Đồ án thiết kế hộp giảm tốc trục vít ACXIMET

Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
PHN MT :CHỌN ĐỘNG CƠ DẪN ĐỘNG HỆ THỐNG TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC
VÀ THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THANG
Ι. CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Chọn loại động cơ
Các loại động cơ diện bao gồm : Động cơ điện một chiều và Động cơ điện xoay chiều
1.1/ Động cơ điện một chiều : đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng nhưng đắt
nên ta không sử dụng
1.2/ Động cơ điện xoay chiều
a/Động cơ một pha: có cơng suất nhỏ nên ít dùng trong công nghiệp
b/Động cơ ba pha
-Động cơ ba pha đồng bộ: hiêu suất cao nhưng đắt và phải có thiết bị phụ để khởi động
-Động cơ ba pha không đồng bộ: Gồm hai kiểu
+Rơto dây quấn: có kích thước lớn và vận hành phức tạp nên ít được sử dụng
+Rơto ngắn mạch: kết cấu đơn giản , giá thánh hạ, làm việc đáng tin cậy, vì vậy được
dung phổ biến trong công nghiệp
Ta chọn sử dụng động cơ xoay chiều ba pha khơng đồng bộ rơto ngắn mạch
2.Tính cộng suất cần thiết của động cơ:
∗ Công suất trên trục động cơ được xđ:

Ptd =

⎛T ⎞
Pr ∑ ⎜ i ⎟
⎝T ⎠

Trong đó:

2

ti

∑t

= 5,7 (1.0,4 + 0,82.0,3 + 0,52.0,3) = 4,66 ( kW )

i

Pr -công suất ra HGT

Ti , ti mômen xắn tác dụng trong thời gian ti
T -mômen xoắn lớn nhấy bỏ qua mômen quá tải
p
∗ Công suất cần thiết: Pct = td

ηt

ηt :hiệu suất tổng hệ dẫn động:
ηt = ηd .ηh
ηd : hiệu suất truyền động đai, chọn ηd = 0,96
ηh : hiệu suất của hộp giảm tốc
ηh = ηol 3 .ηtv−bv .ηbrt = 0,9953.0,92.0,98 = 0,888
Trong đó:
ηbrt : hiệu suất của bánh răng thẳng chọn :ηbrt = 0,98
ηol : hiệu suất của ổ lăn
chọn : ηol = 0,995
ηtv : hiệu suất của trục vít
chọn : ηtv = 0,92; Z1 = 4

ηt = ηd .ηh = 0,96.0,888 = 0,853
Pct = ptd /ηt = 4,66 : 0,853 = 5, 46 ( kW )

3.Xác định số vòng quay của động cơ:

Bùi Quang Huy
Trang: 1

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

utv = 10; Z1 = 4 ( Z 2 = Z1.utv = 10.4 = 40 > 28 )
Chọn : ubrt = 3,2

udsb = 1,8
Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp tv-bv:

uh = utv .ubrt = 10.3,2 = 32

Số vòng quay sơ bộ của độn cơ:

nsb = u®sb .uh .nr = 1,8.32.50 = 2880 (vòng/phút)

4.Chọn nãn hiệu, qui cách động cơ:
Kiểu động cơ Công
suất
(kW)
4A100L2Y3 5,5

Vận tốc
Quay(v/p)

η oo

Cos φ

I max
I dn

Tk
Tdn

2880

87,5

0,91

2,2

2,0

Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện:

Pdc = 5,5 ( kw ) > Pct = 5, 46 ( kw )

ndc = 2880 ( v / p ) = nsb = 2880 ( v / p )

Tmm / T = 1,6 < Tk / Tdn = 2,0
ΙΙ.TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC
1.Xác định tỷ số truyền tổng ut của toàn bộ hệ thống

ut = ndc .nr =

2880
= 57,6
50

Trong đó ndc : số vịng quay của động cơ đã chọn
nr : số vòng quay của HGT đã chọn
2. Phân tỷ số truyền ut cho tồn bộ hệ thống
Phân ut làm tích 3 thành phần:

ut = ud .u1.u2 =

ndc
= 57,6 = const
nr

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

uh =

ut
57,6
=
= 32
udsb 1,8

udsb :tỷ số truyền sơ bộ của đai chọn udsb = 1,8
∗ Phân uh cho cấp nhanh và cấp chậm của HGT:

uh = u1 .u2

Trong đó : u1 -tỉ số tuyền cấp nhanh
u2 -tỉ số truyền cấp chậm
Suy ra: u2 =

uh 32
=
=4
u1 8

Bùi Quang Huy
Trang: 2

MXD 46

Khối
lượng
(kg)


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
Chn: u1 = 8

uh 32
=
=4
u1 8
ut

58
=
= 1,8
Tính lại ud =
(u1.u2 ) 8.4
Suy ra: u2 =

3.Xác định công suất , mômen và số vịng quay trên các trục của hộp giảm tốc:
3.1 Cơng suất:
Trục 1: P1 = Pct .η d .ηol = 5,46.0,96.0,995 = 5,215 ( kW )
Trục 2: P2 = P1.η1.ηol = 5,215.0,92.0,995 = 4,774 ( kW )

Trục 3: P3 = P2 .η 2 .ηol = 4,774.0,98.0,995 = 4,655 ( kW )
3.2 Vòng quay

ndc 2880
=
= 1600 ( v / p )
ud
1,8
n 1600
= 200 ( v / p )
Trục 2: n2 = 1 =
u1
8
n
200
= 50 ( v / p )
Trục 3: n3 = 2 =
u2

4
Trục 1: n1 =

3.3Mômen trên các trục:

P1
5, 215
= 9,55.106
= 31127 ( Nmm )
n1
1600
P
4,774
= 227958,5 ( Nmm )
Trục 2: T2 = 9,55.106. 2 = 9,55.106
n2
200
P
4,655
= 889105 ( Nmm )
Trục 3: T3 = 9,55.106 3 = 9,55.106
n3
50

Trục 1: T1 = 9,55.106.

BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC
Cơng suất
(kW)
Số vịng

quay(v/p)
Tỷ số truyền
Mơ men
xoắn(Nmm)

Động cơ
5,5

1
5,215

2
4,774

3
4,655

2880

1600

200

50

ud = 1,8

u1 = 8
T1 = 31127

u2 = 4
T2 = 227958,5

T3 = 889105

ΙΙΙ.THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THANG
1.Chọn loại đai và tiết diện đai:
Bùi Quang Huy
Trang: 3

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

A
A

2880
2000



1250
800



500

315
200

5,5
5
8

12,5

80 125

20 31,5 50

200

400

Công suất truyền P.kW

Từ đồ thị trên và dựa vào công suất và tốc độ quay của máy ta chọn loại đai thang thường kí
hiệu A
Đk
Loại đai
Kí
Diện
Kích thước tiết
Chiều dài
hiệu diện(mm)

tích tiết bánh
giới
đai
diện
A
hạn(mm)
b
h
bt
y0
2
( mm ) nhỏ
A

11

13

8

2,8

81

100200

.
2.Xác định các thơng số bộ truyền :
2.1Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 160(mm)

Vận tốc vòng của bánh đai :

V1 =

p d1ndc 3,14.160.2880
=
= 24,11 < 25(m / s )
60.103
60.103

Đường kính bánh đai lớn :

d 2 = d1.ud (1 - e )= 160.1,8(1 - 0,01)= 285,12(mm)
Trong đó e = 0,01 là hệ số trượt
Theo dãy đường kính chuẩn ta chọn d 2 = 280(mm)

Tỷ số truyền thực tế :
Bùi Quang Huy
Trang: 4

MXD 46

560-4000


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

d dm =

d2

280
=
= 1,768
d1 (1 - e ) 160(1 - 0,01)

Sai số tỷ số truyền :

D u = (ud - udm )/ ud =

(1,8 - 1,768)
1,8

100 0 0 = 1,8 0 0 < 3 0 0

Vậy d1 , d 2 đã chọn đạt yêu cầu
2.2 Khoảng cách trục a:
Theo bảng 4-14 chọn tỷ số : a / d 2 = 1,3
Khoảng cách a sơ bộ:

asb = (a / d 2 ).d 2 = 1,4.280 = 364(mm)
0,55(d1 + d 2 )+ h £ a £ 2(d1 + d 2 )

Û 0,55(160 + 280)+ 8 £ 364 £ 2(160 + 280)
Û 250 £ 364 £ 880
Suy ra asb đã chọn thỏa mãn điều kiện
2.3 Chiều dài đai:
Theo công thực 4-14:
2

2

3,14(160 + 280) (280 - 160)
p (d1 + d 2 ) (d1 - d 2 )
l = 2a +
+
= 2.364 +
+
2
4a
2
4.364
l = 1427,7(mm)
vậy theo tiêu chuẩn ta chọn l = 1800(mm)
Kiểm nghiệm tuổi thọ đai: i =

v 24,11
=
= 13,4 > [imax ]= 10
l
1,8

Ta chọn lại l = 2500(mm)
Kiểm nghiệm lại tuổi thọ đai: i =

v 24,11
=
= 9,64 < [imax ]= 10
l
2,5

Vậy l = 2500(mm)thỏa mãn
Tính lại khoảng cách trục:

l + l 2 - 8D 2 1808,8 + 1808,82 - 8.602
=
= 902(mm)
4
4
p (d1 + d 2 )
3,14(160 + 280)
Trong đó: l = l = 2500 = 1808,8
2
2
(d - d1 ) (280 - 160)
D= 2
=
= 60
2
2
a=

2.4 Góc ôm trên bánh đai nhỏ:

57 o
57o
a 1 = 180o - (d 2 - d1 )
= 180o - (280 - 160)
= 172,4o > 120o
a
902

Bùi Quang Huy
Trang: 5

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
Tha món điều kiện
3. Xác định số dây đai:

Z=

Số dây đai:

Pct .K d
[P0 ]Ca Cl CuCz

K d : hệ số tải trọng động tra bảng 4-7 chọn K d = 1,4
[Po ]:Công suất cho phép tra bảng 4-19 có
[Po ]= 4,09(kW )
Ca :Trị số kể đến ảnh hưởng của góc ơm
Ca = 1 - 0,0025(180 - a 1 )= 1 - 0,0025(180 - 172,4)= 0,98
Cl :Trị số kể đến ảnh hưởng của vận tốc
l
2500
= 1,47 theo bảng 4-16 chọn Cl = 1,08
Có =
lo 1700
Cu :Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền
Có u = 1,81 tra bảng 4-17 chọn Cu = 1,12

Cz Trị số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
P
5,215
Có Z ' = 1 =
= 1, 27 chọn Cz = 0,99
[P0 ] 4,09
Vậy số dây đai

Z=

Pct .K d
5, 46.1, 4
=
= 1,7
[P0 ]Ca Cl CuCz 4,09.0,98.1,08.1,12.0,99

Chọn Z = 2
4.Xác định kích thước bánh đai:
- Chiều rộng bánh đai B:

B = (Z - 1)t + 2e

Tra bảng 4-21 với loại đai đã chọn là A có:
CÁC THƠNG SỐ HÌNH HỌC CỦA ĐAI THANG
Kí hiệu tiết diện
đai
A
Vậy chiều rộng bánh đai:

H

h0

t

e

12,5

3,3

15

10

B = (Z - 1)t + 2e = (2 - 1)15 + 2.10 = 35
Đường kính ngồi d a :
Bánh nhỏ: d a1 = d1 + 2ho = 160 + 2.3,3 = 166,6
Bánh lớn: d a 2 = d 2 + 2ho = 280 + 2.3,3 = 286,6

Bùi Quang Huy
Trang: 6

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

e
b1

bt

h0

t
H

d


5.Xỏc nh lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục :
- Lực căng đai bn đầu trªn1 đai : Fo =

780 Pct K d
+ Fv =
nCa Z

Fv : lực căng phụ do lực ly tâm gây ra
Fv = qmv 2
qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng 4.22 có qm = 0,105
Þ Fv = qmv 2 = 0,105.24,282 = 61,9
780 Pct K d
780.5,46.1,5
Þ Fo =
+ Fv =
+ 61,9 = 196,14(N )
nCa Z
24, 28.0,98.2
- Lực t¸c dơng lên trc bánh ai Fr

Fr = 2 Fo .Z .sin (a 1 / 2)= 2.196,14.2sin (172, 4 / 2)= 782,8(N )

6.Định kết cấu bánh đai
Bùi Quang Huy
Trang: 7

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

b1

h0

t



H


Da d

c

M t c t d c tr c bánh ai

PHÇN HAI :THIếT Kế CáC Bộ TRUYềN động trong HGT hai cấp trục vít bánh răng
A.số liệu thiết kế :

- Số vßng quay trơc 2: n2 = 1600 ( v / p )
- Mômen xoắn trục 1: T1 = 31127
Bựi Quang Huy
Trang: 8

