›
›

Bài giảng Chi tiết máy - Nguyễn Văn Dự

pdf 230 trang phuongnguyen 4310
Download
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Bài giảng Chi tiết máy - Nguyễn Văn Dự", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

  • pdfbai_giang_chi_tiet_may_nguyen_van_du.pdf

Nội dung text: Bài giảng Chi tiết máy - Nguyễn Văn Dự

  1. Môn học: CHI TIẾT MÁY 1a Bộ môn: Cơ sở thiết kế máy Khoa Cơ khí, ĐHKTCN 1
  2. Thông tin giáo viên •Họ tên: Nguyễn Văn Dự. • Sinh năm: 1963. • Quá trình đào tạo: – 1985: Kỹ sư Cơ khí (K16), ĐHKTCN. – 1997: Thạc sỹ Cơ khí, ĐH BK Hà nội. – 2000: Kỹ sư Tin học, ĐH BK Hà nội. – 2007: Tiến sỹ, ĐH Nottingham. • Email: vandu@tnut.edu.vn 2
  3. Bài Mở đầu 0.1. Khái niệm và định nghĩa chi tiết máy 0.1.1. Máy Máy là một dạng công cụ lao động thực hiện một/nhiều chức năng nhất định, phục vụ cho lợi ích của con người. Ví dụ : .? + Máy bay, Ô tô, Xe máy, Máy cày, Máy gặt (Máy công tác) + Người máy, robot tự động (Máy tự động) + Máy phát điện, Động cơ điện, Cối xay gió (Biến đổi năng lượng) 3
  4. 0.1.2. Bộ phận máy Một phần của máy có chức năng nhất định phục vụ cho chức năng chung của máy Ví dụ: ? 4
  5. 0.1.3. Chi tiết máy: Phần tử của máy có cấu tạo độc lập, hoàn chỉnh, khi chế tạo k0 kèm lắp ráp Chia thành 2 nhóm lớn: - Nhóm các CTM có công dụng chung. + Các chi tiết cùng loại có cấu tạo, công dụng như nhau + Gặp trên nhiều máy khác nhau + Kể tên một số CTM công dụng chung? - Nhóm các CTM có công dụng riêng. 5
  6. 0.2. Nhiệm vụ, Nội dung, Tính chất môn học Nhiệm vụ: Cấu tạo, Nguyên lý làm việc, Cách tính toán thiết kế CTM công dụng chung. Nội dung: 1. Những vấn đề cơ bản trong tính toán thiết kế máy và chi tiết máy. 2. Các tiết máy truyền động: Bánh răng, Bánh vít, Đai 3. Các tiết máy đỡ nối: Trục, ổ 4. Các tiết máy ghép: Bu lông, Đinh tán Tính chất: 6
  7. Phần 1: Những vấn đề cơ bản Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.1. Khái quát các yêu cầu đối với máy và CTM -Khả năng làm việc - Độ tin cậy - An toàn cho sử dụng -Tính công nghệ và kinh tế 7
  8. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.2. Nội dung, đặc điểm, trình tự thiết kế máy và chi tiết máy 1.2.1. Nội dung và trình tự thiết kế máy 1. Xác định nguyên lý làm việc 2. Lập sơ đồ toàn máy 3. Xác định tải trọng tác dụng 4. Chọn vật liệu 5. Tính toán động học, động lực học, xđ kết cấu sơ bộ của máy, CTM, cụm CTM, kết hợp với các yêu cầu, điều kiện khác để xác định kích thước hoàn thiện của CTM, cụm máy 6. Lập hướng dẫn sử dụng & thuyết minh 8
  9. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.2.2. Nội dung và trình tự thiết kế chi tiết máy 1. Lập sơ đồ tính toán 2. Xác định tải trọng tác dụng 3. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện phù hợp 4. Tính toán toán sơ bộ các kích thước 5. Xây dựng kết cấu CTM 6. Tính toán kiểm nghiệm theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc theo kết cấu thực và điều kiện làm việc cụ thể. 7. Nếu thấy không thoả mãn các quy định thì phải thay đổi kích thước kết cấu hoặc thay đổi vật liệu và kiểm tra lại. 9
  10. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy Ví dụ: Lập sơ đồ tải trọng để tính thiết kế trục 10
  11. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.2.3. Đặc điểm thiết kế chi tiết máy -Kết hợp lý thuyết và thực nghiệm -Kết hợp tính toán bằng toán học với các điều kiện biên về quan hệ lực, biến dạng; quan hệ kết cấu khi cần. - So sánh nhiều phương án có thể để chọn phương án tối ưu 11
  12. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.3. Tải trọng và ứng suất 1.3.1. Tải trọng: là những tác độ???ng bên ngoài (Lực hoặc mômen) đặt lên CTM Tải trọng làm việc ? Tải trọng thực tế đặt lên CTM trong qua trình làm việc Lưu ý: Tải trọng là đại lượng véc tơ, được xác định bởi các thông số: cường độ, phương, chiều, điểm đặt và đặc tính (thay đổi) của tải trọng. 12
  13. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy Phân loại tải trọng: * Căn cứ tính chất thay đổi của tải trọng Tải trọng không đổiTải trọng thay đổi Tải trọng va đập M t 13
  14. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy * Căn cứ tính chất dịch chuyển của tải trọng -Tải trọng cố định -Tải trọng di động - Tên các đại lượng tải trọng dùng khi tính toán CTM + Tải trọng tương đương + Tải trọng danh nghĩa + Tải trọng tính toán 14
  15. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.3.2. Ứng suất: a. Khái niệm, phân loại - Khái niệm: Lực / Diện tích chịu lực - Đơn vị: MPa (Mega Pascal) (1 MPa = 1 N/mm2) - Phân loại: + Theo dạng ứng suất: Kéo, nén, uốn, xoắn + Theo tính chất thay đổi: Tĩnh, Thay đổi 15
  16. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy Ứng suất không đổi (Ứng suất tĩnh ) 16
  17. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy b. Chu trình ứng suất và các thông số đặc trưng Ứng suất thay đổi và các thông số đặc trưng 17
  18. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy Phân loại chu trình ứng suất? -Dựa vào hệ số tính chất chu kỳ, r -Tuần hoàn đối xứng -Tuần hoàn không đối xứng -Khác dấu -Cùng dấu -Mạch động dương -Mạch động âm -Dựa vào tính ổn định của σa và σm -Ổn định -Bất ổn định Vẽ hình minh họa từng loại chu trình ứng suất? 18
  19. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy c. Ứng suất dập và ứng suất tiếp xúc * Ứng suất dập F σ = (MPa) d ld 19
  20. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy * Ứng suất tiếp xúc: + Tiếp xúc đường + Tiếp xúc điểm 20
  21. Chương 1: Đại cương về Thiết kế máy và Chi tiết máy 1.3.3. Quan hệ giữa tải trọng và ứng suất -Tải trọng không đổi có thể gây nên ứng suất thay đổi. Bạn có thể lấy ví dụ và vẽ đồ thịứng suất thay đổi theo thời gian? -Tải trọng thay đổi có thể gây nên ứng suất không đổi. Bạn có thể lấy ví dụ và vẽ đồ thịứng suất thay đổi theo thời gian? 21
  22. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY Nhắc lại khái niệm Khả năng làm việc: Là khả năng của CTM và máy có thể hoàn thành các chức năng đã định mà vẫn đảm bảo Độ bền Độ cứng Độ chịu nhiệt Độ chịu dao động 2.1. 2.1.1. Khái niệm, Phân loại -Khái niệm: Là khả năng tiếp nhận tải trọng của chi tiết máy mà không bị phá huỷ trước thời hạn yêu cầu 22
  23. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY - Phân loại Các dạng hỏng phụ thuộc dạng ứng suất và dạng chịu ứng suất Độ bền Độ bền tĩnh Độ bền mỏi (CT chịu ƯSKĐ) (CT chịu ƯSTĐ) Dạng chịu US -Biến dạng dư - Gãy, đứt vì Thể tích mỏi -Dập -Tróc rỗ bề mặt Bề mặt -Biến dạng dẻo vì mỏi bề mặt 23 Ví dụ: Chi tiết chịu ƯSTX Thay đổi có thể hỏng do tróc rỗ bề mặt vì mỏi
