8/19/2019 CTM-21303852

1/35

8/19/2019 CTM-21303852

2/35

 

MỤC LỤC:

  NỘI DUNG TIẾN TRÌNH 

SƠ ĐỒ (ĐỀ)

1.1 THIẾT K Ế HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN1.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME –  ĐAI ỐC1.3 MỐI GHÉP REN 

  LỜ I GIẢI CHI TIẾT

CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1

CHƯƠNG 2 THIẾT K Ế CÁC BÁNH RĂNG 3

2.1 

C  ẶP BÁNH RĂNG CÔN   RĂNG THẲ NG N  ẰM NGOÀI  2.1.1 Số liệu ban đầu 3

2.1.2 Ứ ng suất cho phép  3

2.1.3 Tính toán bánh dẫn 4

2.1.4 Tính toán bánh bị dẫn 5

2.2  C  ẶP BÁNH RĂNG TRỤ   RĂNG NGHIÊNG TRONG HỘP GI  Ả MT ỐC

2.2.1 Số liệu ban đầu 5

2.2.2 Ứ ng suất cho phép  6

2.2.3 Tính toán bánh dẫn 7

2.2.4 Tính toán bánh bị dẫn 7

CHƯƠNG 3 THIẾT K Ế TR ỤC VÀ CHỌN THEN 10

3.1 PHÂN TÍCH LỰ C 10

3.2 TÍNH TOÁN TRỤC I  10

3.2.1 Chọn nối trục đàn hồi 10

3.2.2 Tính trục I 11

3.2.3 Tính toán lực và mômen  11

3.2.4 Chọn then cho trục I 13

8/19/2019 CTM-21303852

3/35

8/19/2019 CTM-21303852

4/35

 

Nội dung:

Tuần lễ   Nội dung thực hiện 

1-2 Bài tập lớn số 1- Thiết kế hệ thống truyền động thang máy thùngtreo. Xác định công suất động cơ và tỉ số truyền 

3-4 Tính toán bộ truyền xích 

5-6 Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 

7 Báo cáo giữa kỳ 8-9 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.  

Tính toán thiết kế trục 

10 Chọn nối trục, then 

11 Chọn ổ lăn 

12 Bài tập lớn số 2 –  Bộ truyền vít me –  đai ốc 

13-14 Bài tập lớn số 3 –  Mối ghép ren 

15 Báo cáo cuối kỳ 

Sơ đồ: 1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN 

Hệ thống dẫn động máy gồm: 1- Động cơ điện; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 1 cấp;

4- Bộ truyền bánh răng côn 1 cấp; 5- Thân máy; 6- Con lăn nghiền.

8/19/2019 CTM-21303852

5/35

8/19/2019 CTM-21303852

6/35

 

1.3 MỐI GHÉP REN Tính toán các bulông cho kết cấu như hình. Bulông có cấp bền 9.8, hệ số an toàn bằng3.

PA  1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

F, kN  15 18 21 24 27 30 28 25 22 20

a, mm  100 150 80 180 120 130 110 140 160 170

8/19/2019 CTM-21303852

7/35

 

1

BÀI LÀM CHƯƠNG 1 

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 

1. 

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động Ƞch = Ƞ br3Ƞ br4Ƞol3

Trong đó: Ƞ br3  –  hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ số 3;  Ƞ br4  –  hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn số 4;Ƞol –  hiệu suất của một cặ p ổ lăn. 

Theo bảng 3.3, ta chọn: Ƞ br3 = 0,97; Ƞ br4 = 0,93; Ƞol = 0,99Ƞch = 0,97.0,93.0,993 = 0,875

2. 

Công suất cần thiết của động cơ  đ   = P  =   60,875 = 6,86 kW 3.  Tỷ số truyền chung được xác định theo công thức  =  = đ  

Trong đó:   ỉ ố ề ặ áℎ ă ố 3; 

– ỉ ố ề ủ ộ ề áℎ ă ô ố 4. 

4. 

Ta chọn động cơ  có công suất Pđc=5,5 kW với số vòng quay và phân bố tỷ sốtruyền hệ thống truyền đông chọn ở bảng sau

Bảng 1.1: Bảng động cơ và phân phối tỷ số truyền 

Từ các tỉ số truyền trong bảng, ta chọn động cơ số 4, vớ i số vòng quay n=715vg/ph; u3 = 2,52; u4 =3,15 và tỷ số truyền chung là uch=7,938

5.  Công suất trên các trục:

ụ  = 6,86  

ụ  = Ƞ. Ƞ . ụ  = 0,97. 0,99.6,86 = 6,52  ụ  = Ƞ. Ƞ . ụ  = 0,93.0,99.6,52 = 6  

Động cơ  Số vòng quay

động cơ (vg/ph) Tỷ số truyền

chung, uch

Bộ truyềnbánh răng 

trụ, u3

Bộ truyềnbánh răng

côn, u41 2895 32,17 5 6,434

2 1450 16,11 4 4,0275

3 970 10,78 3,15 3,422

4 715 7,94 3,15 2,52

8/19/2019 CTM-21303852

8/35

 

2

6.  Số vòng quay: ụ  = 715 /ℎ ụ  = ụ   = 7153,15 = 227 /ℎ 

ụ  = ụ   = 2272,52 = 90 /ℎ 

7. 