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
- Mômen xo¾n trơc 2: T2 = 227958,5
- Tû sè trun cÊp nhanh: u1 = 8
- Mômen xoắn trục 3: T3 = 889105
- tû sè truyÒn cÊp chËm : u2 = 4
- Số vòng quay trục 1: n1
B. Chọn chỉ tiêu thiết kế
Cặp bánh răng lắp trong HGT đợc ngâm trong dầu nên đợc thiết kế theo chỉ tiêu bền
tiếp xúc để tránh dạng hỏng tróc rỗ bền mặt do ứng suất tiếp xúc gây ra . Bộ truyền trục vít
bánh vít cung đợc thiết kế theo chỉ tiêu bền tiếp xúc và đợc nghiệm lại sực bền uốn .Ngoài
ra còn phải kểm tra độ cứng của trục vít và tính nhiệt cho bé trun trơc vÝt.
c. thø tù thiÕt kÕ :
ThiÕt kÕ cÊp nhanh tr−íc cÊp chËm sau
. CÊP NHANH : TRUYềN ĐộNG TRụ VíT BáNH VíT
1. Chọn vật liệu :
Trục vít : với tải trung bình và nhỏ ta chọn vật liệu làm trụ vít là thép tôi có độ cứng HB <
350
Bánh vít :
Vận tố trợt sơ bộ :

vs = 4,5.105 n1 3 T2 = 4,5.105.1600. 3 227958,5 = 4, 4 ( m / s )
vs = 4,4 ( m / s ) < 5 ( m / s ) :

Ta dùng vật liệu nhóm :đồng thanh không thiếc và đồng thau
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
2.1 ứng suất tiếp xúc
-Với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiêc và đồng thau dạng hỏng về dính là nguy
hiểm hơn cả , do đó ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định theo điều kiện chông dính,
phụ thuộ vào trị số của vận tốc trợt mà không phụ thuộc vào số chu kì chụi tải, nói cách
khác ứng suất cho phép trong trờng hợp này đợc xác định từ độ bề tĩnh chứ không phải từ
độ bền mỏi
- Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh nhôm sắt niken ki hiệu pA H 10-4-4

Tra bảng 7.42 tr. 148 chän : [σ H ] = 188MPa
2.2 øng suÊt uốn :
Bánh vít bằng các loại đồng thanh :

[ F ] = [σ F 0 ].K FL

[σ F 0 ] :là ứng suất cho phép ứng với 106

chu kì, phụ thc vµo sè chiỊu quay
Do trơc vÝt lµm b»ng thÐp tôi và bộ truyền quay một chiều nên

[ Fo ] = ( 0,25σ b + 0,008σ ch )
⇒ [σ Fo ] = ( 0,25.600 + 0, 008.200 ) = 166 ( MPa )

K FL : Lµ hƯ sè ti thä : K FL = 9
9

N FE

Trong ®ã :

σ b = 600 ( MPa )
σ ch = 200 ( MPa )

106
N FE

⎛ T ⎞
⎛ T ⎞
= ∑ ⎜ 2i ⎟ n2i .ti = 60n2 ∑ tih ∑ ⎜ 2i ⎟
⎝ T2 max ⎠
⎝ T2 max ⎠

9

ti

∑t

i

⇒ N FE 60.200.15500. ⎡⎣(19.0, 4 ) + ( 0,89.0,3) + ( 0,59.0,3) ⎤⎦ = 81998333,6 > 106
Bùi Quang Huy
Trang: 9

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

Vậy K FL =

9

106
106
=9
= 0,61
N FE
81998333,6

⇒ [σ F ] = [σ F 0 ].K FL = 166.0,61 = 101,7 ( MPa )
2.3 Định ứng suất quá tải:
Do bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc :
ứng suất tiếp xúc quá tải [ H ] = 2.σ ch = 2.200 = 400 ( MPa )
ứng suất uốn quá tải

[ F ] = 0,8. ch = 0,8.200 = 160 ( MPa )

3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
- Số đầu mối ren vít : Z1 = 4
- Số răng b¸nh vÝt : Z 2 = u1.Z1 = 8.4 = 32 > 28

- Hệ số đơng kính trục vít : q ≥ ( 0,25 → 0,3) Z 2 chän q = 11,2 (theo tiêu chuẩn)

- Hệ số tải trọng chọn sơ bộ: K H = 1,3
3.1 Tính khoảng cách trục s¬ bé :
2

2

⎛ 170 ⎞ T2 K H
170
227958,5.1,3
⎛
⎞
aω1 = ( Z 2 + q ) 3 ⎜⎜
= ( 32 + 11, 2 ) 3 ⎜
= 109,5 ( mm )
⎟⎟
⎟
11, 2
⎝ 32.188 ⎠
⎝ Z 2 [σ H ] ⎠ q
chän aω1 = 110 ( mm )

3.2 Mô đun dọc của trục vÝt:

2.aω1
2.110
=
= 5,09 ( mm )
Z 2 + q 32 + 11, 2
Theo tiªu chuÈn chän : m = 6,3 ( mm )
m=

Tính lại khoảng cách trục : a1 =
chọn a1 = 140 ( mm )
Hệ số dịch chỉnh khi sắt b¸nh vÝt:

x=

m ( q + Z 2 ) 6,3 (11, 2 + 32 )
=
= 136 ( mm )
2
2

aω1
140
28
− 0,5 ( q + Z 2 ) =
− 0,5 (11,2 + 32 ) =
≈ 0,622
m
6,3
45

4. kiĨm nghiƯm ®é bỊn tiÕp xóc cho răng bánh vít :
2

170 Z 2 + q T2 K H
øng suÊt tiÕp xóc: σ H =
≤ [σ H ]


Z 2 a1 q
Cần xác định lại chÝnh x¸c øng st tiÕp xóc cho phÐp [σ H ] nh sau:
d1.n1
- Tính lại chính xác vận tố trợt: Vs =
60cos

Góc vít lăn:

= arctg ⎡⎣ Z1 / ( q + 2 x ) ⎤⎦ = arctg ⎡⎣ 4 / (11,2 + 2.0,622 ) ⎤⎦ = 18,7o < 20o
dω1 = ( q + 2 x ) m = (11,2 + 2.0.622 ) .6,3 = 78,4 ( mm )

Bùi Quang Huy
Trang: 10

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

Vs =

π dω1.n1

60000cos γ ω

=

3,14.78,4.1600
= 6,9 ( m / s ) > 5 ( m / s )
60000.cos18,7o

Chän l¹i vËt liƯu vành răng bánh vít là đồng thanh thiếc :
pOH
đúc ly tâm có : Giới hạn bền : b = 290 ( MPa )

Giới hạn chảy: ch = 170 ( MPa )

4.1 Định lại ứng suất tiếp xúc cho phÐp :
øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp : [σ H ] = [σ H 0 ].K HL

Trơc vÝt lµm b»ng thép tôi nên : [ H 0 ] = 0,9. b = 0,9.290 = 261( MPa )

