Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

LỜI MỞ ĐẦU
Cùng với sự phát triển kinh tế và xã hội các tòa nhà và các công trình cao
tầng ngày càng được xây dựng nhiều hơn. Việc di chuyển lên xuống trong các
tòa nhà cũng là vấn đề quan trọng được chú ý. Chính vì vậy thang máy đã ra
đời và trở thành một thiết bị không thể thiếu trong các nhà cao tầng.Ở Việt
Nam các tòa nhà cao tầng ngày được xây dựng ngày càng nhiều và việc lắp
đặt và sử dụng thang máy ngày càng nhiều. Nhưng đa số thang máy sử dụng
hiện này đều phải nhập khẩu từ nước ngoài. Để tránh việc phụ thuộc quá
nhiều vào nguồn thang máy nước ngoài, việc nghiên cứu phát triển và chế tạo
thang máy cần được quan tâm đúng mức. Sản xuất ứng dụng lắp đặt thang
máy đang là một lĩnh vực tiềm năng hiện nay.
Trong đồ án của mình em thiết kế hệ thống dẫn động thang máy có tải
trọng 1600kg và với vận tốc 90m/s. Em đã đi sâu vào phần thiết kế hộp giảm
tốc và chế tạo bánh đai.Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình
của thầy NGUYỄN XUÂN HẠ , em đã hoàn thành xong đồ án môn học của
mình. Do đây là đồ án đầu tiên của em trong chương trình học khó có thể
tránh khỏi nhưng sai sót. Em mong nhận được thêm sự đóng góp của các thầy
cô trong bộ môn. Qua quá trình làm đồ án em đã học hỏi thêm nhiều kiến thức
về thiết kế hệ thống dẫn động thang máy nói riêng và kiến thức về thiết kế cơ
khí nói chung phục vụ cho quá trình làm việc sau này.
Em xin chân thành cảm ơn!
Sinh viên thực hiện
Dương Xuân Thủy

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881

Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

PHẦN I TÍNH ĐỘNG HỌC
Trọng tải
: Q1 = 1600 (Kg)
Khối lượng cabin

: G = 800 (Kg)

Vận tốc cabin

: v = 90 (m/phút)

Thời gian phục vụ

: Lh = 36000 giờ
α
Góc ôm cáp trên puly ma sát : = 1450
Khoảng cách hai nhánh cáp : cc= 950 mm
Đặc tính làm việc : êm
Qm = 2.5 Q1 = 4000 (Kg)
Q2 = 0,7 Q1 = 1120 (Kg)
T1 = 2.4 min
T2 = 2.3 min
Tck = 3*(t1 + t2) =14.1 min
1.

Xác định công suất yêu cầu

a, Tính công suất trên puly ma sát
-

-

-

-

Treo qua puly, bội suất palăng : a =2
V 90
Vc = = =1,5
60 60
Vận tốc cabin (đơn vị m/s) :
(m/s)
Q .T
1+ 2 2 1+0,7. 2.3
Q .T +Q .T
Q1.T1
2.4 =0,85
γ= 1 1 2 2 =
=
T
2.3
Q1.(T1 +T2 )
1+ 2
1+
T1
2.4
Hệ số điền đầy

γ
φ=
2
Hệ số cân bằng :
=0.425
ηg =0,95-f.Zu =0,95-0,02.1=0,93
Hiệu suất giếng thang :

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

F=
-

(1-φ)Q1 (1-0,425).1600
=
=494.62
a.η g
2.0,93

Lực kéo trên puly ma sát :
Ppl =

-

Công suất trên puly ma sát :


F.v pl
1000

=

4946,2.3
=14,84 (kW)
1000

b, Hiệu suất chung của cơ câu truyền, Công suất trên trục động cơ
-

Chọn trục vít hai mối ren

⇒

hiệu suất bộ truyền trục vít bánh vít :

ηtv = 0,8

ηol = 0,995

-

Hiệu suất ổ lăn :

-

Hiệu suất khớp nối :