Tính mômen trên các trục:ụ  = 9,55.10. ụ đ   = 9,55.10.6,86715   = 91626,57  ụ  = 9,55.10. ụ ụ   = 9,55.10.6,52227   = 274299,56  ụ  = 9,55.10. ụ ụ   = 9,55.10. 690   = 636666,67  8.  Theo các thông số vừa chọn ta có bảng đặc tính kỹ thuật sau: 

Trục 

Thông số 

I II III

Công suất (kW)  6,86 6,52 6

Tỷ số truyền  3,15 2,52

Momen xoắn, (Nmm)  91626,57 274299,56 636666,67

Số vòng quay, (vg/ph)  715 227 90

8/19/2019 CTM-21303852

9/35

 

3

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 

2.1  CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG TRONG HỘP GIẢM TỐC  

2.1.1 

Số liệu ban đầu Momen xoắn trên trục bánh dẫn T1= 91626,57 Nmm, tỉ số truyền u = 3,15. Số  vòng quay n1=715vg/ph

2.1.2  Ứng suất cho phép Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Tachọn độ rắn trung bình HB1=260; đối với bãnh bị đẫn ta chọn độ r ắn trung bình HB2=250..

 ─  Số chu k ỳ làm việc cơ sở :  = 30, = 30. 260, = 1,89.10 ℎ ỳ.   = 30, = 30. 250, = 1,71.10 ℎ ỳ.  ─  Tương đương 

Giả sử: máy làm việc cả năm, mỗi ngày 8 giờ ; chế độ tải tr ọng và số vòng quay không đổi.

 =

. 365.8 = 4.365.8 = 11680 ờ 

 = 60 = 60.1.715.11680 = 50,11. 10 ℎ ỳ. 

 = 60 = 60.1.227.11680 = 15,91. 10 ℎ ỳ. Vì NHE 1 > NHO 1; NHE 2 > NHO 2 nên: K HL 1 = K HL 2 = 1 ─  Ứ ng suất tiếp xúc cho phép 

  Từ công thức:σO l = 2HB 70 

Suy raσO l = 2.260 70 = 590 MPa σO l = 2.250 70 = 570 MPa   Từ công thức:

[] =  0,9    Khi tôi cải thiện sH = 1,1, do đó: [] = 590.0,91,1   . 1 = 482,7  [] = 570.0,91,1   . 1 = 466,4    Ứ ng suất tiếp xúc cho phép tính toán: [

]

 = [

]

 = 466,4  

 ─  Khoảng cách bộ truyền bánh răng 

8/19/2019 CTM-21303852

10/35

 

4

 = 43 1    []  Trong đó: 

  u = 3,15

 

T1 = 91626,57 Nmm  Do HB1, HB2 < 350; bánh răng đối xứng trên trục nên chọn ψ ba =

0,4.

  Từ ψ ba = 0,4 suy ra ψ bd = ψ ba (u+1) / 2 = 0,4 . (3,15 + 1) / 2 = 0,83

Suy ra K Hβ = 1,0315

 ─  [σH] = 466,4 MPa

 = 43. 3,151.  91626,57.1,03150,4.466,4.3,15

  = 125,14  

Theo tiêu chuẩn ta chọn  = 125   ─  Môđun răng  = 0,01÷0,02 = 0,01÷0,02.125 = 1,25÷2,5  Theo tiêu chuẩn, ta chọn mn = 2 mm.

2.1.3  Tính toán bánh dẫn : ─  Từ điều kiện: 20 ≥ ≥ 8 Suy ra

2 cos8 1 ≥  ≥ 2 cos 20 1  2.125.cos82.3,151 ≥  ≥ 2.125. cos 202.3,151  Suy ra : 29,8 ≥  ≥ 28,3  →  Ta chọn : z1 = 29 răng.  ─  Góc nghiêng răng: 

= 2.29. 3,15 1

2.125   = 15,68 

 ─  Xác định đường kính:    =   1[]   = 68.  91626,57.1,0315.3,1510,83.466,4.3,15  = 60,15  ─  Xác định chiều rộng vành răng 

 b1 = ψ bd . z1 = 0,83 . 29 = 24,07 răng  ─  Xác định đường kính vòng chia:

 =  cos =

  2.29cos15,68 = 60,24

 

 ─  Xác định đường kính vòng đỉnh : =  2 = 60,24 2.2 = 64,24  

8/19/2019 CTM-21303852

11/35

 

5

 ─  Xác định đường kính vòng đáy : =   2,5 = 60,24 2,5.2 = 55,24  2.1.4

 