HƯ sè ti thä : K HL =

8

107
N HE

N HE :sè chu k× øng suất thay đổi tơng đơng của bánh vít:
4

N HE

T ⎞
⎛ T ⎞
= ∑ ⎜ 2i ⎟ n2i .ti = 60n2 ∑ tih ∑ ⎜ 2i ⎟
⎝ T2 max ⎠
⎝ T2 max ⎠

4

ti

∑t

i

⇒ N HE 60.200.15500. ⎡⎣(14.0,4 ) + ( 0,84.0,3) + ( 0,54.0,3) ⎤⎦ = 100743180 < 107
⇒ K HL = 8

107
107
8
=
= 0,75
N HE
100742180

⇒ [σ H ] = [σ H 0 ].K HL = 261.0,75 = 195,75 ( MPa )
4.2 Định lại ứng suất uốn cho phép:
ứng suất uốn cho phÐp : [σ F ] = [σ F 0 ].K FL
Vì trục vít làm bằng thép tôi và bộ trun quay 1 chiỊu nªn:

[σ F 0 ] = ( 0,2σ b + 0,08σ ch ) + 25% ( 0, 2σ b + 0,08σ ch ) = 103,125 ( MPa )

HƯ sè ti thä : K FL = 0,61

⇒ [σ F ] = [σ F 0 ].K FL = 103,125.0,61 = 63 ( MPa )

4.3 Định lại ứng suất quá tải:
Bánh vít làm băng đông thanh thiếc nên ứng suất quá tải:
-Về tiếp xúc : [ H ] = 4. ch = 4.170 = 680 ( MPa )
- VÒ uèn

: [σ F ] = 0,8.σ ch = 0,8.170 = 136 ( MPa )

4.4 KiĨm nghiƯm vỊ ®é bỊn tiÕp xóc cho răng bánh vít:
Hệ số tải trọng K H : kt =

T2i

∑T

2 max

ti

∑t

= 1.0,4 + 0,8.0,3 + 0,5.0,3 = 0,79
i

HÖ số xét đén sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng: K H

K H = 1 + ( Z 2 / θ ) .(1 kt )
3

Trong đó là hệ số biến dạng trơc vÝt:
víi q = 11, 2; Z1 = 4 tra b¶ng 7.5 chän θ = 82
Bùi Quang Huy
Trang: 11

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

K H β = 1 + ( Z 2 / θ ) .(1 − kt ) = 1 + ( 32 / 82 ) .(1 − 0,79 ) = 1,0125
3

3

Víi Vs = 6,9 ( m / s ) tra b¶ng 7.6 chọn cấp chính xác là 7
Hệ số tải trọng động K Hv : tra b¶ng 7.7 chän K Hv = 1,08

⇒ K H = K Hv K H β = 1,075.1,0125 = 1,094
2

3

170 ⎛ Z 2 + q ⎞ T2 K H 170 ⎛ 32 + 11, 2 ⎞ 227958,5.1,094
=
= 135,9 ( MPa )
σH =
⎜
⎟
⎜
⎟
32 ⎝ 140 ⎠
11,2
Z 2 ⎝ aω1 ⎠ q
⇒ σ H < [σ H ] = 195,75 ( MPa )
Răng bánh vít thỏa mÃn độ bền tiếp xúc
5.Kiểm nghiệm về độ bền uốn của răng bánh vít:
ứng suất trên răng bánh vít: F 2 =

1,4T2 K F β K Fv

b2 d 2 mn

YF 2 ≤ [σ F 2 ]

T2 = 227958,5 ( Nmm ) : Mômen xoắn trên trục bánh vít
K F = K H = 1,0125 : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng

K Fv = K Hv = 1,08
: Hệ số tải trọng động
YF 2 :hệ số dạng răng của bánh vít:
Số răng tơng đơng của b¸nh vÝt : Z v = Z 2 / cos3 = 32 / cos3 18,7 o = 34 (răng)
Tra bảng 7.7 chọn : YF 2 = 1,65
Mô đu pháp : mn = m cos γ = 6,3cos18,7 = 5,97 ( mm )
Z1 = 4 ⇒ b2 ≤ 0,67 d a1

Chiều rộng vành răng:

F2

d a1 = d1 + 2m = qm + 2m = 11, 2.6,3 + 2.6,3 = 83,16 ( mm )

⇒ b2 ≤ 0,67d a1 = 55,7 ( mm ) lÊy b2 = 55 ( mm )
d 2 = mZ 2 = 6,3.32 = 201,6 ( mm )
1, 4T2 K F β K Fv
1,4.227958,5.1,0125.1,08
=
YF 2 =
1,65 = 8,7 ( MPa ) < [σ F 2 ]

b2 d 2 mn
55.201,6.5,97

Vậy răng bánh vít thỏa mÃn điều kiện bền uốn
6.Kiểm tra độ bền khi quá tải cho răng bánh vÝt :
§é bỊn tiÕp xóc : σHmax = σ H K qt = 141,53. 1,6 = 179 ( MPa ) < [σHmax ] = 680 ( MPa )
§é bỊn n
: σFmax = σ F K qt = 8,36.1,6 = 13,36 ( MPa ) < [σFmax ] = 136 ( MPa )
Vậy răng đủ bền khi quá tải
7.Các thông số và kích thớc bộ truyền :
Thông số

Kí
hiệu

Khoảng cách trục

a1
x

Hẹ số dịch chỉnh
Bựi Quang Huy
Trang: 12

MXD 46

Công thức tính

Kết quả

Đơn vị

a1 = 0,5m ( q + Z 2 + 2 x )

140

mm

28/ 45 = 0,622

mm

x = ( aω1 / m ) − 0,5 ( q + Z 2 )


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

d11 = qm

Đờng kính vòng
chia

d

Đờng kính vòng
đỉnh

da

d12 = mZ 2

d a11 = d1 + 2m

Đờng kính vòng
đáy

df

d f 11 = m ( q 2, 4 )

Đờng kính ngoài
của bánh vít
Số răng bánh vít
Chiều rộng bánh
vít
Góc ôm

d a12 = m ( Z 2 + 2 + 2 x )

d f 12 = m ( q − 2,4 + 2 x )

70,56
201,6

mm

83,16
222,0

mm

55,44

mm

mm

d aM 2

d aM 2 ≤ d a 2 + m ( Z1 = 4 )

63,28
228

Z2
b2

Z 2 = u1Z1
Z1 = 4 → b2 0,67 d a1

32
55

Răng
mm



= arcsin ( b2 / ( d a1 − 0,5m ) )

43,4

®é

. CÊp chËm : truyền đông bánh răng thẳng
1.Chọn vật liệu :
Vì tải nhỏ nên ta chọn vật liệu làm bánh răng là vât liệu nhóm

Bánh nhỏ
Bánh lớn

Vật liệu

Chế độ nhiệt
luyện

ứng suất bền

thép 45
thép 45

Tôi cải thiện
Thờng hóa

850
600

b ( MPa )

ứng suất
chảy ch ( MPa )

450
340

2.Định ứng suất cho phép :
2.1 Định øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp :
0
.Z R .ZV .K XH .K HL / S H
øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [σ H ] = σ Hlim
Chän s¬ bé : Z R .ZV .K XH = 1
Tra b¶ng 6.2 : S H = 1,1
0
σHlim
: øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp với số chu kì cơ sở:
0
= 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 ( MPa )
b¸nh nhá: σHlim1