Hiệu
suất
từ
động

ηkn = 1

cơ

đến

puly

ma

sát

:

η=ηtv .ηol2 .ηkn =0,8.0,9952 .1=0,79
-

Công

Pdcyc =
2.

suất

yêu


cầu

cần

thiết

trên

trục

động

cơ

:

Ppl 14,84
=
=18,78 kw
η 0,79

Xác định số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ
a, Chọn sơ bộ đường kính puly ma sát
- Số nhánh cáp : Zc = 3
Q + G 1600 + 800
S= 1
=
= 430,11(kgf )
a.η g .Z c

2.0,93.3
- Lực căng cáp :
- Hệ số an toàn của cáp : Zp= 12
Sdyc =S.Zp =430,11.12=5161,29 (kgf)
- Lực kéo đứt theo yêu cầu :
Tra bảng 2.3 Bảng thông số cáp thép tại tài liệu [III] tìm đươc đường
kính dây cáp : dc= 11 mm
Đường kính sơ bộ của puly : Dsb ≥ 40.dc= 40.11 = 440 (mm)

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Chọn D=450 (mm)
b, Tính số vòng quay trên trục puly ma sát:

n pl =

60000.Vpl
π.Dsb

=

60000.3
= 127,3
π.450
(vòng/phút)


c, Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc (HGT) : usb = 20
n sb =u sb .n pl =20.127,3=2546

Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
3.

(vòng/phút)

Chọn động cơ

Chọn động cơ thỏa mãn điều kiện

 Pdc > Pdcyc = 18,78(kW )

ndc ; nsb = 3000(v / ph)

Chọn sử dụng động cơ điện:
Tra bảng P1.1 tại tài liệu [I] ta tìm được động cơ :
Ký hiệu : 3K180M2
Công suất danh nghĩa : 22 kW
Số vòng quay thực : 2960 (v/ph)
Tk
= 1,8
Tdn
- Hệ số quá tải :
- Khối lượng : 175 (Kg)
- Đường kính trục động cơ : ddc=45 (mm)
Xác định các thông số động học

a, Xác định tỷ số truyền trục vít, bánh vít
n
2960
u tv = dc =
≈ 23.25
n pl 127.3
-

4.

D=

60000.Vpl
π.n pl

=

60000. 3
=450
π.127.3

Đường kính puly ma sát :

(mm)

Chọn đường kính : D = 450 (mm)
b, Xác định số vòng quay, công suất tính toán, số vòng quay trên các trục

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881



Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Xác định số vòng quay trên trục :

n dc =n I =2960

(v/ph)

n pl =n II =127,3
(v/ph)
Xác định công suất trên trục :

Ppl = 14,84 (kW)
PII =

Ppl
ηol

= 14,91 (kW)

PI =

PII 14,91
=
=18,64
ηtv
0,8


Pdc =

(kW)

PI 18,64
=
=18,73 (kW)
η ol 0,995

Xác định momen xoắn trên trục :

9,55.106 .Pdc 9,55.106 .18,73
Tdc =
=
= 60429,6(Nmm)
n dc
2960
9,55.106 .PI 9,55.106 .18,64
TI =
=
= 60139,2 (Nmm)
nI
2960

9,55.106 .P2 9,55.106 .14,91
T2 =
=
=1118542,8 (Nmm)
n dc

127,3
c, Bảng tổng kết:
Động cơ
Tỉ số truyền

Công Suất(KW)

Trục I

ukn=1

18,73

Trục II
utv=23.25

18,62

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881

14,91


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Số vòng quay(v/ph)

2960


2960

127,3

Moomen xoắn (Nmm)