Tính toán bánh bị dẫn : ─  Số răng bánh bị dẫn: z2 = uz1 = 3,15.29 = 91 răng.  ─ 

Xác định chiều r ộng vành răng  b1 = ψ bd . z1 = 0,83 . 91 = 24,07 răng  ─  Xác định đường kính vòng chia : =   cos =   2.91cos15,68 = 75,53   ─  Xác định đường kính vòng đỉnh: =   2 = 189,03 2.2 = 193,03   ─  Xác định đường kính vòng đáy :

 =  2,5 = 189,032,5.2 = 184,03  

Bảng 2.1 Bảng thông số kết quả tí nh toán bánh răng trụ răng nghiêng 

Tính toán thiết 

Thông s   Giá trị  Thông s   Giá trị Khoảng cách tr ục

a, mm125

Góc nghiêng r ăng β,độ  15,68

Mô đun m, mm 2 Đường kính vòng chia:Bánh dẫn d1, mmBánh dẫn d2, mm 

60,24

189,03Dạng răng  nghiêng 

Chiều rộng vành răng: Bánh dẫn b1, mm 

Bánh bị dẫn b2, mm 24,07

75,53

Đường kính vòng đỉnh:Bánh dẫn da1, mm Bánh dẫn da2, mm 

64,24

193,03

Số răng: Bánh dẫn z1 

Bánh bị dẫn z229

91

Đường kính vòng đáy:Bánh dẫn df1, mmBánh dẫn df2, mm 

55,24

184,03

Tính toán kiểm

Thông số Giá trịcho phép 

Giá trịtí nh  Nhận xét 

Ứng suất tiếp xúc σH, MPa 466,4 475,38 Thỏa 

2.2  CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG NẰM NGOÀI  

2.2.1  Số liệu ban đầu Momen xoắn trên trục bánh dẫn T2=274299,56  Nmm, tỉ số truyền u = 2,52. Số vòng quay n1=227vg/ph

8/19/2019 CTM-21303852

12/35

 

6

2.2.2  Ứng suất cho phép Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Tachọn độ r ắn trung bình HB1=230; đối với bãnh bị đẫn ta chọn độ r ắn trung bình HB2=210.

 ─  Số chu k ỳ làm việc cơ sở :

 =  = 5. 10 ℎ ỳ. 

 ─  Tương đương Giả sử: máy làm việc cả năm, mỗi ngày 8 giờ; chế độ tải trọng và số vòng quay không đổi.

 = . 365.8 = 4.365.8 = 11680 ờ   = 60 = 60.1.227.11680 = 15,91. 10 ℎ ỳ. 

 = 60

 = 60.1.90.11680 = 6,31. 10

 ℎ ỳ. 

Vì NFE 1 > NFO 1; NFE 2 > NFO 2 nên: K FL 1 = K FL 2 = 1

 ─  Ứ ng suất uốn cho phép   Từ công thức: σO l = 1,8HB suy raσO l = 1,8.230 = 414 MPa σO l = 1,8.210 = 378 MPa   Từ công thức:[] =     

Khi tôi cải thiện sF = 1,75; giả sử quay 1 chiều K FC = 1 do đó: 

[] = 414.11,75   . 1 = 236,6  [] = 378.11,75  .1 = 216    Ứ ng suất uốn cho phép tính toán [] = [] = 216  

 ─  Xác định môđun : 

 = 1,4    0,85[]

 

Trong đó:   T1 = 274299,56 Nmm

 

ψ be = 0,285

  ψ bd =

ψ√ +−ψ   =   ,. ,+−,   = 0,451   [σF] = 216 Mpa  K Fβ = 1,2235

  YF1 = 4,13

 

z1 = 19

8/19/2019 CTM-21303852

13/35

8/19/2019 CTM-21303852

14/35

 

8

= 60000   = .97,76.22760000   = 1,16 / Từ đó ta chọn cấp chính xác cho bộ truyền là 9 với vgh = 2,5 m/s. 

2.2.5  Tính toán kiểm nghiệm:

 ─ Số răng của bánh răng trụ răng thẳng tương đương:  =    =   , = 20,44  Ta chọn zv1 = 20 răng.  =    =   , = 130,16  Ta chọn zv2 = 131 răng. 

 ─  Từ đó suy ra các hệ số:  = 3,47 13,2   27,9   0,092 = 3,47 13,220   = 4,13 

 = 3,47 13,2  

27,9   0,092

 = 3,47 13,2131 = 3,57

 

(Chọn hệ số dịch chỉnh x = 0). ─  Tính hệ số:

K Hβ = 1,149 (Tính đượ c từ bảng 6.18)  = 1 1,5(  1) = 1 1,5. 1,1491 = 1,2235  ─  Từ bảng 6.5, ta tra đượ c hệ số tải tr ọng động K FV = 1,1 ─  Kiểm tra độ bền uốn:

Ta xét: 

 

Bánh dẫn:[]   =  ,,  = 57,3 

 

Bánh bị dẫn: []   =   , = 60,5 Do đó ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn. Ứ ng suất uốn tính toán:  = 0,85   =  4,13.5611,69.1,2235.1,10,85.51,41.5,03   = 141,9 ≤ 216  (Với bw = meψ bm = me z1 ψ bd = 6.19.0,451 = 51,41 mm).