0
b¸nh lín : σHlim2
= 2 HB + 70 = 2.215 + 70 = 500 ( MPa )

K HL : HÖ sè tuæi thä : K HL = 6

N HO
N HE

N HO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ së khi thư vỊ tiÕp xóc
N HO = 30 HB 2,4 HB:độ cứng Brinen
Bánh lớn : N HO 2 = 30 HB 2,4 = 30.2152,4 = 11884298,69
B¸nh nhá : N HO1 = 30 HB 2,4 = 30.2302,4 = 13972305,13

N HE :số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng
Bựi Quang Huy
Trang: 13

MXD 46

§é cøng
HB
230
215


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
3

Bánh lớn :

N HE 2

⎛ T ⎞
⎛ T ⎞
= 60∑ ⎜ i ⎟ n3ti = 60n3 ∑ th ∑ ⎜ i ⎟
⎝ Tmax ⎠
⎝ Tmax ⎠

3

ti

∑t

i

N HE 2 = 60.50.15500.(13.0,4 + 0,83.0,3 + 0,53.0,3) = 27486250
B¸nh nhá: N HE1 = N HE 2 .u2 = 27486250.4 = 109944600
N HO 2 < N HE 2 ⇒ hƯ sè ti thä b¸nh lín K HL 2 = 1
N HO1 < N HE1 ⇒ hÖ sè ti thä b¸nh nhá K HL1 = 1
VËy øng st tiÕp xóc cho phÐp cđa:
0
.Z R .ZV .K XH .K HL 2 / S H = 500.1.1/1,1 = 454,55 ( MPa )
B¸nh lín : [σ H 2 ] = σHlim2
0
B¸nh nhá: [σ H 1 ] = σHlim1
.Z R .ZV .K XH .K HL1 / S H = 530.1.1/1,1 = 481,82 ( MPa )
2.2 Định ứng suất uốn cho phép:
0
.YRYS K XF K FC K FL / S F
øng suÊt u«n cho phÐp [σ F ] = σ Flim

Khi tÝnh toán sơ bộ lấy: YRYS K XF = 1
S F : tra bảng 6.2 có S F = 1,75
Vì bộ trun quay 1 chiỊu nªn K FC = 1
0
σFlim
:øng st uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Bánh lín

0
σFlim2

= 1,8HB = 1,8.215 = 387 ( MPa )

0
B¸nh nhá σFlim1
= 1,8 HB = 1,8.230 = 414 ( MPa )

K FL : HƯ sè ti thä K FL 6

N FO
N FE

N FO :số chu kì thay đổi ứng suất cơ së khi thư vỊ n N FO = 4.106
N FE : số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :
6

B¸nh lín:

N FE 2

⎛ T ⎞
⎛ T ⎞
= 60∑ ⎜ i ⎟ n3ti = 60n3 ∑ th ∑ ⎜ i ⎟
⎝ Tmax ⎠
⎝ Tmax ⎠

6

ti

∑t

i

N FE 2 = 60.50.15500.(16.0,4 + 0,86.0,3 + 0,56.0,3) = 22474877,55 > 106
B¸nh nhá: N FE1 = u2 .N FE 2 = 4.22474877,55 = 89899510,2 > 106
Suy ra : N FE1 = N FE 2 = 1 ⇒ K FL1 = K FL 2 = 1
VËy øng suÊt uèn cho phÐp cña:
0
.YRYS K XF K FC K FL 2 / S F = 387.1.1.1/1,75 = 221,14 ( MPa )
B¸nh lín: [σ F 2 ] = σFlim2
0
B¸nh nhá: [σ F 1 ] = σFlim1
.YRYS K XF K FC K FL1 / S F = 414.1.1.1/1,75 = 236,57 ( MPa )
2.3 Định ứng suất cho phép khi quá tải:
a/ ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải:
Với bánh răng thờng hóa , tôi cải thiện và tôi thể tÝch:
B¸nh nhá : [σ H max1 ] = 2,8σ ch1 = 0,8.450 = 1260 ( MPa )

B¸nh lín : [σ H max 2 ] = 2,8σ ch 2 = 0,8.340 = 952 ( MPa )
b/ øng suÊt uèn cho phÐp quá tải:

Bựi Quang Huy
Trang: 14

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
Vì HB < 350 nên :
Bánh nhỏ : [ F max1 ] = 0,8σ ch1 = 0,8.450 = 360 ( MPa )

B¸nh lín : [σ F max 2 ] = 0,8σ ch 2 = 0,8.340 = 272 ( MPa )

3.chän hÖ sè chiều rộng bánh răng: C ba

C ba = 0,4 C bd =C ba
Tra b¶ng 6.7 chän K H β = 1,05

u1 + 1
4 +1
= 0,4
=1
2
2

4.Tính sơ bộ khoảng cách trục aω 2

aω 2 = 50 ( u2 + 1) 3

T2 .K H β

[σ H 2 ]
Chän aω 2 = 225 ( mm )

2

u2 .C ba2

= 50 ( 4 + 1) 3

227958,5.1,05
= 224,5 ( mm )
454,552.4.0,4

5.Định các thông số ăn khớp:
5.1 Mô đun m:
m = ( 0,01 0,02 ) a 2 theo tiªu chuÈn chän m = 4 ( mm )
5.2 Xác định số răng:
Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2aω 2 / m ( u2 + 1) = 2.225/ 4 ( 4 + 1) = 22,5 (răng)
Chọn Z1 = 24 (răng)
Số răng bánh lớn: Z 2 = u2 Z1 = 4.24 = 96 (răng)
Tỷ số truyền thực : u2 m = Z 2 / Z1 = 96 / 24 = 4

Sai sè tû sè truyÒn: Δu = ( u2 m − u2 ) / u2 m = ( 4 4 ) / 4 = 0
5.3 Xác định hệ số dịch chỉnh :
Khoảng cách trục chia : a2 =

4 ( 24 + 96 )
= 240 ( mm )
2

Bánh răng không dịch chỉnh, lấy:
Khoảng cách trục
: a 2 = a2 = 240 ( mm )
HƯ sè dÞch chØnh

: x1 = x2 = 0

Đờng kính vòng lăn :

d 21 = d 21 = mZ1 = 4.24 = 96 ( mm )
dω 22 = d 22 = mZ 2 = 4.96 = 484 ( mm )

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Vì ứng suất tiếp xúc cho phép của hai bánh xác định ở bớc hai chua chính xác nên phải
kiểm tra ®iỊu kiƯn bỊn tiÕp xóc cho bé trun :
6.1 TÝnh chÝnh x¸c øng st tiÕp xóc cho phÐp cđa b¸nh lín : [σ H ]

'

