết kế bộ truyền trục vít bao gồm các bước sau:
-Chọn vật liệu
-Xác định ứng suất cho phép
-Tính thiết kế, tính kiểm nghiệm
-Quyết định lần cuối các kích thước và thông số bộ truyền
-Kiểm nghiệm về nhiệt
I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh.
1 Tính vận tốc sơ bộ
3

vsb = 4,5×10-5×n1× 3√𝑇2 = 4,5×10-5×1400× √89315,69 = 2,8 (m/s)
Với vsb < 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc
Tra bảng 7.1/146 [I]
Vật liệu bánh vít:
_cụ thể là đồng thanh nhôm sắt ƂpA Ж 9-4
_Cách đúc: dùng khuôn cát
_ σb = 400 (MPa)
_ σch = 200 (MPa)
Vật liệu trục vít: thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45
2 Tính ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Theo bảng 7.2/148 [I] với cập vật liệu ƂpA Ж 9-4 và thép tôi, ta chọn [σH] =
180 (MPa)
• Ứng suất uốn cho phép [σF]
Bộ truyền làm việc một chiều
[σFO] = 0,25×σb + 0,08×σch = 0,25×400 + 0,08×200 = 116 (MPa)
Hệ số tuổi thọ
9 106

KFL = √
𝑁

𝐹𝐸

9 106

=√
𝑁

𝐹𝐸

Trong đó NFE = 60 𝛴 (T2i/T2max)9n2iti

9


Với n2i, T2i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở
chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T2max là momen xoắn lớn nhất
trong các trị số T2i.
Thay số vào, ta có
NFE = 60𝛴 (T2i/T2max)9n2iti
1

= 60×80,3×18781× ( 19.4 + 0,79.2 + 0,59.2) × = 4,6.107
8

106

9

= > KFL = √

4,6.107

= 0,65

Vậy ứng suất uốn cho phép :

[σF] = [σFO]. KFL = 116 × 0,65 = 75,4 (MPa)

• Ứng suất cho phép khi quá tải
Bánh vít đồng thanh không thiếc
▪ [σH]max = 2σch = 2.200 = 400 (MPa)
▪ [σF]max = 0,8σch = 0,8.200 = 160 (MPa)
3 Tính thiết kế
Xác định aw
3

aw = ( z2 + q ).√(170/𝑧2 [σ𝐻 ])2 × (𝑇2 𝐾𝐻 /𝑞)
Chọn sơ bộ KH = 1,1
Với u = 17,45 ; chọn z1 = 2, do đó z2 = u.z1 = 17,45 . 2 = 34,9 ; chọn z2 = 35
Tỉ số truyền thực tế

um =

𝑧2
𝑧1

=

35
2

= 17,5

Sai lệch tỉ số truyền
du =

𝑢𝑚 − 𝑢

𝑢

.100 =

17,5 − 17,45
17,45

.100 = 0,29% ≤ 4% = > thõa mãn

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm
q = 0,25.z2 = 0,25.35 = 8,75. Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10
T2 = 89315,69

Nmm

Khoảng cách trục sơ bộ :
3

aw = ( 35 + 10 ). √(170/35 . 180)2 × (89315,69 . 1,1/10) = 86,71 (mm)
Lấy aw = 95 (mm)
Tính mođun m = 2aw /(z2 + q) = 2×95/(10 + 35) = 4,22
Theo bảng 7.3/150[I] chọn mođun tiêu chuẩn m = 5
𝑚

5

2

2

Tính chính xác khoảng cách trục : aw = ( q + z2 ) = × ( 10 + 35 ) = 112,5
Chọn aw = 115
10


Xác định hệ số dịch chỉnh x = ( aw/m) – 0,5( q + z2 )
= (115/5) – 0,5( 10 + 35) = 0,5
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Vận tốc trượt vs
vs =

𝜋𝑑𝑤 𝑛1
60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤

Trong đó

𝛾 w = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg[2/(10 + 2 . 0,5)] = 10, 31°
dw = (q + 2x).m = (10 + 2.0,5 ) . 5 = 55

vs =

𝜋 .55.1400
60000𝑐𝑜𝑠(10,31°)

= 4,1 (m/s)

Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾 w + 𝜑 )
Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs
Với vs = 2,8 m/s, ta có 𝜑 = 2,7
Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(10,31°)/tg( 10,31°+ 2,7°) = 0,75