Do đó độ bền uốn được thỏa. Bảng 2.2 Bảng thông số kết quả tí nh toán bánh răng côn răng thẳng 

Tính toán thi t Thông s   Giá trị  Thông s   Giá trị 

Chiều dài côn ngoàiR e, mm 

154,87 Đường kính vòng chiangoài: 

Bánh dẫn de1, mm

Bánh dẫn de2, mm114

288

Mô đun vòng chia ngoài me, mm 6

Dạng răng  Thẳng Đường kính vòng đỉnh: 

Bánh dẫn dae1, mmBánh dẫn dae2, mm

126

300

Chiều rộng vành răng  b, mm 44,14

8/19/2019 CTM-21303852

15/35

 

9

Số răng: Bánh dẫn z1 Bánh bị dẫn z2

19

48

Đường kính vòng đáy:Bánh dẫn dfe1, mmBánh dẫn dfe2, mm 

99

273

Góc mặt côn chia: Bánh dẫn

, độ 

Bánh bị dẫn , độ 21,64

68,36

Đường kính vòng chiatrung bình:

Bánh dẫn dm1,mmBánh dẫn dm2,mm97,76246,96

Tính toán kiểm nghiệm 

Thông số  Giá trịcho phép 

Giá trịtí nh 

Nhận xét 

Ứng suất uốn  σF1, MPa 216 141,9 Thỏa bền 

8/19/2019 CTM-21303852

16/35

8/19/2019 CTM-21303852

17/35

8/19/2019 CTM-21303852

18/35

 

12

 = 2 = 2.91626,5760,15   ≈ 3046,6   =  tancos   = 3046,6.tan20cos15,68   = 1151,7   = tan = 3046,6.tan15,68

 = 855,21  

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy:  ─  Phương trình cân bằng mômen:  =   . 60 .120 = 0 Trong đó:  = . 2   = .   2cos = 855,21.   2.292.cos15,68 ≈ 25760   = 1151,7  Suy ra:

 = 25760 1151,7.60120   = 790,5   ─  Phương trình cân bằng theo tr ục y:     = 0   =    = 790,5 1151,7 = 361,2  Trong mặt phẳng nằm ngang zx: ─  Phương trình cân bằng mômen:  = . 1 2 0 . 6 0 . 190 = 0 

 = .60 .190120   = 3046,6.60 545,38.190120   = 660   ─  Phương trình cân bằng theo tr ục x:       = 0  =      = 3046,6 660 545,38 = 1841,32  

8/19/2019 CTM-21303852

19/35

 

13

3.2.4  Chọn then cho trục I:  ─  Trục có một then, với đường kính d = 40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 10

mm; chiều cao h = 8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 5 mm; chiều sâu rãnhthen trên mayơ t2 = 3,3 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45. 

 ─  Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa. ─  Xác định chiều dài làm việc then:

 =   0,5[] =   91626,570,5.40.3,3.100 = 13,88  

Hình 3.3: Sơ đồ lực và biểu đồ mômen cho trục I 

8/19/2019 CTM-21303852

20/35

 

14

 ─  Chiều dài then:  =   = 13,88 10 = 23,88  Theo tiêu chuẩn ta chọn then 10 x 8 x 22 hoặc 10 x 8 x 25  

Kiểm nghiệm then

 

Kiểm nghiệm độ bền trục I: Ta thấy, trục có mặt cắt nguy hiểm tại C nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt này, trụccó 1 then: 

 

Tính các giá trị W và Wo :   Tính W: W = πd32   btd t2d   = π. 4032   10.3,3. 403,32.40= 5728 mm   Tính Wo

W = πd16   btd t2d   = π. 4016   10.3,3. 403,32.40= 12011 mm Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công thức s =   ss s  s ≤ [s] 

Với vật liệu trục I là thép C45, ta có:    σ = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu  

σ− = 0,4÷0,5σ = 270 MPa  

τ− = 0,22÷0,25σ = 150 MPa 

Trong đó:   [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5.

  s xác định theo công thức: s =   σ−Kσεβ   ψσ   Trong đó:

  Tra bảng 10.3, ta suy ra: ε = 0,88 ,

 

Tra bảng 10.5, ta suy ra

K = 1,375 

 

Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5   So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: σ = MW =  MX  MYW   = 1202305728  = 20,99 MPa σ = 0 Thay vào công thức, tính được: s =   2701,375.20,99

0,88.1,5  0 = 12,35 

  s xác định theo công thức: 

8/19/2019 CTM-21303852

21/35

 

15

s =   τ−Kτεβ   ψτ   Trong đó: 

  Tra bảng 10.3, ta suy ra:

ε

 = 0,81 

  Tra bảng 10.5, ta suy ra

K = 1,3 

 

Tra bảng 10.4, Thấm car  bon, ta suy ra: β = 1,5   So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: τ =   TW = 91626,5712011   = 7,63 MPa, τ = 0 Thay vào công thức, tính được: s =   1501,3.7,63

0,81.1,5 0 = 18,38 

Thay vào công thức, tính được: s =   ss s  s =   12,35.18,38 12,35  18,38 = 10,25 > [s] = [1,5…2,5] Vậy hệ số an toàn là s = 10,25.