0
/ SH
øng st tiÕp xóc cho phÐp : [σ H ] = Z R ZV K XH Hlim

'

Z R : Hệ số xét đến ảnh hởng củ độ nhám của mặt răng khi làm việc
với ®é nh¸m RA = 2,5.........1, 25 ( μ m ) Z R = 0,95
ZV :Hệ số xét đến ảnh h−ëng cđa vËn tèc vßng :
V = 1,0053 & HB < 350 ⇒ ZV = 0,85v 0,1 = 0,851,00530,1 = 0,8544
Bùi Quang Huy
Trang: 15

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

K XH : Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng :
d a < 700 K XH = 1

VËy øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp :

0
/ S H = 0,95.0,8544.1.500 /1,1 = 369 ( MPa )
[σ H ] = Z R ZV K XH σHlim

'

6.2 øng suÊt tiÕp xúc trên bánh răng lớn :
ứng suất tiếp xúc trên bánh răng lớn : H = Z M Z m Zε

2T2 K H ( u2 m + 1)
bω u2 m dω2 21

. Z M = 274 MPa1/ 2
. xt = x1 + x2 = 0 ⇒ Z H = 1

. Víi ε α = 1,88 − 3,2 (1/ Z1 + 1/ Z 2 ) = 1,88 − 3,2 (1/ 24 + 1/ 96 ) = 1,713

4 − εα
4 − 1,713
=
= 0,873
3
3
. K H = K Hv .K Hα .K H β
⇒ Zε =

Trong ®ã : K H β = 1,05 : K H = 1 vì bánh răng trụ răng thẳng

K Hv :
d 21 = d 21 = 96 ( mm ) do răng không dịch chỉnh
d n π .96.200
= 1,0053 ( m / s )
v = ω 21 2 =
60000
60000
Tra b¶ng 6.13 víi v < 2 ( m / s ) chọn cấp chính xác =9
Tra bảng 6.15 với HB < 350 &răng thẳng co vát mét ⇒
Tra b¶ng 6.16 víi m = 4 & ccx =9

g 0 = 82

δ H = 0,004
δ F = 0,011

VH = δ H g 0 aω 2 / u2 m = 0,004.82 240 / 4 = 2,54

bω =C ba2 .aω 2 = 0,4.240 = 96 ( mm )
V bd
2,54.96.96
⇒ K Hv = 1 + H ω ω 21 = 1 +
= 1,049
2T2 K H β K H ε
2.227958,5.1,05.1
⇒ K H = K Hv .K Hα .K H β = 1,05.1,049.1 = 1,101

σ H = Z M Z m Zε
⇒

2T2 K H ( u2 m + 1)
bω u2 m dω2 21

= 274.1,76.0,873
σ H − [σ H ]

'

xÐt

[σ H ]

'

Bùi Quang Huy
Trang: 16

=

2.227958,5.1,101.( 4 + 1)
'
= 355,76 ( MPa ) < [σ H ] = 369 ( MPa )
2
96.4.96

355,67 − 369
= 3,6%
369

MXD 46

Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
bánh răng thõa bỊn Ýt tÝnh l¹i bω =C ba2 .aω 2 .

σH

[σ H ]

'

= 0, 4.240.

355,76
= 92,5 ( mm )
369

Lêy trßn b = 95 ( mm )
7.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Kiệm tra điều kiện bền uốn cho cả hai b¸nh :
B¸nh nhá: σ F 1 =
B¸nh lín : σ F 2

2T2 K Fβ K Fv K F αYF 1

bωd ω21m
Y
'
= σ F 1 F 2 ≤ [σ F 2 ]
YF 1

[ F 1 ]

'

Trong đó T2 : Mômen xoắn trên bánh chủ động
K F : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng.Tra bảng 6.7
chän K Fβ = 1,1

K F α : hÖ sè phân bố không đều tải trong giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp vì ta sử
dụng bánh răng thẳng nªn K F α = 1
YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng của bánh1 và bánh 2 . Tra bảng 6.18
Bánh răng nhỏ : Z1 = 24 & x1 = 0 YF 1 = 3,95
Bánh răng lín : Z 2 = 96 & x2 = 0 YF 2 = 3,6025
b : chiều rông vành răng b = 95 ( mm )
d 21 : Đơng kính vòng lăn bánh chủ động d 21 = 96 ( mm )
m : mô đun răng thẳng bánh răng m = 4 ( mm )

[σ F1 ] [σ F 2 ] : ứng suất uôn cho phép của bánh răng lớn và bánh răng nhỏ

K Fv : hệ số tải träng ®éng :
aω2
240
= 0,011.82.1,0053
= 7,024 ( m / s )
u2
4
V bd
7,024.92,5.96
⇒ K Fv = 1 + F ω ω21 = 1 +

= 1,124
2T2 K Fβ K F α
2.227958,5.1,1.1
VF = δ F g 0v

* ứng suất uốn trên hai bánh răng:

2T2 K Fβ K Fv K F αYF 1

2.227958,5.1,1.1,124.3,95
= 60, 4 ( MPa )
bωd ω21m
95.96.4
Y
3,6025
= 55,09 ( MPa )
B¸nh lín : σ F 2 = σ F 1 F 2 = 60, 4
YF 1
3,95
* Định lại ứng suất cho uốn cho phÐp [σ F 1 ] [σ F 2 ] :
YR : Hệ số xét đến ảnh hởng mặt lợn chân răng YR = 1
YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
YS = 1,08 − 0,0695ln ( m ) = 1,08 − 0,0695ln 4 = 0,984
K XF : HƯ sè xÐt ®Õn kích thớc của bánh răng đến độ bền uốn :
Bánh nhá: σ F 1 =

Bùi Quang Huy
Trang: 17

MXD 46

=


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

d a < 400 ( mm ) ⇒ K XF = 1
Khi tÝnh s¬ bé ta chän YRYS K XF = 1 nên ứng suất chính xác là :

Bánh nhỏ: [ F 1 ] = YRYS K XF [σ F 1 ] = 1.0,984.1.236,57 = 232,8 ( MPa )
'

B¸nh lín : [σ F 2 ] = YRYS K XF [σ F 2 ] = 1.0,984.1.221,14 = 217,6 ( MPa )
'

σ F 1 = 60, 4 ( MPa ) < [σ F 1 ] = 232,8 ( MPa )
'

σ F 2 = 55,09 ( MPa ) < [σ F 2 ] = 217,6 ( MPa )
'

Vậy các bánh răng đủ bền uốn
8.Kiểm nghiệm độ bền răng khi quá tải:
- Kiểm tra sức bền tiếp xúc khi quá tải:

H max = H . K qt = 355,76 1,6 = 450 ( MPa ) < [σ H max ] = 952 ( MPa )

- Kiểm nghiệm sức bền uốn khi quá tải:
Bánh nhỏ: σ F max1 = σ F1 .Kqt = 60,4.1,6 = 96,64 ( MPa ) < [σ F max1 ] = 360 ( MPa )