60429,6

60139, 2

1118542,8

PHẦN II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT
A : ĐẦU VÀO
- Momen xoắn trên trục bị động : TII =1118542,8 (Nmm)
- Số vòng quay trên trục chủ động : nI = 2960 (v/ph)
- Tỉ số truyền :u = utv = 23.25
- Tuổi thọ yêu cầu : 36000 giờ
- Quan hệ giữa chế độ tải trọng : Tck = 14,1 min
T1 =2,4 min
T1 =2,4 min
Q2/Q1 =0,7
Qm/Q1 =2,5
- Chế độ làm việc : Êm
B : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ
I.
Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
1. Chọn vật liệu
Vận tốc trượt:

vs =4,5.10-5 .n1. 3 T2 = 4,5.10-5 .2960. 3 1118542,8= 13,8(m/s)

Vs >5 (m.s) nên ta sử dụng đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít. Tra
bảng 7.1-tài liệu [I] ta có:
- Vật liệu chế tạo bánh vít: Đồng thanh thiếc kẽm chì (Nhóm I)
Ký hiệu : БpOIIC 5-5-5
Cách đúc : dùng khuôn kim loại

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

σ
σ

b

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

= 250 (MPa)

= 100 (Mpa)
vật liệu trục vít : trục vít thép tôi cải thiện và không mài
ch

2.

Xác định ứng suất cho phép
a, ứng suất tiếp xúc cho phép [


σH

]

Bánh vít làm bằng БpOIIC 5-5-5, trục vít làm bằng thép không tôi và
vận tốc Vs=13,8 (m/s)
Trong đó [
[

σ HO

σ HO

]= 0,75.

Þ

[

σH

σ
b

=0,75.250=200(MPa)

KHL- hệ số tuổi thọ:

Với


].KHL

]- ứng suất tiếp xúc cho phép trong 107 chu kì.

K HL = 8

N HE

]= [

σ HO

107
N HE

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
4

 T 
N HE =60.∑  2i ÷ .n 2i .Ti
 T2max 
 Q
T
Q
T 
=60.n II .L h . ( 1 ) 4 . 1 +( 2 ) 4 . 2 
Tck
Q1
Tck 

 Q1
2, 4
2, 3 

= 60.127,3.3600. 14 .
+0,7 4 .
=57,58 (MPa)
14,1 ÷
 14,1


107
K HL =
=
N HE
Þ
8

Þ

[

σH

]= [

σ HO

8


107
= 0,8
57,58.106

].KHL =150.0,8=160 (MPa)

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

b, ứng suất uốn cho phép [
[

σF

]= [

σ FO

σ FO

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

σF

]

].KFL


] : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ
σ FO
σb
[
] = 0,16. = 0,16.250 = 40 (MPa)
KFL : hệ số tuổi thọ
Với [

106
K FL = 9
N FE
Với NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi tính về ứng suất
uốn
9

 T 
N FE =60.∑  2i ÷ .n 2i .Ti
 T2max 
 Q
T
Q
T 
=60.n 2 .L h . ( 1 )9 . 1 +( 2 )9 . 2 
 Q1 Tck Q1 Tck 
2,3 
 2,4
=60.127,3.36000.19 .
+0,7.
=48,61.106
÷

14,1 
 14,1

Þ

106 9
106
=
=0,65
N FE
48,61.106

K FL = 9

Suy ra [

σF

]= [

σ FO

].KFL= 0,65.40 =26 (MPa)

c, ứng suất cho phép khi quá tải :
[

II.
1.


σH
σF

]max = 4.

σ ch

= 4.100 = 400 (MPa)

σ ch

[ ]max =0,8.
= 0,8.100 = 80 (MPa)
Xác định thông số bộ truyền
Khoảng cách trục
170 2 T2 .k H
a w = ( Z2 +q ) . 3 (
).
Z 2 .[σ H ]
q

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Z1: số ren trục vít: Z1 = 2
Z2: số răng bánh vít : Z2 = utv.Z1 = 23,25 . 2 =46,5


q ≥ (0,25.....0,3).Z 2 =11,5...13,8

q : hệ số đường kính trục , chọn sơ bộ
Tra bảng 7.3 trong tài liệu [1] chọn q=16
kH : là hệ số tải trọng, chọn sơ bộ kH=1,2
a w =(46+16). 3 (