Bảng 3.1: Bảng kiểm nghiệm then trục I

Đườngkính(mm)

Then (mm) Chiềudài thenl, mm

Chiều dàilàm việc củathen ll, mm

MomentT, Nmm

,d 

 MPa

  

 ,

c

 MPa

  

  bxh t

TrụcI 

40 10x8 5 22 13,88 91626,57  100

40 10x8 5 25 13,88 91626,57  100

Kiểm nghiệm trục I theo hệ số an toàn Bảng 3.2: Bảng tính momen trục I

Thông số  Đườngkính, mm  Then Momenchống uốnW mm2

Momen cảnxoắn W0 mm2

 bxh t1 

Trục I  40 10x8 3,3 5728 12011

Bảng 3.3: Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục I 

Đường kính d,mm

     

     

a    

a      s

     s

    s

Trục I  40 0,88 0,81 20,99 7,63 12,35 18,38 10,25

8/19/2019 CTM-21303852

22/35

 

16

3.3 

TÍNH TOÁN TRỤ C II :

3.3.1 

Tính trục II:  ─  Vật liệu trục thép C45, chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa, theo

đó, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 0,5[σ] = 35 MPa. ─  Xác định sơ bộ đường kính trục:

≥  5[]

  =  5.274299,5635

  = 33,96 Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 40 mm tại vị trí thân trục lắp bánh răng côn.  Từ đó ta chọn sơ bộ đường kính thân trục tại vị trí lắp ổ lăn là 50 mm.  ─  Khoảng cách giữa các ổ trong hộ p giảm tốc bánh răng trụ một cấ p: ≈   2  Trong đó:

  x = 10 mm

  l1 = ψ ba aw = 0,4.125 = 50 mm  w = 50 mm

Suy ra: = 50 2.10 50 = 120  Tra bảng 10.2, ta có f không nhỏ hơn 70÷105 mm, ta chọn f = 90 mm. 

8/19/2019 CTM-21303852

23/35

 

17

Hình 3.4 : Sơ đồ trục II 3.3.2

 

Tính toán lực và mômen  ─  Bánh răng bị dẫn 2:

 =  = 3046,6  

 =  = 1151,7   =  = 855,21   ─  Bánh răng dẫn 3: = 2 = 2.274299,5697,76   = 5611,7   = tancos = 5611,7. tan 20 .cos21,64 = 1898,5   = tansin = 5611,7.tan20 .sin21,64 = 753,2  Trong mặt phẳng thẳng đứng zy: ─  Phương trình cân bằng mômen: 

 =     . 6 0 . 2 1 0 . 120 = 0 Trong đó: 

 = .   = 753,2. ,   ≈ 36816   

 = .   = .    = 855,21.   ., ≈ 81720   

  = 1151,7 ;  = 1898,5  Suy ra:

 = 36816 81720 1151,7.60 1898,5.210

120   = 1758,7  

 ─  Phương trình cân bằng theo tr ục y:       = 0   =      = 1758,7 1151,7 1898,5 = 1011,9  Trong mặt phẳng nằm ngang zx: ─  Phương trình cân bằng mômen:  = . 1 2 0 . 2 1 0 . 60 = 0 

 = . 2 1 0 . 60

120   = 5611,7.210 3046,6.60

120   = 11343,8  

 ─ 

Phương trình cân bằng theo tr ục x:       = 0  =      = 11343,8 5611,7 3046,6 = 2685,5  

8/19/2019 CTM-21303852

24/35

 

18

Hình 3.5 : Sơ đồ lực và biểu đồ mômen cho trục II 

3.3.3 

Chọn then cho trục II : ─  Trục có một then, với đường kính d = 55 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 14

mm; chiều cao h = 9 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 mm; chiều sâurãnh then trên mayơ t2 = 3,8 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45.  ─  Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa. ─  Xác định chiều dài làm việc then: =   0,5[] =   274299,560,5.55.3,8.100 = 26,24   ─  Chiều dài then:  =   = 26,24 14 = 40,24  Theo tiêu chuẩn ta chọn then 14 x 9 x 40 hoặc 14 x 9 x 45.  

8/19/2019 CTM-21303852

25/35

 

19

Then tại thân trục lắp bánh răng côn răng thẳng:  ─  Với đường kính d = 40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 12 mm; chiều cao h

= 8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm; chiều sâu rãnh then trên mayơt2 = 3,3 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45. 