  24. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.1.2. Phương pháp tính độ bền σ [σ ] = lim σ ≤ [σ ] max Với s τ ≤ [τ ] τ max [τ ] = lim s -Nếu CTM chịu ƯS không đổi, ƯSGH lấy theo giới hạn bền, chảy. -Nếu CTM chịu ƯS thay đổi, ƯSGH lấy theo giới hạn mỏi. 24
  25. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.1.3. Tính độ bền thể tích a. Tính độ bền thể tích khi ứng suất không đổi b. Tính độ bền thể tích khi ứng suất thay đổi b.1. Dạng hỏng vì mỏi b.2. Khái niệm giới hạn mỏi, đường cong mỏi b.3. Các nhân tốảnh hưởng đến giới hạn mỏi b.4. Các biện pháp nâng cao sức bền mỏi b.5. Tính bền thể tích mỏi khi ƯSTĐ ÔĐ b.6. Tính bền thể tích mỏi khi ƯSTĐ KÔĐ 25
  26. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.1. Dạng hỏng vì mỏi -Xảy ra khi chi tiết chịu ứng suất thay đổi, số chu kỳ đủ lớn -Xảy ra đột ngột, trước khi hỏng không xuất hiện biến dạng dư -Ứng suất lớn nhất sinh ra còn nhỏ hơn nhiều so với ứng suất cho phép theo điều kiện bền tĩnh Hỏng do không đủ bền tĩnh Hỏng do không đủ bền mỏi 26
  27. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.2. Khái niệm giới hạn mỏi, đường cong mỏi -Giới hạn mỏi là giá trịứng suất lớn nhất bắt đầu gây hỏng chi tiết tương ứng với số chu kỳứng suất nhất định - Quan hệ giữa ứng suất và số chu kì gây hỏng chi tiết được biểu diễn bằng đường cong mỏi σr=const .N<N0: G.h. mỏi ngắn hạn .N≥N0: G.h. mỏi dài hạn σ m N = σ m N = σ m N = = σ m N 1 1 2 2 k k r 0 27
  28. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.3. Các nhân tốảnh hưởng đến giới hạn mỏi - Ảnh hưởng của vật liệu: + Kim loại có độ bền mỏi cao hơn vật liệu không kim loại + Hợp kim đen có độ bền mỏi cao hơn hợp kim màu + Thép có độ bền mỏi cao hơn gang + Thép HK có độ bền mỏi cao hơn Thép các bon + Thép Các bon có hàm lượng cao có độ bền mỏi cao hơn Thép các bon hàm lượng thấp 28
  29. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY - Ảnh hưởng của hình dáng kết cấu: + Tiết diện thay đổi đột ngột gây tập trung ứng suất, giảm sức bền mỏi + Hệ số tập trung ứng suất: 29
  30. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY - Ảnh hưởng của kích thước tuyệt đối: + Chi tiết có kích thước càng lớn thì giới hạn mỏi càng thấp + Nguyên nhân: Chi tiết có kích thước càng lớn thì -Chứa càng nhiều khuyết tật. Các vết nứt tế vi, rỗ trong lòng chi tiết gây tập trung ứng suất, dễ phát sinh mỏi. -Tỷ lệ giữa lớp bề mặt cơ tính tốt với toàn thể tích chi tiết càng giảm. + Hệ số kích thước tuyệt đối: 30
  31. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY - Ảnh hưởng của công nghệ gia công bề mặt: + Lớp bề mặt thường là lớp chịu ứng suất lớn nhất. + Các vết nứt tế vi do mỏi thường xuất hiện từ lớp này + Ảnh hưởng: - CTM được gia công tinh, độ nhẵn bề mặt cao sẽ có giới hạn mỏi cao hơn gia công thô, độ nhẵn thấp. - CTM được tăng bền bề mặt như phun bi,lăn, nén sẽ được tăng độ bền mỏi + Đánh giá ảnh hưởng bằng hệ số bề mặt β 31
  32. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY - Ảnh hưởng của trạng thái ứng suất: + CTM chịu ứng suất đơn sẽ có độ bền mỏi cao hơn khi chịu ứng suất phức tạp + CTM chịu ứng suất nén thay đổi có độ bền mỏi cao nhất. CTM chịu ứng suất thay đổi khác dấu (r<1) có độ bền mỏi thấp nhất. 32
  33. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.4. Các biện pháp nâng cao sức bền mỏi + Các biện pháp kết cấu -Bố trí những chỗ gây tập trung ƯS ở xa vùng chịu ƯS lớn -Tại những chỗ chuyển tiếp nên dùng góc lượn có bán kính lớn nhất có thể dùng góc lượn elip - Dùng then hoa răng thân khai thay cho then hoa răng chữ nhật -Với các mối ghép có độ dôi phải vát mép, làm mềm hoặc khoét rãnh thoát tải ở mayơ + Các biện pháp công nghệ - Dùng các phương pháp nhiệt luyện hoặc hóa nhiệt luyện - Dùng các phương pháp để tăng chất lượng bề mặt như mài, đánh bóng, lăn ép, phun bi 33
  34. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.5. Tính bền thể tích mỏi khi ƯSTĐ ÔĐ -Nếu CTM làm việc với số chu kỳứng suất N ≥ N0 : σ lim = σ r -Nếu CTM làm việc với số chu kỳứng suất N < N0 : N m 0 σ lim = σ r = σ r K L N 34
  35. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.5. Tính bền thể tích mỏi khi ƯSTĐ KÔĐ + Tổn thất mỏi ở chế độ ứng suất thứ i: ' Ni Ni + Cộng bậc nhất đơn giản các tổn thất mỏi: n N ' N ' N ' N ' ∑ i =1 ⇔ 1 + 2 + + n =1 i=1 Ni N1 N2 Nn 35
  36. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY + Biến đổi: N ' N ' N ' 1 + 2 + + n =1 N1 N2 Nn m ' m ' m ' σ1 N1 σ 2 N2 σ n Nn m + m + + m =1 σ1 N1 σ 2 N2 σ n Nn m ' m ' m ' σ1 N1 σ 2 N2 σ n Nn m + m + + m =1 σ r N0 σ r N0 σ r N0 36
  37. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY m ' m ' m ' σ1 N1 +σ 2 N2 +σ n Nn m =1 σ r N0 n m ' ∑σ i Ni i=1 m =1 σ r N0 n m ' m ∑σ i Ni = σ r N0 i=1 37
  38. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY Có 2 cách biến đổi công thức trên để tính ƯSGH: Cách 1: Chọn ứng suất danh nghĩa là σmax, số chu kỳ tương đương được tính dựa theo đường cong mỏi: n m ' m m ∑σ i Ni = σ r N0 = σ max N E i=1 m m' n n ⎛ Q ⎞ ⎛ σ i ⎞ ' i ' N = ⎜ ⎟ N Hay N E = ⎜ ⎟ Ni E ∑⎜ ⎟ i ∑⎜ Q ⎟ i=1 ⎝σ max ⎠ i=1 ⎝ max ⎠ Tính bền thể tích, thường m’=m do tải quan hệ bậc nhất với Ư38S
  39. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY Tính σlim: -Nếu NE ≥ N0: σlim=σr -Nếu NE < N0: N0 σ lim = σ r m N E Cách này thường dùng tính các bộ truyền 39
  40. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY Cách 2: Chọn số chu kỳ tương đương là tổng số các chu kỳ Ni , ứng suất tương đương được tính dựa theo đường cong mỏi: n m ' m m ∑σ i Ni = σ r N0 = σ td NΣ i=1 n Với NΣ = ∑ Ni i=1 40
  41. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY n m ' σ i Ni m σ td = ∑ i=1 NΣ Tính σlim: -Nếu NΣ ≥ N0: σlim=σr N0 -Nếu NΣ < N0: σ lim = σ r m NΣ Cách này thường dùng tính ổ lăn 41
  42. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.1.3. Tính độ bền tiếp xúc 2.1.3.1. Phương trình cơ bản: + Tiếp xúc rộng: tính bền dập σ d ≤ [σ d ] + Tiếp xúc điểm/đường: tính bền tiếp xúc σ H ≤ [σ H ] 42
  43. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.1.3.2. Tính bền tiếp xúc: a. Tính bền tiếp xúc khi ứng suất không đổi: σ H ≤ [σ H ] -Ứng suất sinh ra σH tính theo công thức Hec -Ứng suất cho phép [σH] xác định theo bền tĩnh tiếp xúc (Tránh biến dạng bề mặt) 43