Vậy
Lấy aw =220 mm
m=

Tính modun

170 2 1118542,8.1,1
) .
=214
46.160
16

mm

2.a w 2.220
=
=7,097
q+Z2 16+46

Theo bảng 7.3 trong tài liệu [I] chọn modun tiêu chuẩn m= 7
aw =


Do đó

m
7
.(q+Z 2 )= (46+16)=217
2
2

(mm)

Ta lấy aw= 220 (mm)
2. Hệ số dịch chỉnh

x=

aw
220
-0,5.( q+Z2 ) =
-0,5.(16+46)=0,43
m
7

Thỏa mãn điều kiện

-0,7 ≤ x ≤ 0,7

(mm)

(mm)


Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

III.

1. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc :
3

170  Z 2 +q 
kH
σH =
. 
≤ [σ H ]
÷ .T2 .
Z2  a w 
q

Trong đó :
-

kH là hệ số tải động

k H =k Hβ .k Hv

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ


k Hβ

Trong đó

là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều
3

rộng vành răng

Z   T 
k Hβ =1+  2 ÷ .  1- 2m ÷
 θ   T2max 

θ=102
Tra bảng 7.5 trong tài liệu [I] ta được hệ số biến dạng trục vít
T2m
T2i .Ti .n 2i
T
T
2, 4
2, 3
=∑ (
)= ∑ 2i . i =1.
+0,7.
=0,28
T2max
T2max .∑ Ti .n 2i
T2max ∑ Ti
14,1
14,1


⇒ k Hβ =1+(
k Hv
-

46 3
) .(1-0,28)=1,07
102

là hệ số tải trọng động

Vận tốc trượt Vs tính theo công thức :
Vs =

π.d w1 .n1
60000.cosγw

trong đó:
dw1: đường kính mặt trụ lăn của trục vít

d w1 =(q+2x).m=(16+2.0,43).7=118,02 mm
γw

góc vít lăn
 Z 
2


γ w =arctg  1  =arctg 
=6,8o


16+ 2.0,43 
 q+2x 
⇒ Vs =

π.118,02.2960
=18,5
60000.cos 6,8o

(m/s)

Theo bảng 7.6 trong tài liệu [I] tra được cấp chính xác 6
Theo bảng 7.7 trong tài liệu [I] tra được kHv =1,1
k H =k Hβ .k Hv = 1,07.1,1 = 1,177

Vậy hệ số tải động :
Ta có:
Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

3

170  46 + 16  1118542,8.1,177
σH =
. 
= 158,6

÷.
60  220 
16

(MPa) < 160 Mpa

Điều kiện bền tiếp xúc thỏa mãn
2.

Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn:

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít thỏa mãn:

σF =

1,4.T2 .YF .K F
≤ [σ F ]
b2 .d 2 .mn

Trong đó:
- mn : modun pháp của bánh vít
m n =m.cosγ=7.cos 6,8o =6,95
-

b2 : chiều rộng bánh vít
b2 ≤ 0,75d a1
có z1 =2 ,
d a1 =m.(q+2)=7.(16+2)=94,5

⇒ b 2 ≤ 0,75d a1 = 94,5

Vậy chọn b2 = 94,5
- d2 : đường kính vòng chia bánh vít

d 2 = m.Z 2 = 7.46 = 322 (mm)
-

YF : hệ số dạng răng với số răng tương đương
Zv =

3.

Z2
46
=
=47,0
3
cosγ cos 36,8 0

Tra bảng 7.8 trong tài liệu [I] được YF = 1,48
KF : hệ số tải trọng ,KF =KH =1,177
1, 4.1118542.1, 48.1,1177
σF =
= 12,9
94,5.322.6, 95
Vậy
(MPa) < 26 (MPa)
Điều kiện bền uốn thỏa mãn
Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải:

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881



Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

K qt =

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Qm
= 2, 5
Q1

Hệ số quá tải

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng:

s Hmax = s H . K qt =158,6. 2,5 = 250,8 (MPa)< [s H ]max = 400 MPa
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít:

s F max = s F . K qt = 12,9 2,5 = 20,4M a < [s F ]max = 80 MPa
4.