 ─  Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa. ─  Xác định chiều dài làm việc then:

 =   0,5[] =   274299,560,5.40.3,3.100 = 41,56   ─  Chiều dài then:  =   = 41,56 12 = 53,56  Theo tiêu chuẩn ta chọn then 10 x 8 x 56

Kiểm nghiệm then Ta thấy, trục có mặt cắt nguy hiểm tại B nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt này,trục đặc: 

 

Tính các giá trị W và Wo :   Tính W:  W = 0,1d = 0,1.55 = 16637,5 mm 

  Tính Wo W = 0,2d = 0,2. 55 = 33275 mm Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công th  s =   ss s  s ≤ [s] Với vật liệu trục I là thép C45, ta có:  

 

σ = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu   σ− = 0,4÷0,5σ = 270 MPa   τ− = 0,22÷0,25σ = 150 MPa Trong đó: 

  [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5.

  s xác định theo công thức: s =   σ−Kσεβ

  ψσ   Trong đó:

 

Tra bảng 10.3, ta suy ra: ε = 0,81 ,  Tra bảng 10.5, ta suy ra K = 1,375  

Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5   So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: 

σ = MW =  MX  MYW   = 522539,6316637,5  = 31,4 MPa σ = 0 Thay vào công thức, tính được: 

s =   2701,375.31,40,81.1,5   0 = 7,6 

8/19/2019 CTM-21303852

26/35

 

20

  s xác định theo công thức: s =   τ−Kτεβ   ψτ   Trong đó: 

  Tra bảng 10.3, ta suy ra:

ε = 0,76 

 

Tra bảng 10.5, ta suy ra K = 1,3   Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5   So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng: τ =   TW = 274299,5633275   = 8,24 MPa, τ = 0 

Thay vào công thức, tính được: 

s =   1501,3.8,240,76.1,5 0 = 15,96 

Thay vào công thức, tính được: s =   ss s  s =   7,6.15,96 7,6  15,96 = 6,86 > [s] = [1,5…2,5] Vậy hệ số an toàn là s = 6,86.

Bảng 3.4: Bảng kiểm nghiệm then trục II

Kiểm nghiệm trục II theo hệ số an toàn 

Bảng 3.5: Bảng tính momen trục II Thông số  Đường

kính, mm Then Momen

chống uốnW mm2

Momen cảnxoắn W0 

mm2 bxh t1 

Trục II  55 14x9 5,5 16637,5 33275

Bảng 3.6: Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục II 

Đường kính d,mm

     

     

a    

a      s

     s

    s

Trục II  55 0,81 0,76 31,4 8,24 7,6 15,96 6,86

Đườngkính(mm)

Then (mm) Chiềudài thenl, mm

Chiều dàilàm việc củathen ll, mm

MomentT, Nmm

,d 

 MPa

  

 ,

c

 MPa

  

  bxh t

TrụcII 

55 14x9 5,5 40 26,24 274299,56  10055 14x9 5,5 45 26,24 274299,56  100

8/19/2019 CTM-21303852

27/35

 

21

CHƯƠNG 4 CHỌN Ổ LĂN 

4.1 CH ỌN Ổ L Ă N TR Ụ C I : Ổ có lực dọc trục Fa = 0 

 ─ Chọn ổ  bi đỡ  vì không có lực dọc tr ục với đướng kính vòng trong là d = 35 mm 

 ─  Xác định Fr :  =       =  1841,32  361,2 = 1876,4    =       =  660  790,5 = 1029,8  Vì Fr A > Fr B nên ta tính toán để chọn ổ A. ─  Các hệ số Kσ, Kt và V chọn bằng 1. ─  Do không có lực dọc tr ục nên hệ số X = 1 và Y = 0.  ─ 

Tải tr ọng quy ướ c: =      = 1.1.1876,40.0.1.1 = 1876,4   ─  Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:  = 6010   = 60.11680.71510   = 501,072 ệ ò  ─  Khả năng tải động tính toán:  =  √    = 1876,4501,072   = 14903,6   ─  Theo phụ lục, ta chọn ổ cỡ nhẹ 207, với C = 20100 N, C o = 13900 N.

4.2 CHỌN Ổ LĂN TRỤC II: Ổ có lực dọc trục Fa = 0 

 ─  Chọn ổ  bi đỡ  vì không có lực dọc tr ục với đướng kính vòng trong là d =50 mm  ─  Xác định Fr :  =       =  2685,8 1011,9 = 2870,1    =       =  11343,8  1758,7 = 11479,32  Vì Fr B > Fr A nên ta tính toán để chọn ổ B.  ─  Các hệ số Kσ, Kt và V chọn bằng 1.  ─ 

Do không có lực dọc trục nên hệ số X = 1 và Y = 0.  ─  Tải trọng quy ước:  =      = 1.1.11479,320.0.1.1 = 11479,32   ─  Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:  = 6010   = 60.11680.22710   = 159,08 ệ ò  ─  Khả năng tải động tính toán:  =  √    = 11479,32159,08   = 62199,66   ─  Theo phụ lục, ta chọn ổ cỡ nặng số hiệu 410 , với C = 68500N, Co = 53000 N.