  44. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b. Tính bền tiếp xúc khi ứng suất thay đổi: b.1. Dạng hỏng tróc rỗ bề mặt: 44
  45. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.2. Tính độ bền mỏi tiếp xúc: b.2.1. Khi ứng suất tiếp xúc thay đổi ổn định -Nếu CTM làm việc với số chu kỳứng suất N ≥ N0 : σ = σ H lim H r -Nếu CTM làm việc với số chu kỳứng suất N < N0 : N σ = σ m 0 = σ K Hlim H r N H r L 45
  46. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY b.2.1. Khi ứng suất tiếp xúc thay đổi không ổn định Tương tự khi tính bền thể tích, lưu ý: -Với cách tính 1: m n ⎛ σ ⎞ N = ⎜ H i ⎟ N ' E ∑⎜ ⎟ i i=1 ⎝σ H max ⎠ m' n ⎛ Q ⎞ ⎜ i ⎟ ' Hay N E = ∑⎜ ⎟ Ni i=1 ⎝ Qmax ⎠ 46
  47. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY -Với cách tính 2: n m ' σ H Ni m i σ H td = ∑ i=1 NΣ Hay tính theo tải trọng: n m' ' σ H Ni m' i Qtd = ∑ i=1 NΣ CHÚ Ý: m’=m/2 nếu tiếp xúc đường m’= m/3 nếu tiếp xúc điểm 47
  48. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY Nhắc lại khái niệm Khả năng làm việc: Là khả năng của CTM và máy có thể hoàn thành các chức năng đã định mà vẫn đảm bảo Độ bền Độ cứng Độ chịu nhiệt Độ chịu dao động 2.2. 2.2.1. Khái niệm: -Làkhả năng của CTM chống lại biến dạng đàn hồi khi chịu tải - Chi tiết máy được coi là không đủ độ cứng, khi lượng biến dạng đàn hồi của nó vượt quá giá trị cho phép. 48
  49. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.2. Độ cứng 2.2.2. Tầm quan trọng của độ cứng: -Làmột chỉ tiêu quan trọng đánh giá khả năng làm việc của CTM. + Một số CTM tính thiết kế theo độ cứng. + Một số CTM được tăng kích thước khá nhiều sau khi tính bền nhằm đạt độ cứng yêu cầu. 49
  50. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.2. Độ cứng -Nếu một CTM không đủ độ cứng: + Độ chính xác làm việc của nó giảm, có thể làm giảm độ chính xác của toàn máy. + Có thể gây kẹt, không làm việc được. + Gây hoặc tăng tải trọng phụ trong máy. + Ảnh hưởng xấu đến các tiết máy liên quan. Ví dụ: Trục không đủ cứng làm tăng tập trung tải trọng cho bánh răng lắp trên nó và bánh răng ăn khớp với bánh đó. 50
  51. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.2. Độ cứng 2.2.3. Phương pháp tính độ cứng: a. Độ cứng thể tích: -Biến dạng đàn hồi thể tích của CTM phải nhỏ hơn giá trị cho phép -Biến dạng đàn hồi thể tích của CTM xác định từ các phương trình tính chuyển vị (SBVL). -Biến dạng đàn hồi thể tích cho phép xác định bằng thực nghiệm. 51
  52. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.2. Độ cứng b. Độ cứng tiếp xúc: - Độ cứng tiếp xúc khi tiếp xúc nhỏ: tính theo lý thuyết Hec. - Độ cứng tiếp xúc khi tiếp xúc mặt: tính theo các công thức thực nghiệm. 52
  53. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.2. Độ cứng 2.2.4. Nâng cao độ cứng: -Chọn tiết diện chịu lực hợp lý. Nên dùng tiết diện rỗng. -Giảm chiều dài và/hoặc tăng momen chống uốn. -Sử dụng gối đỡ phụ, gân tăng cứng nếu có thể. -Khi cần tăng kích thước để đủ cứng, nên chọn vật liệu có cơ tính thấp sẽ tránh được thừa bền. 53
  54. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.3. Độ chịu mài mòn 2.3.1. Khái niệm: - Mòn: xảy ra khi 2 vật thể tiếp xúc dưới áp lực, trượt tương đối với nhau. - Độ chịu mài mòn: là khả năng CTM có thể làm việc trong thời gian yêu cầu mà không bị mòn quá mức cho phép. 54
  55. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn 2.3.2. Tác hại của mòn: - Làm giảm độ chính xác của máy, dụng cụ đo. - Làm giảm hiệu suất của máy- Ví dụ động cơ . - Làm tăng khe hở trong các mối ghép động, dẫn đến tăng ồn, gây tải động phụ. - Làm mất lớp bề mặt có cơ tính tốt – đẩy nhanh quá trình mòn. -Nhiều CTM hết khả năng phục vụ do quá mòn. 55
  56. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn 2.3.3. Diễn biến quá trình mòn: 3 giai đoạn: Chạy rà-> Bình ổn –> Khốc liệt 56
  57. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn - Giai đoạn 1: Chạy rà -San bớt nhấp nhô bề mặt sau gia công - Lượng mòn tăng nhanh -Tốc độ mòn giảm nhanh -Cần đặt tải nhẹ, bôi trơn, làm mát tốt 57
  58. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn - Giai đoạn 2: Mòn ổn định (quá trình làm việc) - Lượng mòn tăng chậm, tỷ lệ bậc nhất -Tốc độ mòn nhỏ, gần như hằng số: -Thời gian kéo dài của quá trình chính là tuổi thọ mòn của CTM 58
  59. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn - Giai đoạn 3: Mòn khốc liệt (phá hỏng) - Lượng mòn, tốc độ mòn đều tăng rất nhanh - Không nên để CTM làm việc ở gia đoạn này. Nên thay thế CTM khi nó làm việc ở cuối giai đoạn mòn bình ổn. 59
  60. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn 2.3.4. Hạn chế mòn: - Mòn phụ thuộc chủ yếu: Áp suất (ƯSTX), vận tốc trượt, hệ số ma sát. Quan tâm các yếu tố này sẽ cải thiện tuổi bền mòn. - Đảm bảo chế độ bôi trơn (Giảm ma sát). -Chọn cặp vật liệu hợp lý (Hệ số ma sát) -Cải thiện chất lượng bề mặt (Giảm ma sát) 60
  61. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.3. Độ chịu mài mòn 2.3.5. Tính toán độ bền mòn: - Tính thiết kế nhằm thỏa điều kiện ma sát ướt. - Chưa có phương pháp thỏa đáng, tính quy ước: -Tham khảo: Quan hệ giữa áp suất (ƯSTX) và quãng đường trượt: 61
  62. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.4. Độ chịu nhiệt 2.4.1. Khái niệm Là khả năng làm việc bình thường của CTM trong một phạm vi nhiệt độ nhất định. Nhiệt trong các máy công tác thường do ma sát sinh ra. 62
  63. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt 2.4.2. Tác hại của nhiệt - Làm giảm cơ tính vật liệu -> Giảm khả năng chịu tải - Làm giảm độ nhớt chất bôi trơn -> Tăng mòn -Biến dạng nhiệt -> cong, vênh, kẹt, tập trung tải trọng 63
  64. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt 2.4.3. Tính khả năng chịu nhiệt -Cóthể kiểm tra khả năng làm việc về nhiệt hoặc thiết kế làm mát dựa vào phương trình cơ bản: o o tbq ≤ [tbq ] -Nhiệt độ bình quân cho phép xác định bằng thực nghiệm 64
  65. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt -Nhiệt độ bình quân sinh ra do ma sát có thể tính dựa vào phương trình cân bằng nhiệt lượng: Ω = Ω1 -Nhiệt lượng sinh ra Ω: Ω = 3600(1−η)P (KJ / h) 3600 ⇔ Ω = (1−η)P = 860P (Kcal / h) 4,18 65
  66. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt -Nhiệt lượng tản ra môi trường Ω1: o o Ω1 = At kt (t − to ) to là nhiệt độ môi trường 2 kt là hệ số tản nhiệt (7,5-15 Kcal/m .h.độ) 2 At là diện tích tản nhiệt (Txúc với môi trường), m -Vậy phương trình cân bằng nhiệt: o o 860(1−η)P = At kt (t − to ) 66