Tính nhiệt truyền động trục vít:

Diện tích thoát nhiệt cần thiết

A≥

của hộp giảm tốc


1000(1-η).P1
[0,7.K t .(1+ψ)+0,3.K tq ].β.([t d ]-t o )
β
-

hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng

β=

Tck
14,1.1600
=
= 3,52
∑ Pi .Ti / P1 1600.2,4 + 0,7.1600.2,3

Ktq =40 ứng với vòng quay của quạt n=2960 vòng/phút

-

ψ

-

Chọn

ψ

: hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy

-


=0,25
Kt : hệ số tỏa nhiệt , chọn Kt =13 W/(m2 oC)
to : nhiệt độ xung quanh môi trường :to=200

-

: hiệu suất bộ truyền, = 0,8.
[td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, do trục vít đặt dưới bánh

η

h

vít nên [td]=900
1000(1-0,8).18,41
A≥
= 0,607 m 2
[0,7.13.(1+0,25)+0,3.40].3,52(90-20)

Vậy
Ta có sơ bộ diện tích tỏa nhiệt của hộp giảm tốc

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ


At = 9.10−5.a1,85
= 9.10−5.2201,85 = 1,939m3
w

⇒

IV.

A < At thỏa mãn về nhiệt độ.

Tổng kết các thông số cơ bản của bộ truyền
Kí

Công thức tính

Kết quả

Khoảng cách trục

hiệu
aw

0,5m(q+Z2+2x)

220 mm

Hệ số dịch chỉnh

x


x = aw / m − 0,5(q + Z 2 )

0,43 mm

Số mối ren vit

z

Z1

2

D

Z2
d1 = qm

46
d1 = 112 mm

d2 = mZ2

d2 = 322 mm

da1 = m(q+2)

da1 = 126 mm

da2 = m(Z2 + 2 + 2x)


da2 = 342,02 mm

df1 = m(q - 2,4)

df1 =95,2 mm

df2 = m(Z2 – 2,4 +2x)

df2 = 311,22 mm

V.

Thông số

Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy

da
df

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

Đường kính mép ngoài

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ


daM2

bánh vít

daM2=352,52 mm

daM 2 ≤ da2 + 1,5m

với Z1 = 2

Mô đun

m

7

Hệ số đường kính

q

16

Chiều rộng bánh vít

ba

Góc ôm

δ


b2 ≤ 0,75da1

b2 =90 mm
với Z1 = 2

δ = arcsin[b2 / (d a1 − 0,5m)]

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881

δ = 50,50


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

PHẦN III :CHỌN KHỚP NỐI- TÍNH TRỤC- THEN VÀ Ổ LĂN
I.
CHỌN PHANH VÀ KHỚP NỐI
1. Lựa chọn phanh

Tyc = k p .

Fpl .Dpl

Momen phanh yêu cầu:

2.ut

.η


Với :
Dpl = 450 (mm): Đường kính puly ma sát.
ut=23.25: Tỉ số truyền.
Kph = 2: hệ số an toàn phanh.
η = 0,8
: hiệu suất chung của hệ dẫn động.
Fp: Lực vòng trên puly ma sát

Fp =

(1, 25 - ϕ ).Q (1, 25 - 0, 425).16000
=
= 6600(N)
a
2
Þ Tyc = 2.