8/19/2019 CTM-21303852

28/35

 

22

CHƯƠNG 5 BỘ TRUYỀN VÍT ME –  ĐAI ỐC 

5.1 Số liệu đầu vào Tải trọng tác dụng lên tay quay Ft = 300 NF = 52kN h = 450mm Ren vuông 

5.2 Tính toán bộ truyền ví t me –  đai ốc  ─  Chọn vật liệu cho cặp ren vít: thép tôi –  đồng thanh.  ─  Hệ số chiều cao ren ψh = 0,5.  ─  Đường kính trung bình của ren: 

d =     Fπ ψ [p] ψh Trong đó: 

  ψH –  hệ số chiều cao đai ốc, chọn ψH = 1,8 khi đai ốc nguyên.   

[p] –  áp suất cho phép, đối với cặp vật liệu thép –  đồng thanh ta chọn [p]= 13 MPa.

  F –  khả năng tải hoặc lực dọc trục, F = 52000 N. 

Thay thế các giá trị ta có: 

d =     52000π.1,8.13.0,5 = 37,6 mm  ─  Theo tiêu chuẩn, ta chọn: 

d2 = 37 mm; d = 40 mm; d1 = 34 mm; ps = 6 mm. ─  Chiều cao đai ốc: H = ψ . d = 1,8 .37 = 66,6 = 67 mm. 

Số vòng ren trong đai ốc: z =  =    = 11,2 ; ta chọn z = 11.  ─  Biểu đồ nội lực và mômen xoắn 

 Nz T

Fa 

Ttq 

Ttq 

Tay

quay

Đaiốc 

F = 52000

Ttq = 83500 Nmm

Tr  = 147000

Tr  = 147000

Ts 

8/19/2019 CTM-21303852

29/35

 

23

 ─  Đoạn từ mặt đầu vít đến đai ốc thì lực dọc trục F không đổi, trong khoảngchiều cao đai ốc thì lực dọc trục giảm dần đến 0.   ─  Từ mặt đai ốc để tay quay thì mômen xoắn băng mômen trên ren Tr, trênđoạn chiều cao đai ốc thì mômen xoắn giảm dần đến 0 theo quy luật tuyến tính.Đoạn trên tay quay mômen bằng mômen ma sát mặt đầu vít.  

Góc nâng ren vít: tanγ =    , do đó γ = arctan   . = 257′ Hệ số ma sát quy đổi đối với ren hình thang không cân khi hệ số cặp vật liệu thép

 –  đồng thanh f = 0,1: 

Mômen trên ren: T = F   tanγρ′ = 52000.   .tan257′  542′ ≈ 147000 Nmm Giả sử đường kính trung bình mặt đầu vít D tb = 29 mm, ta tìm ma sát trên bề mặt

đầu vít với cặp vật liệu thép –  thép f = 0,15 (nâng vật liệu bằng thép hoặc gang)  T = fF D2   = 0,15.52000. 292  = 113100 Nmm  ─  Trong tiết diện nguy hiểm của vít (trong đoạn giữa tay quay và đai ốc): 

 Nz = F = 52000 N; T = Tr  = 147000 Nmm.Ứng suất tương đương:  σđ =  σ  3τ Trong đó: 

 

σ =  A   =   =  ..  ≈ 57,3 MPa 

  τ =    =   =   ..   ≈ 19,04 MPa 

Do đó:  σđ =  57,3  3. 19,04 = 66,11 MPa Đối với thép C45 được tôi σch = 600 Mpa, khi đó hệ số an toàn: s = σhσđ  =   60066,11 = 9,08 ≥ [s] = 2 

 ─  Ta kiểm tra độ mềm vít và kiểm tra độ ổn định vít. Vít đượ c khảo sát là thanhđứng với đầu dưới đượ c giữ chặt và đầu trên tự do nên hệ số chiều dài μ = 2. 

Mômen quán tính tiết diện mặt cắt ngang vít theo đường kính tính toán d1:  = 64   = . 3464   = 6,56.10  Bán kính quán tính mặt cắt ngang (mặt cắt tính toán): 

=       =  4   =  4.6,56.10.34   = 8,5  Độ mềm vít:  =     =  .,   = 105,88 Vì δ > δth = 85, do đó tải trọng tới hạn Fth được tính theo công thức Ơle: 

 = ℎ   = .2,1.10.6,56.102.450   = 167856,383 = 168000 

8/19/2019 CTM-21303852

30/35

 

24

Hệ số an toàn theo độ ổn định: =     =   ,   ≈ 3,22 > [] = 2,5 … 4 suy ra vít ổn định.  ─  Ta tính toán các thông số đai ốc. Đường kính ngoài của đai ốc khi d = 40 mm

và [σk ] = 39 MPa đối với đồng thanh:

≥  5,2[]  =  5,2.52000.39   40 = 61,7 Ta chọn D = 62 mm.Đường kính vành đai ốc D1:

 ≥    4[]  =  4.52000.48   62 = 72,27  Ta chọn D1 = 72 mm.