  67. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt -Nếu máy đã thiết kế, có thể tính nhiệt độ làm việc của các CTM bên trong: o 860(1−η)P o o t = + to ( C) At kt rồi kiểm tra có nhỏ hơn trị số yêu cầu hay không? -Nếu đang thiết kế máy, có thể tính diện tích tản nhiệt cần thiết dựa vào điều kiện: o o tbq ≤ [tbq ] 67
  68. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt 2.4.4. Các biện pháp giảm nhiệt độ o 860(1−η)P o o t = + to ( C) At kt -Hiệu suất máy η? -Diện tích tản nhiệt At? -Hệ số tản nhiệt kt ? 68
  69. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY 2.5. Độ chịu dao động 2.5.1. Khái niệm Là khả năng làm việc bình thường của CTM trong một điều kiện nhất định mà không bị dao động quá trị số cho phép. 69
  70. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.5. Độ chịu dao động Nguyên nhân gây dao động - Máy có chuyển động gián đoạn -Máy hoặc tiết máy quay không cân bằng - Do các dao động lân cận truyền đến 70
  71. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.5. Độ chịu dao động 2.5.2. Tác hại của dao động -Gây tải động phụ làm giảm bền - Gây rung động làm giảm độ chính xác -Gây ồn -Cóthể phá hỏng máy nếu xảy ra cộng hưởng 71
  72. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.5. Độ chịu dao động 2.5.3. Tính và hạn chế dao động - Chi tiết máy đủ khả năng chịu dao động nếu biên độ dao động của nó nhỏ hơn trị số cho phép. - Khi không tính được biên độ, tính tránh cộng hưởng bằng cách không cho tần số dao động cưỡng bức bằng số nguyên lần tần số dao động riêng. 72
  73. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.5. Độ chịu dao động - Quan tâm hạn chế dao động bằng cách: + Tránh sử dụng vật quay không cân bằng. + Cách ly với các máy khác. + Thay đổi thông số động lực học để tránh cộng hưởng. + Sử dụng các biện pháp giảm chấn. 73
  74. Chương 3: ĐỘ TIN CẬY, TÍNH CÔNG NGHỆ VÀ TÍNH KINH TẾ 3.1. Độ tin cậy 3.1.1. Khái niệm Độ tin cậy là mức độ duy trì các chỉ tiêu khả năng làm việc của máy, chi tiết máy trong suốt thời gian sử dụng theo quy định. Độ tin cậy được coi là cao nếu máy và chi tiết máy ít xảy ra hỏng hóc, tốn ít thời gian hiệu chỉnh sửa chữa. 74
  75. Chương 3: ĐỘ TIN CẬY, TÍNH CÔNG NGHỆ VÀ TÍNH KINH TẾ 3.1. Độ tin cậy: 3.1.2. Các chỉ tiêu đánh giá độ tin cậy -Xác suất làm việc không hỏng hóc, R(t). R càng cao, độ tin cậy càng lớn. - Cường độ hỏng hóc, λ(t). Tại thời điểm λ thấp, độ tin cậy càng cao. -Tuổi thọ: Thời gian từ lúc bắt đầu làm việc đến khi hỏng, tH. tH càng cao, độ tin cậy càng cao. -Hệ số sử dụng: tỷ lệ giữa thời gian phục vụ với tổng thời gian làm việc + nghỉ để bảo dưỡng, KS . KS càng cao, độ tin cậy càng cao. 75
  76. Chương 3: ĐỘ TIN CẬY, TÍNH CÔNG NGHỆ VÀ TÍNH KINH TẾ 3.1. Độ tin cậy: 3.1.3. Các biện pháp nâng cao độ tin cậy -Cố gắng sử dụng kết cấu đơn giản - Nâng cao độ chính xác tính toán -Chọn các phương pháp gia công tin cậy - Nâng cao độ chính xác kiểm tra - Tuân thủ quy trình sử dụng máy -Cóthể tăng độ tin cậy tại khâu yếu bằng cách lắp song song các phần tử cùng chức năng 76
  77. Chương 3: ĐỘ TIN CẬY, TÍNH CÔNG NGHỆ VÀ TÍNH KINH TẾ 3.2. Tính công nghệ và tính kinh tế 3.2.1. Khái niệm CTM có tính công nghệ và kinh tế cao nếu: -Thỏa mãn các yêu cầu về khả năng làm việc. - Chi phí chế tạo thấp, trong điều kiện hiện có. - Chi phí thấp cho vận hành sử dụng, bảo dưỡng. 77
  78. Chương 3: ĐỘ TIN CẬY, TÍNH CÔNG NGHỆ VÀ TÍNH KINH TẾ 3.2. Tính công nghệ và kinh tế: 3.2.2. Các yêu cầu chính của tính công nghệ 78
  79. Chương 4: CHỌN VẬT LIỆU CHO CHI TIẾT MÁY 4.1. Yêu cầu đối với vật liệu -Thỏa mãn các yêu cầu về khả năng làm việc của CTM. - Đảm bảo thỏa mãn yêu cầu về khối lượng và kích thước. -Cókhả năng áp dụng các phương pháp gia công để tạo nên chi tiết. -Dễ cung ứng. 79
  80. Chương 4: CHỌN VẬT LIỆU CHO CHI TIẾT MÁY 4.2. Nguyên tắc sử dụng vật liệu -Cố gắng giảm khối lượng/ thể tích vật liệu. - Nguyên tắc chất lượng cục bộ. - Nguyên tắc hạn chế chủng loại vật liệu. 80
  81. Chương 4: CHỌN VẬT LIỆU CHO CHI TIẾT MÁY 4.3. Vật liệu thường dùng chế tạo các CTM 4.3.1. Kim loại và hợp kim đen - Độ bền, độ cứng cao -Rẻ tiền -Cókhả năng nhiệt luyện, hóa nhiệt luyện -Khối lượng riêng lớn, dễ bị rỉ 81
  82. Chương 4: CHỌN VẬT LIỆU CHO CHI TIẾT MÁY 4.3. Vật liệu thường dùng 4.3.2. Kim loại và hợp kim màu -Cókhả năng chịu ô xi hóa, giảm ma sát - Đắt tiền, độ bền thấp 4.3.3. Gốm - Độ bền cao, có khả năng tự bôi trơn - Đắt tiền, khó chế tạo 4.3.4. Vật liệu phi kim loại -Nhẹ, dễ tạo hình, cách điện, cách nhiệt. -Dễ bị lão hóa, chịu nhiệt kém, dễ cháy. 82
  83. Chương 5: TIÊU CHUẨN HÓA 5.1. Khái niệm Là sự quy định thành tiêu chuẩn, quy cách về hình dạng, kích thước, kiểu dáng, các thông số cơ bản cho các sản phẩm. 5.2. Ý nghĩa -Hạn chế chủng loại và kích thước sản phẩm, có thể sản xuất loạt, làm giảm giá thành. -Thuận tiện cho việc thay thế sửa chữa các chi tiết tiêu chuẩn. -Giảm thời gian nghiên cứu, thiết kế. 83
  84. Chương 5: TIÊU CHUẨN HÓA 5.3. Những đối tượng được tiêu chuẩn hóa - Các thông số cơ bản: Dãy kích thước, tốc độ quay, độ côn, các ký hiệu bản vẽ - Đơn vị đo -Cấp chính xác, chất lượng bề mặt - Hình dáng, kích thước các CTM công dụng chung - Các thông số cấu tạo:Modun răng, kích thước ren 84
  85. Chương 5: TIÊU CHUẨN HÓA 5.4. Các tiêu chuẩn hiện hành - Tiêu chuẩn quốc tế: ISO -Tiêu chuẩn гост (государственный стандарт) Hiện điều hành bởi Euro-Asian Council for Standardization, Metrology and Certification (EASC), được bảo trợ từ the Commonwealth of Independent States (CIS) = (Содружество Независимых Государств Æ SNG). - Tiêu chuẩn quốc gia Việt nam: TCVN - Tiêu chuẩn ngành: TCN - Tiêu chuẩn vùng: TCV 85
  86. Phần 2: TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ Bài mở đầu: Những vấn đề chung về TĐCK 0.1. Sự cần thiết sử dụng Truyền động cơ khí (Mechanical Transmissions) 0.1.1. Khái niệm: -Truyền cơ năng từ động cơ đến các bộ phận -Biến đổi vận tốc/ lực/ momen hoặc dạng, quy luật chuyển động 86
  87. Bài mở đầu: Những vấn đề chung về TĐCK 0.1.2. Nguyên nhân sử dụng TĐCK: -Tốc độ các bộ phận công tác có nhiều giá trị khác nhau Æ dùng động cơ tốc độ chuẩn + TĐCK rẻ, tiện hơn - Dùng TĐCK cho phép từ 1 động cơ có thể truyền đến nhiều bộ phận công tác khác nhau. -Dạng chuyển động của các bộ phận công tác thường đa dạng (quay đều, quay không đều, quay lắc, tịnh tiến khứ hồi ), không có động cơ thỏa mãn –nếu có rất đắt. - Dùng TĐCK an toàn cho người vận hành hơn là 87 nối trực tiếp động cơ với bộ phận công tác.