Hệ số tải trọng trọng
KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝑉
Trong đó + 𝐾𝐻𝛽 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
𝐾𝐻𝑣

- hệ số tải trọng động

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (z2/𝜃)3.( 1 – T2m/T2max)
▪ với 𝜃 là hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào z1
và q
Tra bảng 7.5/153[I] với z1 = 2, q = 10

=>

𝜃 = 86

▪ T2m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít
▪ T2max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn
T2m
T2max

=

( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 )
8

= 0,8

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (35/86)3.( 1 – 0,8 ) = 1,01
+ Với vs = 4,1 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 8

theo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉 = 1,22
Ứng suất tiếp xúc
[σH] = (170/z2)√[(𝑧2 + 𝑞 )/𝑎𝑤 ]3 𝑇2 𝐾𝐻 /𝑞
= (170/35)√[(35 + 10 )/115]3 . 89315,69 .1,01.1,22/10
11


= 124,73 MPa ≤ [σH] = 180 MPa
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn
𝜎𝐹 =

1,4𝑇2 𝑌𝐹 𝐾𝐹
𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛

Trong đó

≤ [σF]

-[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít
-YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương
đương
zv = z2/cos3𝛾 = 35/cos3(10,31) = 37
Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 37 chọn YF = 1,61
-KF hệ số tải trọng

KF = K Fβ K Fv

Với K Fβ = K Hβ = 1,01
K Fv = KHv = 1,22
KF = 1,01.1,22 = 1,232

-b2 chiều rộng vành răng bánh vít
Với z1 = 2, b2 ≤ 0,75da1
da1 = m( q + 2) = 5( 10+2) = 60
b2 ≤ 0,75.60 = 45
chọn 42 mm
-d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 5.35 = 70 mm
-mn mođun pháp của răng bánh vít
mn = mcos 𝛾 = 5cos(10,31) = 4,92 mm
=>

𝜎𝐹 =

1,4𝑇2 𝑌𝐹 𝐾𝐹
𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛

=

1,4.89315,69 .1,61.1,232
42.70.4,92

= 17,15 MPa ≤ [σF] = 75,4 MPa

6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max
= 180√1,5 = 220,45 ≤ [σH]max = 400 MPa (thõa mãn)
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại
được vượt quá một giá trị cho phép
σFmax = σFKqt

≤

[σF]max

= 75,4.1,5 = 113,1 ≤ [σF]max = 160 MPa (thõa mãn)
➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền
12


Thông số

Kí

Gía trị

hiệu
Khoảng cách trục

aw

115

Môđun

m

5

Hệ số đường kính

q

10

Tỉ số truyền

u

17,5

z1 , z2

2,35

Hệ số dịch chỉnh bánh vít

x

0,5

Góc vít

𝛾

10,31°

Chiều rộng bánh vít

b2

42

Chiều dài phần cắt ren của trục vít

b1

72,5

Đường kính vòng chia

d1, d2

50, 175

Đường kính vòng đỉnh

da1, 𝑑𝑎2

60, 190

daM2

197,5

df1, df2

38, 168

𝛿

46°55′

Số ren trục vít và số răng bánh vít

Đường kính ngoài bánh vít
Đường kính đáy
Góc ôm

7 Tính nhiệt truyền động trục vít
Điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hợp giảm tốc phải cân bằng với nhiệt lượng thoát
đi
td = t0 + 1000( 1 - Ƞ )P1/[KtA( 1 + 𝜓 )𝛽] ≤ [td]
Trong đó:
Ƞ : Hiệu suất bộ truyền
P1 : Công suất trên trục vít P1 = 0,925 kW
Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2 ℃ ) chọn Kt = 13
t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20°
td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt trên nên chọn td = 70°
𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25
13


𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng
𝛽 = tck /(𝛴𝑃𝑖 𝑡𝑖 /𝑡𝑐𝑘 ) = 1/(1.0,5 + 0,7.0,25 + 0,5.0,25) = 1,25
A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2)
A = A 1 + A2
A1 diện tích bề mặt hộp giảm tốc với aw là khoảng cách trục
A1 = 20aw2 = 20.0,1152 = 0,26 m
A2 = 0,1A1 = 0,026 m

A = 0,26 + 0,026 = 0,286 m2
Thay số vào, ta được :

td = 20 +

1000(1−0,75).0,925
13.0,286.(1+0,25)1,25

= 59,81 ≤ 70 (thõa yêu cầu)