6600.450.10- 3
.0,8 =102, 2 (Nm)
2.23, 25

Tra bảng thông số phanh thủy lực trong tài liệu [III] ta được thông số

2.

phanh như sau :
- Kí hiệu : YWZ-200/25
- Momen phanh cho phép : 200 (Nm)
- Đường kính bánh phanh : Dph = 200 mm

δ ph = 0,6
- Khoảng hở cho phép :
mm
z ph = 0, 7 mm
- Khoảng hở cho phép:
- Tổng khối lượng 42 kg
- Công suất 60 w
Chọn khớp nối :
Chọn khớp nối kiểu ZZL-Khớp nối răng liền bánh phanh.
Tra bảng trong tài liệu [III] với D0 = Dph = 200 mm ta được khớp nối
có:
- Ký hiệu : ZZL2

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Momen xoắn cho phép truyền được : Tkn = 1400 Nm
Đường kính: dmin= 30 mm, dmax=50 mm.
Modun : mph =2,5
Số răng :Zph = 38
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ SƠ BỘ TRỤC (TRỤC VÍT)
-

II.

Phân tích và tính lực ăn khớp : Xét trường hợp thang máy đi lên:

d1=q.m=112 (mm);
d2= m.z2=322 (mm).

Ft1: lực tiếp tuyến tác dụng lên trục I (Ft1 // trục II , ngược chiều quay

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881

ω1

)


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Ft2 : lực tiếp tuyến tác dụng lên trục II (F t2 // trục I ,cùng chiều quay

ω2

)
Fr : lực hướng tâm
Fa : lực dọc trục
Trị số của các lực :
2T
1118542,8
Fa1 = Ft 2 = 2 = 2.
= 6948 N
d2
322

Fa 2 = Ft1 = 2.

T1
60139, 2
= 2.
= 1074 N
d1
112

tan α
tan 200
Fr1 = Fr 2 = Fa1 .
= 6948.
= 2535 N
cos γ
cos1,150
Fk == (981…1471) N
Fk = N
Fx = S2 sin

α

= 16000sin35 =9177 N
α
Fy = S1+ S2 sin = 8000+16000 cos35 =21106 N
1.

Tính thiết kế trục:
Thông số đầu vào:
• Mômen xoắn trên trục I: T1=60139,2 Nmm.

• Mômen xoắn trên trục II: T2=1118542,8 Nmm.
• Số vòng quay trên trục I: n1=2960 vòng/phút.
• Số vòng quay trên trục II: n2=127,3 vòng/phút.
1.1. Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn thép C45 có

sb

s

= 600 (MPa) ; [ ]= 50 (Mpa)
t
Ứng suất xoắn cho phép [ ]= 15 (MPa).
1.2.

Tính sơ bộ đường kính trục vít:
Chọn sơ bộ đường kính trục vít:
³

d1 (0,8…1,2).dđc = (0,8…1,2).45 = (36…54) mm.
Chọn d1 = 50 mm
Tra bảng 10.2 tài liệu [I]

®

chiều rộng ổ lăn: bol = 27 mm.

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881



Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

1.3.

-

-

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Sơ đồ phân bố lực tác dụng chung

1.4. Các lực tác dụng lên trục I:
Lực vòng: Ft1= 1074 N
Lực dọc trục: Fa1=6948 N
Lực hướng tâm: Fr1=2535 N
Lực khớp nối: Chọn FK=1200 N
1.5. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chiều dài may-ơ bánh vít: lm = (1,2÷1,8) .d1= (65÷75) mm
Chiều dài may-ơ nửa khớp nối: trục vòng đàn hồi
lm12=(1,4÷2,5). d1 = 70÷ 125 mm
Chọn lm12= 100 mm
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp:
®

K2= 5÷15
Chọn K2= 10 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp:
K1=8÷15


-

®

Khoảng cách từ mặ mút chi tiết quay đến nắp ổ:
K3= 10÷20

-

Chọn K1= 10 mm

®

Chọn K3=15 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: hn=15÷20
Khoảng cách các điểm đặt lực trên trục 1:

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881

®

Chọn hn= 20 mm.


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ


lc12 = 0,5. (lm12 + bol) + K3 + hn = 102.5 mm.
Khoảng cách đặt lực:
l12= -lc12 = -102,5 mm.
l11= (0,9÷1). daM2 = (317,3…352,52) mm

l13 =
1.6.