  88. Bài mở đầu: Những vấn đề chung về TĐCK 0.1.3. Phân loại TĐCK: -Truyền động nhờ ma sát: Truyền động Đai, Truyền động bánh ma sát -Truyền động nhờ ăn khớp: Truyền động bánh răng, Truyền động bánh vít, Truyền động xích 88
  89. Bài mở đầu: Những vấn đề chung về TĐCK 0.2. Các ký hiệu và thông số chính: - Công suất: P (KW) -Với mỗi cặp truyền động, ký hiệu nhỏ hơn dùng cho trục/bánh chủ động. Ví dụ P1, P2 -Tốc độ quay : n1, n2 (vòng/phút) -Tỷ số truyền : u=n1/n2 (dương, không xét chiều quay) -Hiệu suất : η= P2/P1 6 - Momen xoắn : Ti= 9,55.10 Pi /ni 89
  90. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.1. Khái niệm chung 1.1.1. Khái niệm . Truyền chuyển động quay nhờ lực ma sát sinh ra trên vùng tiếp xúc chung giữa các bánh ma sát. . Fms = N. f Æ Muốn có lực ma sát cần tạo lực ép. 90
  91. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.1.2. Phân loại 91
  92. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.1.3. Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng 92
  93. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2. Cơ sở tính toán truyền động bánh ma sát -Sự trượt + Trượt hình học + Trượt đàn hồi + Trượt trơn -Tỷ số truyền + TST trong truyền động thường + TST trong Biến tốc ma sát -Lực ép 93
  94. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.1. Sự trượt trong truyền động bánh ma sát -Hiện tượng: sự chênh lệch vận tốc vòng giữa các bánh ma sát. -Hậu quả: Gây mòn, xước, phát sinh nhiệt, giảm hiệu suất truyền dẫn. -Có 3 dạng trượt trong TĐBMS: Trượt hình học, trượt đàn hồi, trượt trơn. Trượt đàn hồi là bản chất của TĐMS, không thể khắc phục được. 94
  95. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.1. Sự trượt trong truyền động bánh ma sát a. Trượt hình học - Nguyên nhân: Do hình dáng hình học không hợp lý -Hiện tượng: Xảy ra dọc đường tiếp xúc chung -Vídụ: Xét truyền động bánh ma sát đĩa -Mở rộng: Xét vài dạng truyền động khác -Khắc phục/ giảm trượt hình học + Ma sát đĩa: + Truyền chuyển động giữa các trục song song: + Truyền chuyển động giữa các trục cắt nhau 95
  96. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.1. Sự trượt trong truyền động bánh ma sát b. Trượt đàn hồi - Nguyên nhân: Do biến dạng đàn hồi không giống nhau theo phương tiếp tuyến giữa các phần tử 2 bánh ma sát trong vùng tiếp xúc chung. -Hiện tượng: Chênh lệch vận tốc tế vi giữa các điểm trong vùng tiếp xúc. -Vật liệu luôn có tính đàn hồi nên không thể khắc phục triệt để trượt đàn hồi. 96
  97. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.1. Sự trượt trong truyền động bánh ma sát c. Trượt trơn - Nguyên nhân: quá tải. Lực vòng cần truyền lớn hơn lực ma sát có thể sinh ra. - Nguyên nhân: quá tải. Lực vòng cần truyền lớn hơn lực ma sát có thể sinh ra. -Khi Fms y Ft, trượt trơn từng phần. 97
  98. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.2. Tỷ số truyền n1 d2 - Không trượt (v1=v2): u = = n2 d1 n -Có trượt 1 v1 ≠ v2 = ? n2 v v − v v d n ξ = t = 1 2 =1− 2 =1− 2 2 v1 v1 v1 d1n1 d n ⇒1−ξ = 2 2 d1n1 n1 d2 = u = 98 n2 d1(1−ξ )
  99. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.2. Tỷ số truyền -Áp dụng cho các biến tốc (di <> const)? + Biến tốc đĩa (Trực tiếp): d1 = const; d2 = [d2min Id2max] + Biến tốc gián tiếp: d1 = [d1min Id1max] d2 = [d2min Id2max] 99
  100. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.3. Lực ép: - Để tạo lực ma sát : Fms = f.Fn để truyền lực vòng - Điều kiện cần : Fms ≥ Ft f. Fn ≥ Ft F F ≥ t n f s.F F = t n f 100
  101. Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.3. Tính sức bền truyền động bánh ma sát 101
  102. Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung 2.1.1. Khái niệm - Truyền động nhờ ma sát giữa dây và bánh đai - Các trục quay có thể song song, cắt hoặc chéo nhau - Cấu tạo: Bánh đai, dây đai, có thể có bánh căng hoặc bánh dẫn hướng đai 102
  103. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung 2.1.2. Phân loại: -Theo vị trí tương đối giữa các trục: Truyền động thường 103
  104. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Truyền động chéo 104
  105. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Truyền động nửa chéo 105
  106. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung -Theo tiết diện đai: Đai dẹt Đai thang Đai tròn 106
  107. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Đai lược Đai răng 107
  108. Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.2. Kết cấu truyền động đai 2.2.1. Dây đai - Dây đai dẹt - Dây đai thang - Dây đai lược - Dây đai răng 2.2.2. Bánh đai 108
  109. Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2.3.1. Quan hệ hình học chính a. Đường kính b. Góc ôm c. Chiều dài đai d. Khoảng cách trục 109
  110. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2.3.2. Lực tác dụng a. Lực căng trong dây đai * Quan hệ lực căng: -Từ điều kiện cân bằng bánh đai 2T1 F1 − F2 = = Ft d1 -Từ điều kiện biến dạng 2 nhánh như nhau: F1 + F2 = 2F0 110
  111. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai F1 − F2 = Ft + F1 + F2 = 2F0 Ft 2F = 2F + F => F = F + 1 0 t 1 0 2 F F = F − F = F − t 2 1 t 0 2 111
  112. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai * Công thức tính lực căng mỗi nhánh: λ F = F + F 1 λ −1 t v 1 F = F + F 2 λ −1 t v Fv là lực căng phụ trong đai, do ly tâm khi đai vòng qua bánh đai 112
  113. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai * FV ? -Lực ly tâm xu hướng đẩy dây đai ra xa: mv2 (q .R.dα).v2 F = = m = q .v2.dα lt R R m -Lực căng do ly tâm lấy cân bằng: dα dα 2F sin ≈ 2F = F v 2 v 2 lt 2 Fv = qmv 113