II. Tính toán bộ truyền cấp chậm.
1. Tính vận tốc sơ bộ
vsb = 4,5×10-5×n2× 3√𝑇3 = 4,5×10-5×80,3× 3√1397002,4 = 0,4 (m/s)
Với vsb < 2 m/s dùng gang
Tra bảng 7.1/146 [I]
Vật liệu bánh vít:
_cụ thể là gang xám tương đối mềm CЧ 15-32
_Cách đúc: dùng khuôn cát
_ σb = 150 (MPa)
_ σbu = 320 (MPa)
Vật liệu trục vít: thép 20X, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45
2. Tính ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Theo bảng 7.2/148 [I] với cặp vật liệu CЧ 15-32 và thép 20X thấm C và tôi, ta
chọn [σH] = 194,2 (MPa)
• Ứng suất uốn cho phép [σF]
Bộ truyền làm việc một chiều
[σFO] = 0,25×σb + 0,08×σbu = 0,25×150 + 0,08×320 = 63,1 (MPa)
Hệ số tuổi thọ
9 106

KFL = √
𝑁
14

𝐹𝐸

9 106

=√
𝑁

𝐹𝐸


Trong đó NFE = 60 𝛴 (T3i/T3max)9n3iti
Với n3i, T3i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở
chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T3max là momen xoắn lớn nhất
trong các trị số T3i.
Thay số vào, ta có
NFE = 60𝛴 (T3i/T3max)9n2iti
1

= 60×4,17×18781× ( 19.4 + 0,79.2 + 0,59.2) × = 2,4.106
8

9

106

= > KFL = √

2,4.106

= 0,91

Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO]. KFL = 63,1 × 0,91 = 57,42 (MPa)
• Ứng suất cho phép khi quá tải
Bánh vít bằng gang
▪ [σH]max = 1,5[σH] = 1,5. 194,2 = 291,3 (MPa)
▪ [σF]max = 0,6σb = 0,6.150 = 90 (MPa)
3. Tính thiết kế
Xác định aw
3

aw = ( z2 + q ).√(170/𝑧2 [σ𝐻 ])2 × (𝑇3 𝐾𝐻 /𝑞)
Chọn sơ bộ KH = 1,1
Với u = 19,24 ; chọn z1 = 2, do đó z2 = u.z1 = 19,24. 2 = 38,48 ; chọn z2 = 39
Tỉ số truyền thực tế

um =

𝑧2
𝑧1

=

39
2

= 19,5

Sai lệch tỉ số truyền
du =

𝑢𝑚 − 𝑢
𝑢

.100 =

19,5 − 19,24
19,24

.100 = 1,35 % ≤ 4% = > thõa mãn

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm
q = 0,25.z2 = 0,25.39 = 9,75. Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10
T3 = 1397002,4 Nmm
Khoảng cách trục sơ bộ :
3

aw = ( 39 + 10 ). √(170/39 . 194,2)2 × (1397002,4 . 1,1/10) = 208,84 (mm)
Lấy aw = 210 (mm)
Tính mođun m = 2aw /(z2 + q) = 2×210/(39 + 10) = 8,57
Theo bảng 7.3/150[I] chọn mođun tiêu chuẩn m = 10
𝑚

10

2

2

Tính chính xác khoảng cách trục : aw = ( q + z2 ) =
15

× ( 10 + 39 ) = 245


Chọn aw = 250 mm
Xác định hệ số dịch chỉnh x = ( aw/m) – 0,5( q + z2 )
= (250/10) – 0,5( 10 + 39) = 0,5
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Vận tốc trượt vs
vs =

𝜋𝑑𝑤 𝑛2
60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤

Trong đó

𝛾 w = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg[2/[10 + 2 . 0,5] = 10, 31°
dw = (q + 2x).m = [10 + 2.0,5] .10 = 110

vs =

𝜋 .110.80,3
60000𝑐𝑜𝑠(10,31°)

= 0,47 (m/s)

Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾 w + 𝜑 )
Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs
Với vs = 0,4 m/s, ta có 𝜑 = 5,38
Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(10,31°)/tg( 10,31°+ 5,38°) = 0,62
Hệ số tải trọng trọng
KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝑉
Trong đó + 𝐾𝐻𝛽 - hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
𝐾𝐻𝑣

- hệ số tải trọng động

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (z2/𝜃)3.( 1 – T3m/T3max)
▪ với 𝜃 là hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào z1
và q
Tra bảng 7.5/153[I] với z1 = 2, q = 10