Chiều cao vành đai ốc:

=  , =

  , = 19,1

, ta chọn a = 19 mm. 

 ─  Xác định chiều dài tay quay với điều kiện mômen đặt tại tay quay bằng tổng cácmômen trong ren và mômen mặt đầu vít Ttq = Tr + Tms = 147000 + 113100 = 260100 Nmm.Mômen Ttq đượ c tạo bằng lực tác dụng Ft đặt tại điểm cuối tay quay =    = 260100300   = 867 . Chiều dài L p có giá trị không lớn, ta có thể sử dụng 1 công nhân khi làm việc. 

 ─  Hiệu suất bộ truyền Ƞ (biến đổi chuyển động quay thành tịnh tiến):

Ƞ =   tantan ′ = 0,9.   tan2

57′

tan257′  542′ = 0,3 

8/19/2019 CTM-21303852

31/35

 

25

CHƯƠNG 6 TÍNH TOÁN MỐI GHÉP REN 

F = 22 kN; a = 160 mm

6.1 Số liệu cho trước -  Bulông có cấp bền 9.8, hệ số an toàn bằng 3. -  Chọn vật liệu bulông là thép 40Cr. 

6.2 Sơ đồ lực *  Trường hợp 1: Mối ghép chịu lực ngang F không đi qua trọng tâm của nhóm

 bulông. 

8/19/2019 CTM-21303852

32/35

 

26

*  Trườ ng hợ p 2: Mối ghép chịu lực theo phương bất kì: 

6.3 Xác định lực xiết *  Trường hợp 1: Mối ghép chịu lực ngang F không đi qua trọng tâm của nhóm

 bulông.  ─  Dờ i lực về tr ọng tâm nhóm bulông, ta sẽ đượ c lực F đặt tại O và ngẫu lực M =

F.1,5a

 ─  Lực tác dụng lên từng bu lông: 

 =  =

 220003   = 7333,3

 

 ─  Do nhóm có 3 bu lông, có khoảng cách đến tâm O không  đều. Do đó, momentác dụng lên các bu lông không bằng nhau nên ta áp dụng công thức: = .1,5 = 22000.1,5.160 = 5,28.10 

 ─  Lực do momen tác dụng lên bu lông 1:   =   . 2   Trong đó: 

  M = 5,28.106 Nmm

   = 3.   1,5 =  √    =  √    = 288,4    =   . 3 = 2 = 2.160 = 320  ⇒  =   . 2   =   5,28.10.288,42.288,4  320 = 5666,1  

Ta có:  =  = 5666,1   ─   =  .   =   ,.,   = 6286,9   ─  Vì

 >  nên

  < , ta tính F2 :

   =      2. . Vớ i  =   , =   ⇒  = 33,69 

F

8/19/2019 CTM-21303852

33/35

8/19/2019 CTM-21303852

34/35

 

28

Theo đó ta chọn bu lông M8. ─  Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức :  =   .  = 124518.3   = 518,8 

[] = 0,8. = 0,8.720 = 576  

Vì  < [] nên điều kiện dậ p thỏa.*  Trườ ng hợ p 2: Mối ghép chịu lực theo phương bất kì:  ─  Tải tr ọng tác dụng lên bulông do mômen M gây ra: do khoảng cách từ   bulông

đến các trục xoay là như nhau nên  =  =  =   ∑    =   ∑

  =  

∑

 = 0,3.17,6.10

3.1,5.160  = 7333,3  

 ─  Lực tác dụng lớ n nhất lên bulông :

 = 1,3      = 1,3.55000 0 7333,3 = 78833,3   ─  Đường kính bulông: 

 ≥  4[] =  4 []   =  4.78833,3. 7203   = 20,45  

Theo đó ta chọn bulông M24. ─  Kiểm nghiệm độ bền dậ p :

 =          = 3.55000768000  0   17,6.10122,88.10 = 0,358 ≤ [] Với [σd] = 1…2 Mpa (bê tông). Vậy điều kiện bền dập đượ c thỏa.6.5 Kết luận 

Ta chọn bulông M24.

8/19/2019 CTM-21303852

35/35

 

TÀI LIỆU THAM KHẢO 

[1] Nguyễn Hữu Lộc, “Cơ sở thiết kế máy”, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ ChíMinh, 2012.

[2] Nguyễn Hữu Lộc, “ Bài tập Chi tiết máy”, NXB Đại học Quốc gia TP Hồ ChíMinh, 2011.

[3] Trịnh Chất-Lê Văn Uyển, “Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí”, NXB Giáo Dục.

[4] Trần Thiên Phúc, “Thiết kế chi tiết máy công dụng chung ”, NXB Đại họcQuốc gia TP Hồ Chí Minh, 2011.