B¸nh lín : σ F max 2 = σ F 2 .K qt = 55,09.1,6 = 88,144 ( MPa ) < [σ F max 2 ] = 272 ( MPa )

Vậy bánh răng đủ bền khi quá tải
9. Tính các thông số và kích thớc bộ truyền :
Thông số

Kí
hiệu

Công thức tính

Kêt quả

Đơn vị

Khoảng cách trục
chia
Khoảng cách trục

a2

a2 = 0,5m ( Z1 + Z 2 2 )

240

mm

aω2
d

aω2 = a2 + ( x1 + x2 − Δy ) m
d 21 = mZ1

240

mm
mm

dω

d 22 = mZ 2
d ω21 = 2aω2 / ( u2 m + 1)

96
384

mm

Đờng kính đỉnh
răng

da

d 22 = u2 m d ω21
d a 21 = d 21 + 2m (1 + x1 y )

96
384
140
392

mm

Đờng kính chân
răng

df

86
374

mm

Góc profin gốc
Góc ăn khớp



x

20
20

độ
độ

Đờng kính vòng
chia
Đờng kính vòng lăn

Hệ số dịch chỉnh
Mô đun
Hệ số trùng khớp
ngang
Bựi Quang Huy
Trang: 18

d a 22 = d 22 + 2m (1 + x2 − Δy )
d f 21 = d 21 − ( 2,5 − 2 x1 ) m

d f 22 = d 22 − ( 2,5 − 2 x2 ) m

m

εα
MXD 46

α ω = arccos ( a cos α / α ω )
B¸nh lín x1
B¸nh nhá x2

ε α = 1,88 − 3,2 (1/ Z1 + 1/ Z 2 )

0
0
4
1,713

mm

Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

Z

Số răng

Bánh lớn Z1
Bánh nhỏ Z 2

24
96

Chiếc

. KIểM TRA ĐIềU KIệN VA CHạM Và BÔI TRƠN CHO HAI CấP:
1.kiểm nghiệm điều kiện va chạm cho bánh vít :
Bánh vít có thể va chạm vao trục 3 vì vậy để tránh va chạm thì khoảng cách từ bánh vít

d aM 2 d3 ⎞
+ ⎟ ≥ 15 ( mm )
2⎠
⎝ 2

®Õn trơc 3 phải thỏa mÃn điều kiện : x = a2

Trong đó a2 : khoảng cách trục cấp chậm
d aM 2 : đờng kính ngoài cùng của bánh vít
d3 : đờng kính trục 3 tại nơi gần bánh vít. Có thĨ tÝnh s¬ bé:

d3 =

3

T3
0, 2 [τ x ]

T3 : Mômen xoắn trục 3 T3 = 889105 ( Nmm )

[ x ] : øng st xo¾n cho phÐp cđa vËt liƯu chÕ t¹o trơc
chän [τ x ] = 25 ( MPa )

d3 =

3

T3
889105
=3
= 56, 2 ( mm ) lÊy d3 = 60 ( mm )
0,2 [τ x ]
0,2.25

⎛ d aM 2 d3 ⎞
⎛ 221 60 ⎞
+ ⎟ = 240 − ⎜
+ ⎟ = 99,5 ( mm ) > 15 ( mm )
2⎠
2 ⎠
⎝ 2

⎝ 2

VËy x = aω2 − ⎜

2. Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn cho hai cấp:
2.1 Chọn phơng pháp bôi trơn:
Dùng phơng pháp bôi trơn bằng cách răng trong dầu vừa đơn giản vừa làm mát đợc
bộ truyền .
2.2 Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
Bôi trơn cho HGT phải thỏa mÃn những điều kiện sau đây:
- Mức dầu min phải bôi trơn đợc cho cả hai cấp: phải ngập hết chân ren trục vít và
với mức này bánh trụ lớn cũng phải đợc nhập tối thiểu hết chân răng.

d f 11

d f 22

55,44 374

167,72 187 ( tm )
2
2
2
2
D + d d a 22
≥
-Møc dÇu max không vợt quá tâm con lăn thấp nhất của trục vÝt: aω1 +
4
3
d f 11 D + d

−
≥ 7 ( mm )
-khảng cách giữa hai mức dầu tối thiểu là 7mm: =
2
4
Trong đó: a1 là khoảng cách trục cấp nhanh aω1 = 140 ( mm )
aω1 +

≤

⇔ 140 +

d a 22 là đờng kính vòng đỉnh răng bánh lớn cÊp chËm d a 22 = 392 ( mm )

d f 11 là đờng kính chân ren trục vít

d f 11 = 55,44 ( mm )

d f 22 là đờng kính chân răng bánh trụ lớn d f 22 = 374 ( mm )
Bùi Quang Huy
Trang: 19

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

D là ®−êng kÝnh ngoµi cđa ỉ bi ®ì tïy ®éng cđa trục vít
d là đờng kính trong của ổ bi đỡ tùy động của trục vít
Tạm lấy cỡ chung theo đờng kÝnh

d = d sb1 =

3

T1
31127
=3
= 18, 4 ( mm )
0,2.[τ x ]
0, 2.25

Chän d = 20 tra b¶ng P2.7 chän D = 52 ( mm ) (kh/ỉ 304 cì trung)

D + d d a 22
20 + 52 392
≥
⇔ 140 +
≥
⇔ 158 ( mm ) ≥ 130,67 ( mm )
4
3
4
3
d
D + d 55,44 20 + 52
Δ = f 11 −
=
−
= 9,72 ( mm ) ≥ 7 ( mm )

2
4
2
4

aω1 +

VËy ®iỊu kiện bôi trơn đợc thỏa mÃn
2.3 Chọn phơng pháp bôi trơn:

Vs = 6,3 ( m / s ) tra bảng 17.12 chọn dàu bôi trơn có độ nhớt là :

116 (11)
16 ( 2 )

Tra bảng 17.13 chọn loại dầu bôi trơn là: dầu ô tô máy kéo AK- 15
Tên gọi

độ nhớt
Centistooc

Dầu ô tô máy kéo AK-15

Khối lợng
riêng ở

Engle

50o C

100o C

50o C

100o C

≥ 135

≥ 15

≥ 23,7

≥ 1,86

20o C ( g / cm3
0,886
0,926

V. tính lực tác dụng trong bộ truyền
1. Tên lực:
Tên lực

Cấp nhanh
Bánh nhỏ
Bánh lớn

Lc tiếp tuyến
Lực hớng tâm
Lực dọc trơc

Ft11
Fr11
Fa11

2. TÝnh lùc:
* CÊp nhanh : trun ®éng trơc vÝt

Bùi Quang Huy
Trang: 20

MXD 46

Ft12
Fr12
Fa12

CÊp chËm
B¸nh nhá
B¸nh lín

Ft 21
Fr 21
Fa 21

Ft 22
Fr 22
Fa 22


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

Ft12 =

2T2
2.227958,5
= Fa11 =
= 2261,5 ( N )
d12
201,6

Fa 21 = Fa11tg ( γ + ϕ ) ≈ Fa11tgγ = 2261,5.tg19,65 = 807,5 ( N )
Fr12 = Ft12

tg α
tg 20
= Fr11 = 2261,5
= 874 ( N )
cos
cos19,65

Trong đó:

T2 : Mômen xoắn trục b¸nh vÝt – truc 2 HGT T2 = 227958,5 ( Nmm )
d12 : đờng kính vong chia bánh vít d12 = 201,6 ( mm )

γ : gãc n©ng ren truc vÝt γ = 19,65o
ϕ : gãc ma s¸t ( ϕ < 3o nên bỏ qua)
* Cấp chậm:không dịch chỉnh

Ft 21 = Ft 22 =

2T2 2T2 2.227958,5
=
=
= 4749,14 ( N )
d ω21 d 21
96

Fr 21 = Fr 22 = Ft 21tg α = 4749,4.tg 20 = 1728,54 ( N )
Fa 21 = Fa 22 = 0
Trong ®ã :

T2 = 227958,5 ( Nmm ) :Mômen xoắn trục bánh nhỏ cấp chậm(trục 2 HGT)
dω 21 = d 21 = 96 ( mm ) : đờng kính vòng tròn lăn bánh nhỏ cấp chậm, đờng kính

vòng chia

= 20o : Góc ăn khớp

Bựi Quang Huy
Trang: 21

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

trục 3
n22
Fr22

F t21

Fr22

n21
n12

trục 2

trục 2
Fr12
Ft12
Ft11

Fa12

F a11

Trục 1
n11
F
Sơ đồ lực bánh răng cho c¶ ba trơc

Bùi Quang Huy
Trang: 22

MXD 46

Fr21

Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
phần ba : tÝnh to¸n thiÕt kÕ c¸c trơc trong hgt hai cÊp trơc vÝt - b¸nh vÝt
i. chän vËt liƯu
- Chän vật liệu các trục là thép 45 tôi cải thiện cã σb = 850 ( MPa )
øng suÊt xo¾n chon phÐp cđa vËt liƯu trơc lµ : [τ x ] = 30 ( MPa )
II.tính sơ bộ đờng kính trục :
Trôc 1:

d sb1 =

T1
31127
=
= 17,2 ( mm ) chän d sb1 = 18 ( mm )
0,2 [τ x ]
0, 2.30

Trôc 2:

d sb 2 =

T2
227958,5
=
= 32,6 ( mm ) chän: d sb 2 = 34 ( mm )
0, 2 [τ x ]
0,2.30

Trơc 3:

d sb 3 =
Trong ®ã :

T3
889105
=
= 53,2 ( mm ) chän: d sb 3 = 55 ( mm )
0,2 [ x ]
0,2.25

T1 : Mômen xoắn trục 1 T1 = 31127 ( MPa )
T2 : Mômen xoắn trục 2 T2 = 227958,5 ( MPa )
T3 : Mômen xoắn trục 3 T3 = 889105 ( MPa )

III. tính gần đúng trục :
1. Lợc đồ HGT 2 cấp trục vít bánh vít:

2. Tính chiều dài các đoạn trục :
2.1 : Các kích th−íc phơ:
Cã d sb 3 = 55 ( mm ) → chän b03 = 31( mm )

d sb 2 = 34 ( mm ) → chän b02 = 23 ( mm )

d sb 3 = 20 ( mm ) → chän b03 = 15 ( mm )
Bùi Quang Huy
Trang: 23

MXD 46

Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy
Theo bảng 10.3 chän c¸c kÝch th−íc : k1 = k2 = 15 ( mm ) & k3 = hn = 20 ( mm )
* Chiều rộng may ơ các tiết máy quay:
+ Bánh đai :
lm12 = 1,5d sb1 = 1,5.20 = 30 ( mm ) < B® = 35 ( mm ) chän : lm12 = 35 ( mm )
+ B¸nh vÝt :
lm 22 = 1,5d sb 2 = 1,5.40 = 60 ( mm ) > bω 21 = 55 ( mm ) chän : lm 22 = 60 ( mm )
+Bánh răng nhỏ cấp chậm :
Chiều rộng bánh răng nhỏ: bω21 = 1,1bω22 = 1,1.95 = 104.5 ( mm )

lm 23 = 1,5d sb 2 = 1,5.40 = 60 ( mm ) < bω 21 = 104,5 ( mm ) chän : lm 23 = 104,5 ( mm )

+ B¸nh răng lớn cấp chậm :

lm 32 = 1,5d sb 3 = 1,5.60 = 90 ( mm ) < bω32 = 95 ( mm ) chän : lm 32 = 95 ( mm )

+ Khíp nèi trơc 3:

lm 33 = 4d sb 3 = 4.60 = 240 ( mm )

2.2 TÝnh chiều dài các đoạn trục:
* Quy ớc:
- Đánh số 0 chữ cái ngón tay gối trục trái , số 1 cho gối trục phải .
- Gọi lki là khoảng cách từ gối trục 0 đến mặt cắt thứ i của trôc thø k .
+ Trôc 1 :

l12 = lc12 = 0,5 ( lm12 + b01 ) + k3 + hn = 0,5 ( 35 + 15 ) + 20 + 20 = 55 ( mm )
l11 = d aM 2 = 221( mm )

l13 = l11 : 2 = 221: 2 = 110,5 ( mm )

+ Trôc 2:

l22 = 0,5 ( b02 + lm 23 ) + k1 + k2 = 0,5 ( 23 + 104,5 ) + 15 + 15 = 93,75 ( mm )

l23 = l22 + 0,5 ( lm 22 + lm 23 ) + k1 = 83,75 + 0,5 ( 60 + 104,5 ) + 15 = 191( mm )
l21 = l23 + ( lm 22 + b02 ) k1 + k2 = 191 + 0,5 ( 60 + 23) + 15 + 15 = 262,5 ( mm )
+Trôc 3:

l32 = l22 = 93,75 ( mm )
lc 33 = 0,5 ( lm 33 + b03 ) + k3 + hn = 0,5 ( 240 + 31) + 20 + 20 = 175,5 ( mm )
l31 = l21 = 262,5 ( mm )
l33 = lc 33 + l31 = 262,5 + 175,5 = 438 ( mm )

3. Sơ đồ lực tác dụng lên các trục :

Bựi Quang Huy
Trang: 24

MXD 46


Thiết kế môn học cơ sở thiết kế máy

4. Tính to¸n c¸c trơc :
4.1 Trơc 1:
Bùi Quang Huy
Trang: 25

MXD 46