=>

𝜃 = 86

▪ T3m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít
▪ T3max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn
T3m
T3max

=

( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 )
8

= 0,8

𝐾𝐻𝛽 = 1 + (40/86)3.( 1 – 0,8 ) = 1,02
+ Với vs = 0,47 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 9
Ttheo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉 = 1,3
Ứng suất tiếp xúc
[σH] = (170/z2)√[(𝑧2 + 𝑞 )/𝑎𝑤 ]3 𝑇3 𝐾𝐻 /𝑞
16


= (170/39)√[(39 + 10 )/250]3 . 1397002,4 . 1,02 . 1,3/10
= 162,79 MPa ≤ [σH] = 194,2 MPa
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn
𝜎𝐹 =

1,4𝑇3 𝑌𝐹 𝐾𝐹
𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛

Trong đó

≤ [σF]

-[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít
-YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương
đương
zv = z2/cos3𝛾 = 39/cos3(10,31) = 41
Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 41 chọn YF = 1,54
-KF hệ số tải trọng

KF = K Fβ K Fv

Với K Fβ = K Hβ = 1,02
K Fv = KHv = 1,3
KF = 1,02.1,3 = 1,326
-b2 chiều rộng vành răng bánh vít
Với z1 = 2, b2 ≤ 0,75da1
da1 = m( q + 2) = 10( 10+2) = 120
b2 ≤ 0,75.120 = 90
chọn 85 mm
-d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 10.39 = 390
mm
-mn mođun pháp của răng bánh vít
mn = mcos 𝛾 = 10cos(10,31) = 9,84 mm
=>

𝜎𝐹 =

1,4𝑇3 𝑌𝐹 𝐾𝐹
𝑏2 𝑑2 𝑚𝑛

=

1,4.1397002,4 .1,54.1,326
85.390.9,84

= 12,24 MPa ≤ [σF] = 57,42

MPa
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max
= 194,2 √1,5 = 237,85 ≤ [σH]max = 291,3 MPa (thõa mãn)
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại
được vượt quá một giá trị cho phép
17


σFmax = σFKqt

≤

[σF]max

= 57,42.1,5 = 86,13 ≤ [σF]max = 90 MPa (thõa mãn)
➢

Các thông số cơ bản của bộ truyền

Thông số

Kí
hiệu

Gía trị

Khoảng cách trục

aw

250

Môđun

m

10

Hệ số đường kính

q

10

Tỉ số truyền

u

19,5

z1 , z2

2,39

Hệ số dịch chỉnh bánh vít

x

0,5

Góc vít

𝛾

10,31°

Chiều rộng bánh vít

b2

85

Chiều dài phần cắt ren của trục vít

b1

150

Đường kính vòng chia

d1, d2

100, 390

Đường kính vòng đỉnh

da1, 𝑑𝑎2

120, 420

Số ren trục vít và số răng bánh vít

18


Đường kính ngoài bánh vít
Đường kính đáy

daM2

435

df1, df2

76, 376

𝛿

47°39′

Góc ôm

7 Tính nhiệt truyền động trục vít
Điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hợp giảm tốc phải cân bằng với nhiệt lượng thoát
đi
td = t0 + 1000( 1 - Ƞ )P2/[KtA( 1 + 𝜓 )𝛽] ≤ [td]
Trong đó:
Ƞ : Hiệu suất bộ truyền
P1 : Công suất trên trục vít P2 = 0,751kW

Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2 ℃ ) chọn Kt = 13
t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20°
td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt dưới nên chọn td = 90°
𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25
𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng
𝛽 = tck /(𝛴𝑃𝑖 𝑡𝑖 /𝑡𝑐𝑘 ) = 1/(1.0,5 + 0,7.0,25 + 0,5.0,25) = 1,25
A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2)
A = A 1 + A2
A1 diện tích bề mặt hộp giảm tốc với aw là khoảng cách trục
A1 = 20aw2 = 20.0,2552 = 1,3 m
A2 = 0,1A1 = 0,13 m
A = 1,3 + 0,13 = 1,43 m2
Thay số vào, ta được :

td = 20 +

1000(1−0,62).0,751
13.1,43.(1+0,25)1,25

= 29,82 ≤ 90 (thõa yêu cầu)