  114. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2 Fv = qmv -Lực căng phụ có trên mọi tiết diện đai (Do nó không phụ thuộc bán kính cong). -Mặc dù làm tăng lực căng trong dây đai, nó không làm tăng ma sát giữa dây và bánh đai mà trái lại. Ngoài ra, tăng lực căng gây nhanh dão dây đai hơn. 114
  115. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai b. Lực tác dụng lên trục 2 2 Fr = F1 + F2 + 2F1F2 cosβ 2 2 0 Fr = F1 + F2 + 2F1F2 cos(180 − α1) -Cóthể tính gần đúng Fr khi đai không làm việc, theo F0: α F = 2F sin 1 r 0 2 115
  116. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2.3.3. Ứng suất trong đai 116
  117. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2.3.4. Khả năng kéo, đường cong trượt và hiệu suất * Khả năng kéo ⎧ λ F = F + F ⎪ 1 λ −1 t v - Ta đã có: ⎨ 1 ⎪F = F + F ⎩⎪ 2 λ −1 t v λ +1 -Bỏ qua Fv: F + F ≈ F 1 2 λ −1 t λ +1 λ −1 2F0 ≈ Ft ⇒ Ft = 2 F0 ⇒ Ft = 2ψF0 λ −1 λ +1 117
  118. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai Ft = 2ψF0 - ψ càng lớn, Ft càng lớn? - ψ nên chọn bằng bao nhiêu? -Thí nghiệm với các giá trị khác nhau của ψ (tỷ số Ft /(2F0)) -Vẽ đồ thị hiệu suất, hệ số trượt như các hàm của ψ, GỌI LÀ Đường cong trượt và hiệu suất: 118
  119. Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai ) ψ0 gọi là hệ số kéo tới hạn ) ψ < ψ0: Trượt tăng chậm, bậc nhất với ψ ) ψ = ψ0: Lý tưởng ! $ Tính đai theo khả năng kéo để nhằm đạt được ψ nhỏ hơn, gần nhất với ψ0 / Tại sao phải (nên) dùng ψ mà không tính trực tiếp Ft theo F0 ??? 119
  120. Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.4. Tính toán truyền động đai 2.4.1. Chỉ tiêu tính - Tính đai theo khả năng kéo là chỉ tiêu chủ yếu. Mục đích để bộ truyền truyền được tải yêu cầu mà không trượt trơn. - Quan tâm đến độ bền mỏi bằng cách kiểm tra số vòng chạy của đai trong một giây. 120
  121. Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.4.2. Tính đai dẹt: Ft σt ψ = = ≤ ψ0 σt ≤ 2ψ0.σ0 = [σt ] 2F0 2σ0 Với: [σt ] = [σt ]0.Cb.Cα.Cv K F K F K P.103 σ = d t = d t = d 1 ≤ [σ ] .C C C t A δb vδb t 0 b α v P.103 Chọn trước δ, có: b ≥ 1 v.δ.[σt ]0.CbCαCv 121
  122. Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.4.3. Tính đai thang: 3 Kd Ft Kd Ft Kd P1.10 σt = = = ≤ [σt ] A zA1 zA1v z ⎛ A1[σt ]v ⎞ z[P] P1 ≤ ⎜ 3 ⎟ = Kd ⎝ 10 ⎠ Kd Với: [P] = [P0 ].CαCuCzCl K P z ≥ d 1 [P0 ]CαCuCzCl 122
  123. Chương 3: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 3.1. Khái niệm chung 3.1.1. Khái niệm Thực hiện việc truyền hoặc biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp của các răng trên bánh răng hoặc trên thanh răng. 124
  124. 3.1.2. Phân loại truyền động bánh răng - Theo hình dáng bánh răng: Bánh răng trụ 125 Bánh răng nón (côn)
  125. - Theo tương quan giữa các trục: Các trục song song Các trục cắt nhau Các trục chéo nhau 126
  126. - Theo tương quan đường răng với đường sinh: + Răng thẳng + Răng nghiêng + Răng chữ V+ Răng cong (xoắn) 127
  127. - Theo tính chất di động của tâm các bánh răng Bánh răng cố định Bánh răng vi sai (Hệ truyền động thường) (Hệ truyền động hành tinh) 128
  128. - Theo vị trí phân bố răng + Bánh răng ăn khớp ngoài + Bánh răng ăn khớp trong - Theo biên dạng (Profile) răng + Răng thân khai + Răng Nô-vi-cốp, Xi-cờ-lô-it - Theo điều kiện làm việc của bộ truyền + Bộ truyền kín + Bộ truyền hở 129
  129. Cắt răng bằng dao Cắt răng bằng dao thanh răng phay lăn 130
  130. 3.1.3. Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng 3.2. Đặc điểm ăn khớp của bộ truyền bánh răng và kết cấu bánh răng 131
  131. 3.2.1. Các thông số cơ bản a. Modun (m) và số răng (Z) p m = ; d = mZ ; d = mZ ; π 1 1 2 2 ) Modun của bánh răng được cắt ra chính là modun của dao. ) Để hạn chế số lượng dao, Modun được TIÊU CHUẨN HÓA. Ví dụ: 1; 1,25; (1,375); 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; 3; (3,5); 4; (4,5); 5 ) Hai bánh răng chỉ có thể ăn khớp nếu có CÙNG MODUN và cùng GÓC ĂN KHỚP 132
  132. b. Góc ăn khớp -Góc áp lực trên dao thanh răng, α. Thường là 20 độ. -Góc ăn khớp trên bánh răng αw, là góc giữa đường ăn khớp (tiếp tuyến chung của 2 vòng tròn lăn) và phương vận tốc vòng. -Với cặp bánh răng không dịch chỉnh, vòng tròn lăn trùng với vòng tròn chia: α = α w 133
  133. c. Dịch chỉnh Với một bánh răng: -Dao lùi xa tâm phôi: Dịch chỉnh dương. - Dao vào gần tâm phôi: Dịch chỉnh âm 134
  134. Với cặp bánh răng: -Cặp bánh răng không dịch chỉnh -Cặp bánh răng dịch chỉnh đều: x1 = - x2. Thường lấy x1 > 0. -Cặp bánh răng dịch chỉnh góc: x1 > 0; x2 > 0: aw > a; αw > α 135
  135. 3.2.2. Hệ số trùng khớp -Hệ số trùng khớp ngang (εα): Khả năng (xác suất) nhiều nhất/ ít nhất mấy đôi răng cùng ăn khớp. -Hệ số trùng khớp ngang εα tính bằng tỷ số giữa chiều dài đoạn ăn khớp thực với bước răng trên vòng cơ sở: εα= gα / pb -Hệ số trùng khớp ngang εα của bánh răng thẳng cần lớn hơn 1. 136
  136. -Với bánh răng nghiêng, hệ số trùng khớp dọc quan trọng hơn: -Nếu εβ > 1, bộ truyền luôn có 2 đôi răng ăn khớp, mặc dù εα nhỏ hơn 1! 137
  137. 3.3. Cơ sở tính toán thiết kế 3.3.1. Tải trọng a. Lực tác dụng a1. Lực tác dụng trong bộ truyền BR trụ, răng thẳng 138
  138. a1. Lực tác dụng trong bộ truyền BR trụ, răng thẳng -Trên mỗi bánh có 2 thành phần lực: + Lực vòng + Lực hướng tâm -Lực hướng tâm của bánh nào thì hướng vào tâm bánh đó. -Lực vòng: + Trên bánh chủ động NGƯỢC chiều quay + Trên bánh bị động CÙNG chiều quay 139