Þ

l11= 330 mm.

l11
= 165 mm
2

Tính phản lực tại gối tượng và chọn đường kính trục

∑ Fkx = Ft1 + Fx 2 + Fx 3 - Fkn = 0

∑ Fky = Fr1 − Fy 3 − Fy 2 = 0

r
∑ M ( F ) = − F .l − F .l + F .(l + l ) = 0
3
Kx
t 1 13
x 2 11
k
c12

11

r
d1

M
(
F
)
=
−
F
.
l
+
F
.
l
+
F
.
=0
∑
3
Ky
r
1
13
y
2

11
a


2

 Fx 2 = 1024 N
 F = −898 N
 x3
 F = 123 N
 y2
 Fy 3 = 2412 N

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Chiều của Fx3 hướng ngược lại so với chiều đã chọn
Chọn đường kính các đoạn trục
Do ổ lăn lắp tại vị trí 2,3 nên ta chọn : d2=d3=55 mm
Do trục vít lắp tại vị trí 1 nên ta chọn : d1=60 mm
Do khớp nối lắp tại vị trí 4 nên ta chọn : d4=50 mm
Chọn then cho trục I
Trên trục I then được lắp tại vị trí 4 (khớp nối)
Tra bảng 9.1 trang 173 tài liệu 1 với d4=50mm ta chọn then bằng có
- b=14 mm
- h=9 mm

- t1=5,5 mm
-

2.

chiều dài then chọn lt4= 70 mm
3.

Tính chọn ổ lăn

Do vận tốc trượt trên bộ truyền trục vít bánh vít- bánh vít lớn hơn nhiệt sinh
ra nhiều, trục bị dẫn trong quá trình làm việc. Mặt khác tải trọng dọc trục sinh
ra lớn. Do vậy ta sử dụng ổ bi đỡ và sử dụng ổ kép là ổ đũa côn.
Đường kính đoạn trục lắp ổ d= d3 = d4 =55 mm
-

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cơ trung d= 55 mm; D= 120 mm; kí hiệu 311

-

có : C=56,0 (kN) C0=42,6 (kN)
Chọn ổ kép; với d=55 (mm) D=120 (mm) ta chọn ổ đũa côn cơ
trung kí hiệu 7311có: C=102; C0=81,5 (kN) B=29 (mm)

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ


Sơ đồ lực và kết cấu trục I

Fa1=6948 N
Fr1=2535 N
FK=1200 N

Ft1= 1074 N

Fx 2 = 1024 N
Fx 3 = −898 N

Fy 3 = 2412 N

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
4.

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Kết cấu trục và các chi tiết lắp trên trục
4.1. Xác định kết cấu trục I

Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ; ta chọn sơ bộ trục có kết cấu như sau:
-

Vị trí 2,3 nên ta chọn : d2=d3=55 mm
Vị trí 1 nên ta chọn : d1=60 mm

Vị trí 4 nên ta chọn : d4=50 mm

Thông số các đoạn :
lc12 = 98 mm; l11= 330 mm;

l13 =

165mm

4.2. Chọn then cho trục I
Trên trục I then được lắp tại vị trí 4 (khớp nối)
Tra bảng 9.1 trang 173 tài liệu 1 với d4=50mm ta chọn then bằng có
- b=14 mm
- h=9 mm
- t1=5,5 mm
chiều dài then chọn lt4= 60 mm
4.3.

Chọn ổ lăn cho trục I

Ta sử dụng ổ bi đỡ và sử dụng ổ kép là ổ đũa côn:
-

Chọn ổ bi đỡ 1 dãy cơ trung d= 55 mm; D= 120 mm; kí hiệu 311

-

có : C=56,0 (kN) C0=42,6 (kN)
Chọn ổ kép; với d=55 (mm) D=120 (mm) ta chọn ổ đũa côn cơ


trung kí hiệu 7311có: C=102; C0=81,5 (kN) B=29 (mm)
III.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM TRỤC II
1. Tính thiết kế trục
Thông số đầu vào :
1.1.