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
1. Thiết kế trục
a. Tính trục theo độ bền mỏi
Chọn vật liệu là thép C45 thường hóa có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] =
15…30 MPa
19


b. Tính sơ bộ đường kính trục

Đường kính trục được xác định theo công thức:
3

𝑇

d ≥ √
0,2[τ]
Trong đó
T: là momen xoắn (Nmm)
[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa), [τ] = 15…30
Đường kính trục vào của hộp giảm tốc:
3

𝑇

3 6309,82

d1 ≥ √
=√
0,2[τ]

0,2.15

= 12,81, chọn sơ bộ d1 = 20 mm

Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc:
3

𝑇

3 89315,69

d2 ≥ √
=√
0,2[τ]

0,2.20

= 28,16, chọn sơ bộ d2 = 30 mm

Đường kính trục ra của hộp giảm tốc:
3

𝑇

3 1397002,4

d3 ≥ √
=√
0,2[τ]

0,2.30

= 61,52, chọn sơ bộ d3 = 65 mm

Với d1 = 20 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm
Với d2 = 30 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo2 = 19 mm
Với d3 = 65 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo3 = 33 mm
c. Thiết kế trục
• Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

Để tính các kích thước của trục trước hết ta chọn các kích thước sau đây
▪ k1 = 8…15 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
▪ k2 = 5…15 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
▪ k3 = 10…20 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
▪ hn = 15…20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

20


Sơ đồ lực hộp giảm tốc
Trục 1
Chiều dài mayo nữa khớp nối
Ở đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi nên lm12 = (1,4…2,5)d1
= (1,4…2,5)20 = 28…50
Chọn lm12 = 50 mm
Chiều dài mayo bánh vít lm22 = (1,2…1,8)d2 = (1,2…1,8)30 = 36…54
Chọn lm22 = 42 mm
Theo bảng 10.4/191[I]:
l12 = -lc12
l11 = (0,9…1)daM2
l13 = l11/2
Trong đó lc12 = 0,5( lm12 + b0 ) + k3 +hn
= 0,5(50 + 15) + 20 + 20 = 72,5 => l12 = 72,5 mm
l11 = (0,9…1)197,5 = 177,75…197,5 = > chọn l11 = 197 mm
l13 = 197/2 = 98,5 mm
Lực tác dụng lên trục
21

Fa1 = Ft2 = 2T2/d2 = 2. 89315,69/175 = 1020,75 N
Ft1 = Fa2 = Fa1tg( 𝛾 + 𝜑) ≈ Fa1tg 𝛾 = 185,69 N
Fr1 = Fr2 = Fa1cos 𝜑/cos(𝛾 + 𝜑)tg𝛼cos 𝜑 ≈ Fa1tg𝛼 = 1020,75.tg20 = 351,52 N
Fx1 = (0,2…0,3).2.T1/D0 = 0,2.2. 6309,82 / 45 = 56,09 N = Fk
Với D0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn
hồi (tra bảng 16-10a/68[II]) chọn D0 = 45 mm

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
-

Tính phản lực tại các gối
Fr1 = Fy12 = 351,52 N
Ft1 = Fx12 = 185,69 N
Fa1 = Fz12 = 1020,75 N
• Xét mặt phẳng xOz:
X=0

⇔ Fx12 + Fx10 + Fx11 + Fk = 0

(1)

M0y =

⇔ Fx11.l11 + Fx12.l13 - Fk.l12 = 0

(2)

(2) ⇔ Fx11 =

𝐹𝑘 .𝑙12 − 𝐹𝑥12 .𝑙13

𝑙11

=

56,09.72,5 − 185,69.98,5
197

(1) ⇔ Fx10 = -Fx12 – Fk – Fx11 = -169,58 N
Vậy Fx10, Fx11 ngược chiều đã chọn
• Xét mặt phẳng yOz:
Y=0
22

⇔ Fy12 + Fy10 + Fy11 = 0

(3)

= -72,2 N


M0x = 0

𝑑1

⇔ Fy12.l13 + Fy11.l11 + Fz12.
𝑑
−𝐹𝑦12 .𝑙13 − 𝐹𝑧12 . 1
2

2

= 0 (4)

(4) ⇔

Fy11 =

(3) ⇔

Fy10 = - Fy12 - Fy11 = -46,22 N

𝑙11

=

50
2

−351,52.98,5 − 1020,75.
197

= -305,3 N

Vậy Fy11, Fy10 ngược chiều đã chọn
-

-

Vẽ biểu đồ momen Mx và My trong các mặt phẳng zOy và zOx và vẽ biểu đồ
momen xoắn T