  139. a2. Lực tác dụng trong bộ truyền BR trụ, răng nghiêng - Trên mỗi bánh có 3 thành phần lực: + Lực vòng Fa1 Fa2 + Lực hướng tâm + Lực dọc trục -Lực hướng tâm và lực vòng được xác định giống BRT răng thẳng. - Lực dọc trục luôn hướng vào bề mặt làm việc: + BMLV trên bánh chủ động ĐI TRƯỚC + BMLV trên bánh bị động ĐI SAU 140
  140. Công thức tính lực tác dụng Bánh răng trụ răng thẳng Bánh răng trụ răng nghiêng 141
  141. a3. Lực tác dụng trong bộ truyền BR nón - Trên mỗi bánh có 3 thành phần lực: Lực vòng, Lực hướng tâm, Lực dọc trục. -Lực hướng tâm và lực vòng được xác định giống BRT răng thẳng. -Lực dọc trụ LUÔN HƯỚNG VỀ MẶT MÚT LỚN của bánh răng. 142
  142. 2T1 Ft1 = dm1 Fr1 = Ft1.tgα.cosδ1 Fa1 = Ft1.tgα.sinδ1 F F = t1 n1 cosα 143
  143. b. Tải trọng tính toán – Hệ số tải trọng -Tải trọng tính toán = Tải tương đương x Hệ số tải trọng -Hệ số tải trọng gồm 2 phần, phản ánh tập trung tải trọng và Tải trọng động -Sự tập trung tải trọng gồm: + Phân bố tải không đều giữa các răng + Phân bố tải không đều trên chiều dài răng -Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc và tính uốn là khác nhau: K H = (K Hβ .K Hα ).K Hv 144 K F = (K Fβ .K Fα ).K Fv
  144. 3.3.2. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán - Gãy răng - Mòn răng -Tróc rỗ vì mỏi - Dính răng -Biến dạng dẻo bề mặt răng 145
  145. - Tính theo sức bền tiếp xúc - Tính theo sức bền uốn -Kiểm tra quá tải + Bộ truyền kín, bôi trơn đủ: Thường tính theo SBTX, kiểm nghiệm theo sức bền uốn + Bộ truyền hở: Thường tính theo SB uốn, kiểm nghiệm theo sức bền tiếp xúc 146
  146. 3.3.3. Vật liệu và ứng suất cho phép 147
  147. 3.4. Tính sức bền truyền động bánh răng 3.4.1. Tính bánh răng trụ răng thẳng a. Tính theo sức bền tiếp xúc: q σ = Z H ≤ [σ ] (1) H M 2ρ H ZM là hệ số cơ tính vật liệu 148
  148. * Tính qH Fn Ft qH = K H qn = K H = K H lH cosα w.lH + Chiều dài tiếp xúc lH: bw lH = 2 Zε 4 −ε a Z là hệ số chiều dài tiếp xúc tổng Z = ε ε 3 2 Ft .Zε qH = K H cosα w.bw 149
  149. * Tính ρ 1 1 1 ρ1ρ2 = ± ρ = ρ ± ρ ρ ρ1 ρ2 2 1 d ρ = w1 sinα 1 2 w d ud ρ = w2 sinα = w1 sinα 2 2 w 2 w ud 2 sin 2 α ud sinα ρ = w1 w = w1 w 2(u ±1)dw1 sinα w 2(u ±1) 150
  150. * Thay vào (1) 2 Ft .Zε udw1 sinα w Với qH = K H Và ρ = cosα w.bw 2(u ±1) 2 qH K H Ft Zε 2(u ±1) σ H = Z M = ZM ≤ [σ H ] 2ρ 2bw cosα w udw1 sinα w 2 K H Ft Zε 2(u ±1) σ H = Z M ≤ [σ H ] bw udw1 2sinα w cosα w (u ±1)K H Ft 2 σ H = Z M Zε ≤ [σ H ] udw1bw sin 2α w 151
  151. (u ±1)K H Ft σ H = Z M Z H Zε ≤ [σ H ] udw1bw (u ±1)K H 2T1 σ H = Z M Z H Zε ≤ [σ H ] udw1bw dw1 Z M Z H Zε 2(u ±1)K HT1 σ H = ≤ [σ H ] dw1 ubw Z M Z H Zε 2(u ±1)K Hβ K HvT1 σ H = ≤ [σ H ] dw1 ubw 152
  152. * Công thức thiết kế: 2a Với: b = a ψ ; d = w w w ba w1 u ±1 2 ⎡Z M Z H Zε (u ±1)⎤ 2(u ±1)K Hβ K HvT1 2 ⎢ ⎥ ≤ [σ H ] ⎣ 2aw ⎦ uψ baaw 2 ⎡Z M Z H Zε (u ±1)⎤ 2(u ±1)K Hβ K HvT1 3 ⎢ ⎥ ≤ ()aw ⎣ [σ H ] ⎦ 4uψ ba 2 ⎡Z Z Z (u ±1)⎤ 0.5(u ±1)K Hβ K HvT1 3 M H ε aw ≥ ⎢ ⎥ ⎣ [σ H ] ⎦ uψ ba 153
  153. 2 ⎡Z Z Z (u ±1)⎤ 0.5(u ±1)K Hβ K HvT1 3 M H ε aw ≥ ⎢ ⎥ ⎣ [σ H ] ⎦ uψ ba 2 K HβT1 3 3 aw ≥ 0.5()Z M Z H Zε K Hv (u ±1) 2 uψ ba[σ H ] K HβT1 3 aw ≥ Ka (u ±1) 2 uψ ba[σ H ] Với 3 2 Ka = 0.5()Z M Z H Zε K Hv 154
  154. b. Tính theo sức bền uốn: -Tính bền uốn tránh gãy răng. - Cách tính dựa theo công trình Lewis đưa ra 1892. - Coi răng như một dầm chịu uốn, lực đặt tại đỉnh răng. Tính như vậy sẽ thừa bền. 155
  155. - Khi này có 2 đôi răng ăn khớp. Tính toán giả thiết chỉ có 1 đôi ăn khớp và chịu toàn bộ tải. -Lực tác dụng đặt ở đỉnh răng. Sai số điểm đặt lực khi tính được kể đến bằng hệ số Yε= 1/εα - Trượt lực về đặt tại trục đối xứng của răng. -Chiếu lên 2 phương: + Phương ngang: Fn.cosγ’ gây uốn răng. + Phương dọc: Fn.sinγ’ gây nén răng. 156
  156. Tính bền cho điểm có ứng suất kéo lớn nhất: A 6()Fn cosγ ' ht σ u = 2 bwS Fn sinγ ' σ n = bwS 6F h cosγ ' F sinγ ' σ = n t − n A b S 2 b S w w σA157
  157. 6Fnht cosγ ' Fn sinγ ' σ A = 2 − ≤ [σ F ] bwS bwS K F Ft Fn = ; ht = e.m; S = g.m cosα w K F ⎛ 6e.m.cosγ ' sin γ ' ⎞ σ = F t ⎜ − ⎟ ≤ [σ ] A ⎜ 2 2 ⎟ F cosα w ⎝ bw g m bw.g.m ⎠ K F ⎛ 6e.cosγ ' sin γ ' ⎞ σ = F t ⎜ − ⎟ ≤ [σ ] A ⎜ 2 ⎟ F bwmcosα w ⎝ g g ⎠ Phản ánh tập trung ứng suất: K F α ⎛ 6e.cosγ ' sin γ ' ⎞ σ = α .σ = F t σ ⎜ − ⎟ ≤ [σ ] F σ A ⎜ 2 ⎟ F bwm cosα w ⎝ g g ⎠ 158
  158. α ⎛ 6e.cosγ ' sin γ ' ⎞ Đặt: Y = σ ⎜ − ⎟ F ⎜ 2 ⎟ cosα w ⎝ bw g bw.g ⎠ Và kể đến hệ số sai số điểm đặt lực Yε: K F Ft σ F = YFYε ≤ [σ F ] bwm - Do kích thước răng 2 bánh khác nhau nên YF1 KYF2: σ Y F1 = F1 σ F 2 YF 2 159
  159. - Công thức kiểm tra bền uốn cho bánh răng có dạng: K F Ft 2K Fβ K FvYF1YεT1 σ F1 = YFYε = ≤ [σ F1] bwm bwmdw1 YF 2 σ F 2 = σ F1 ≤ [σ F 2 ] YF1 -Khi thiết kế, so sánh và chọn: YFt ⎛ YF1 YF 2 ⎞ = max⎜ ; ⎟ [σ Ft ] ⎝[σ F1] [σ F 2 ]⎠ 160
  160. - Đặt bw = ψbd.dw1; dw1 = mZ1: 2K FYFYεT1 2K FYFYεT1 = 3 2 ≤ [σ F ] bwmdw1 m ψ bd Z1 2K FYFYεT1 3 m ≥ 2 ψ bd Z1 [σ F ] YFβYFT1 3 m ≥ Km 2 ψ bd Z1 [σ F ] 3 Với Km = 2K FvYε 161
  161. 3.4.2. Tính bánh răng trụ răng nghiêng a. Đặc điểm sức bền răng nghiêng so với răng thẳng a1. Ăn khớp êm hơn, tải trọng động nhỏ hơn: -Mỗi răng không vào khớp – ra khớp đột ngột như ở răng thẳng: Điểm tiếp xúc di chuyển từ đầu này đến đầu kia của răng 162
  162. a2. Chiều dài tiếp xúc lớn hơn Chiều dài tiếp xúc của răng nghiêng: bw lH = Kε εα cos βb Hệ số Kε = 0.9 đến 1 với răng nghiêng Kε = 0.97 đến 1 với răng chữ V. Kε = 1 nếu εα hay εβ nguyên. 163
  163. a3. Đường tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng -Tải phân bố không đều dọc theo chiều dài tiếp xúc. - Ứng suất uốn ở tiết diện răng bị gãy (góc μ) nhỏ hơn ở răng thẳng. 164