Momen xoắn trên trục I : T1=60139,2 (Nmm)
Momen xoắn trên trục II : T2=1118542,8 (Nmm)
Số vòng quay trên trục I: n1=2960 (vòng/phút)
Số vòng quay trên trục I: n2=127,3 (vòng/phút)
Chọn vật liệu chế tạo trục

Chọn thép C45 có

sb

s

= 600 (MPa) ; [ ]= 48 (Mpa)
t
Ứng suất xoắn cho phép [ ]= 30 (MPa).
Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí
1.2.
-

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ


Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn
Đường kính trục 2 sơ bộ (trục bị động) d2=(0,3…..0,5)a=(66…77)

Chọn đường kính d2=90 (mm)
Tra bảng 10.2 trang 182 tài liệu 1 ta có chiều rộng ổ lăn bo2=43 (mm)
1.3.

1.4.

1.5.

Sơ đồ phân bố lực

Xác định lực tác dụng lên trục II
2T
1118542,8
Ft 2 = Fa1 = 2 = 2.
= 6948 N
d2
322
- Lực vòng :
2T
60139,2
Fa 2 = Ft1 = 1 = 2.
= 1074 N
d1
112
- Lực dọc trục :
tan α

tan 200
Fr 2 = Fr1 = Fa1 .
= 6948.
= 2535 N
cos γ
cos1,150
- Lực hướng tâm :
- Lực tác dụng từ puly ma sát:
α
Fx = S2 sin = 16000sin35 =9177 N
α
Fy = S1+ S2 sin = 8000+16000 cos35 =21106 N

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

Chiều dài may ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn
-

Chiều dài may ơ bánh vít lm22 =(1,2…1,8) = (108…162) (mm).

-


Chọn lm22=110 (mm)
Chiều dài may ơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lm23

-

=(1,4…2,5) = (126…225) (mm). Chọn lm23=130 (mm)
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp:

-

®

K2= 5÷15
Chọn K2= 10 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp:
K1=8÷15

-

®

Khoảng cách từ mặ mút chi tiết quay đến nắp ổ:
K3= 10÷20

-

Chọn K1= 10 mm


®

Chọn K3=20 mm

Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: hn=15÷20

Khoảng cách điểm đặt lực trên trục II :
-

Khoảng công-xôn lcki=0,5.(lmki + bo) +k3+ hn
Khoảng cách đặt lực trên trục II
l22=0,5(lm22+ bo) +k1+ k2=96,5(mm)

Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881

®

Chọn hn= 20 mm.


Đồ án thiết kế hệ thống cơ khí

GVHD: Nguyễn Xuân Hạ

l21=2l22=193 (mm)
l23=l21 +lc23=193+111,5=304,5 (mm)
Tính phản lực tại các gối tựa và vẽ biểu đồ momen

1.6.


Các lực tác dụng lên trục II có chiều như hình vẽ

Cần xác định phản lực tại các gối tựa Fx1, Fy1, Fx3, Fy3
Tính lực tại các gối tựa:
-

Trong mặt phẳng Oxz ta có :
∑ Fkx = − Fx 4 + Fx3 + Ft 2 + Fx1 = 0
r

M
(
F
∑ 4 Kx ) = − Fx 3.lc 23 − Ft 2 .(lc 23 + l22 ) − Fx1.(l21 + lc 23 ) = 0

=>

∑ Fx1 = − 8776 N

∑ Fx 3 = 11005 N

=> Chiều Fx1 ngược chiều với chiều đã chọn
- Trong mặt phẳng Oyz ta có:
∑ Fky = Fy 4 − Fy 3 − Fr 2 − Fy1 = 0

r

d2
∑ M 4 ( FKy ) = Fy 3 .lc 23 + Fr 2 .(lc 23 + l22 ) + Fy1.(l21 + lc 23 ) + Fa 2 . = 0


2
Sinh viên thực hiện: Dương Xuân Thủy – MSSV 20133881