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục vào hộp giảm tốc
Tính momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên
chiều dài trục
2
2
M10 = √𝑀𝑦10
+ 𝑀𝑥10
= √4066.532 = 4066,53 Nmm

23


2
2
Mtd10 = √𝑀10
+ 0,75𝑇10
= √4066,532 + 0,75. 6309,822 = 6811,54 Nmm

M11 = 0
Mtd11 = 0
Mk = 0
Mtdk = √0,75. 6309,822 = 5464,46 Nmm
2
2
M12 = √𝑀𝑦12
+ 𝑀𝑥12
= √30071,742 + 7111,972 = 30901,29 Nmm
2
2

Mtd12 = √𝑀12
+ 0,75𝑇12
= √30901,29 2 + 0,75. 6309,822 = 31380,73 Nmm

-

Tính đường kính trục tại các tiết diện j
3

3

d10 = √𝑀𝑡𝑑10 /(0,1[𝜎]) = √6811,54 /(0,1.73) = 9,77 mm
d11 = 0
dk = 3√𝑀𝑡𝑑𝑘 /(0,1[𝜎]) = 3√5464,46/(0,1.73) = 9,08 mm
d12 = 3√𝑀𝑡𝑑12 /(0,1[𝜎]) = 3√31380,73 /(0,1.73) = 16,26 mm
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn trục có đường
kính các đoạn trục như sau
d10 = 25 mm

d11 = 25 mm

dk = 20mm

d12 = 60 mm

Trục 2
l22 = 0,5. (lm22 + b02 ) + k1 + k 2 = 0,5. (42 + 19) + 14 + 8 = 52,5 mm
l21 = 0,5. (daM2 + lm22 ) + k1 = 0,5. (435 + 42) + 14 = 252,5 mm
l23 = 0,5. daM2 = 0,5.435 = 217,5 mm
Lực tác dụng lên trục

Fr2 = 351,52 N
Ft2 = 1020,75 N
Fa2 = 185,69 N
Fa3 = Ft4 = 2T3/d2 = 2. 1397002,4/390 = 7164,11 N
Ft3 = Fa4 = Fa3tg( 𝛾 + 𝜑) ≈ Fa3tg 𝛾 = 1303,23 N
Fr3 = Fr4 = Fa3cos 𝜑/cos(𝛾 + 𝜑)tg𝛼cos 𝜑 ≈ Fa3tg𝛼 = 7164,11.tg20 = 2607,52 N

24


Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
- Tính phản lực tại các gối
Fr2 = Fy12 = 351,52 N

Fr3 = Fy13 = 2607,52 N

Ft2 = Fx12 = 1020,75 N

Ft3 = Fx13 = 1303,23 N

Fa2 = Fz12 = 185,69 N

Fa3 = Fz13 = 7164,11 N

• Xét mặt phẳng xOz
X=0

⇔ Fx12 + Fx10 + Fx11 - Fx13 = 0

(1)

M0y = 0 ⇔ Fx11.(l22 + l21 + l23) + Fx12.(l21 + l23) - Fx13.l23 = 0
(2) ⇔ Fx11 =

𝐹𝑥13 .𝑙23 − 𝐹𝑥12 (𝑙21 +𝑙23 )
𝑙22 +𝑙21 +𝑙23
1303,23.217,5 − 1020,75.( 252,5 +217,5)

=

(2)

52,5 + 252,5 + 217,5

= -375,69 N

(1) ⇔ Fx10 = Fx13 – Fx11 – Fx12
= 1303,23 + 375,69 – 1020,75 = 658,17 N
Vậy Fx11 ngược chiều đã chọn
• Xét mặt phẳng yOz
Y=0

⇔ Fy10 – Fy12 – Fy13 + Fy11 = 0

(3)
𝑑

𝑑2

2

2

M0x = 0 ⇔ Fy11.(l22+l21+l23)–Fy12.(l21+l23)–Fy13.l23–Fz13 1+Fz12.
(4) ⇔ Fy11 =
=

𝑑
𝑑
𝐹𝑦12 .(𝑙21 +𝑙23 )+𝐹𝑦13 .𝑙23 +𝐹𝑧13 1 −𝐹𝑧12 2
2

100
175
− 185,69.
2
2

351,52.470 + 2607,52.217,5 + 7164,11.

= 2056,09 N
25

2

𝑙22 +𝑙21 +𝑙23

52,5 + 252,5 + 217,5

= 0 (4)