  164. a4. Bánh răng tương đương - Bán trục dài: d 1 a = 2 cos β - Bán trục ngắn: d c = 2 - Bán kính cong ρE: a2 d ρE = = 2 c 2cos β 165
  165. - Trong mặt phẳng pháp, biên dạng răng rất giống răng thẳng. Modun của răng trong tiết diện này (modun pháp) chính là modun của dao cắt bánh răng. - Bánh răng tương đương: là bánh răng thẳng có modun bằng modun pháp, có bán kính vòng chia: d d = 2ρ = V E cos2 β dV d Z Số răng: ZV = = 2 = 3 m ms cos β.cos β cos β - Tính bền cho bánh răng nghiêng tiến hành cho bánh răng tương đương. 166
  166. b. Tính bánh răng nghiêng theo sức bền tiếp xúc -Từ công thức đã xây dựng cho răng thẳng: Z M Z H Zε 2(u ±1)K Hβ K HvT1 σ H = ≤ [σ H ] dw1 ubw Có công thức kiểm tra bền cho răng nghiêng: Z M Z H Zε 2(u ±1)K Hβ K Hα K HvT1 σ H = ≤ [σ H ] dw1 ubw 167
  167. -Các hệ số được điều chỉnh: Răng thẳng Răng nghiêng 1 4 −ε a Zε = Zε = ε 3 α 2 2cos βb Z H = Z H = sin 2α w sin 2αtw 168
  168. - Công thức thiết kế: + Công thức đã có cho răng thẳng: K HβT1 3 aw ≥ Ka (u ±1) 2 uψ ba[σ H ] 3 2 Với Ka = 0.5()Z M Z H Zε K Hv + Công thức dùng cho răng nghiêng: K HβT1 3 aw ≥ Ka (u ±1) 2 uψ ba[σ H ] 2 Với K = 3 0.5()Z Z Z K K a M H ε Hα Hv 169
  169. b. Tính bánh răng nghiêng theo sức bền uốn + Công thức đã có cho răng thẳng: 2K Fβ K FvYF1YεT1 σ F1 = ≤ [σ F1] bwmdw1 YF 2 σ F 2 = σ F1 ≤ [σ F 2 ] YF1 + Công thức dùng cho răng nghiêng: 2K Fβ K Fα K FvYF1YεYβT1 σ F1 = ≤ [σ F1] bwmndw1 Y 0 σ = σ F 2 ≤ [σ ]; β F 2 F1 F 2 Yβ =1− 0 YF1 140 170
  170. - Công thức thiết kế: + Công thức đã có cho răng thẳng: YFβYFT1 3 m ≥ Km 2 ψ bd Z1 [σ F ] 3 Với Km = 2K FvYε + Công thức dùng cho răng nghiêng: YFβYFT1 3 m ≥ Km 2 ψ bd Z1 [σ F ] Với 3 Km = 2K Fv K FαYεYβ 171
  171. 3.4.3. Tính bánh răng nón răng thẳng 172
  172. Chương 4: TRUYỀN ĐỘNG TRỤC VÍT BÁNH VÍT 4.1. Khái niệm chung 4.1.1. Khái niệm Thực hiện việc truyền chuyển động giữa hai trục chéo nhau. Góc chéo thường là 90 độ. 174
  173. 4.1.2. Phân loại - Theo biên dạng ren trục vít: + Trục vít Acsimet: cạnh răng thẳng trong tiết diện dọc trục. Giao của mặt răng với tiết diện vuông góc với trục là đường Acsimet. Được sử dụng phổ biến. HB 350. Có thể mài bằng đádẹt. + Trục vít Convolut: cạnh răng thẳng trong tiết diện pháp tuyến với đường ren. Ít được dùng 175
  174. - Theo dạng đường sinh trục vít: + Trục vít trụ + Trục vít lõm (Globoid): Tăng góc trục vít ôm bánh vít 176
  175. 4.1.3. Ưu nhược điểm - Ưu điểm: Tỷ số truyền lớn; Kích thước nhỏ gọn; Làm việc êm; Tự hãm. - Nhược điểm: Trượt nhiều; Hiệu suất thấp. -Phạm vi sử dụng: P<= 50-60 KW; u=20-60; 177
  176. 4.2. Đặc điểm ăn khớp và kết cấu (Trục vít Acsimet) 4.2.1. Các thông số hình học - Lưu ý: Dao cắt bánh vít có hình dạng giống hệt trục vít sẽ ăn khớp với bánh vít, có đường kính đỉnh và lớn hơn để tạo khe hở chân răng. - Modun của răng bánh vít trên mặt mút (modun ngang) được quy chuẩn. - Modun của răng bánh vít bằng modun dọc trục vít. p - Modun dọc trục vít: m = (mm) π 178
  177. -Hệ số đường kính trục vít, q, được tiêu chuẩn hóa nhằm hạn chế số loại dao cắt bánh vít: d1 = mq -Số mối ren, Z1 thường lấy bằng 1-4: Z1 nhỏ được tỷ số truyền lớn nhưng hiệu suất thấp; Z1 càng lớn càng khó chế tạo. -Số răng bánh vít, Z2 = uZ1. Z2min = 26-28; Z2max = 60-80. - Bước ren trục vít, p, và bước xoắn của ren pz . pz = Z1. p. - Góc nâng ren, γ : tg γ = Z1 / q 179
  178. 4.2.2. Tỷ số truyền và vận tốc 4.2.2.1. Tỷ số truyền -Nếu cho trục vít quay một vòng, bánh vít quay được bao nhiêu vòng? + Trục vít quay một vòng thì một điểm trên ren trục vít "đi" được một đoạn bằng bước xoắn của ren, pz. p + Tương ứng, bánh vít quay được z vòng πd2 + Vậy, nếu trục vít quay n1 vòng thì bánh vít pz quay được n 2 = n 1 vòng πd2 180
  179. -Vậy tỷ số truyền u sẽ bằng? n πd π.m.Z Z u = 1 = 2 = 2 = 2 n2 pz Z1.p Z1 -Mặt khác, do pz = πd1. tg γ nên: n πd d u = 1 = 2 = 2 n2 πd1tgγ d1tgγ -Tỷ số truyền bằng tỷ số giữa số răng bánh vít và số mối ren trục vít (chỉ bằng 1-4), mặt khác d2 < ud1 nên bộ truyền có tỷ số truyền lớn mà kích thước vẫn rất nhỏ gọn! 181
  180. 4.2.2.2. Vận tốc -Vận tốc vòng của bánh vít không cùng phương với vận tốc vòng trục vít. -Vận tốc vòng của bánh vít nhỏ hơn vận tốc vòng trục vít V2 = V1 . tgγw (tg(25°≈0,4663) -Vận tốc trượt lớn hơn vận tốc vòng của trục vít hay của bánh vít. 182
  181. -Vận tốc trượt có thể tính: 2 2 2 ⎛ V2 ⎞ 2 VT = V1 + V2 = V1 1+ ⎜ ⎟ = V1 1+ tg γw ⎝ V1 ⎠ 2 2 2 ⎛ Z1 ⎞ πd1n1 q + Z1 = V1 1+ ⎜ ⎟ = ⎝ q ⎠ 60.103 q 2 2 πmqn1 q + Z1 πmn1 2 2 = = Z1 + q 60.103 q 60.103 mn V = 1 Z2 + q2 T 3 1 19,1.10 183
  182. 4.2.3. Hiệu suất và hiện tượng tự hãm -Hiệu suất: P2 T2n2 Ft2d2n2 Ft2tgγ ηK = = = = P1 T1n1 Ft1d1n1 Ft1 Ft1 = Fa2 = Ft2tg(γ + ϕ') tgγ η = K tg(γ + ϕ') -Kể đến mất mát do khuấy dầu: tgγ ηK ≈ 0.95 tg(γ + ϕ') 184
  183. - Khi bánh vít dẫn động: tgγ η ≈ 0.95 K tg(γ − ϕ') -Nếu γ≤ϕ' thì η≤0: Bộ truyền không hoạt động được - Hiện tượng tự hãm. 185
  184. 4.3. Cơ sở tính toán truyền động trục vít 4.3.1. Tải trọng a- Lực tác dụng Phân tích lực có thể dùng cách xác định bề mặt làm việc hoặc dựa vào họa đồ vận tốc! Các thành phần lực được tính theo T2 và Ft2186
  185. b- Hệ số tải trọng: KH = KF = KβKv -Hệ số tập trung tải trọng Kβ 3 ⎛ Z ⎞ ⎛ T ⎞ K =1+ ⎜ 2 ⎟ ⎜1− 2tb ⎟ θ: Hệ số biến dạng β θ ⎜ T ⎟ trục vít, phụ thuộc ⎝ ⎠ ⎝ 2max ⎠ Z1 và q n T t n ∑ 2i i 2i T2tb: Momen xoắn trung i=1 bình T2tb = n T2i, ti, n2i: Momen, thời t n gian và tốc độ quay bánh ∑ i 2i vít ở chế độ tải thứ i i=1 T2max: Momen lớn nhất 187 -Nếu tải không đổi, Kβ =1
  186. -Hệ số tải trọng động: qv q : Tải trọng động, phụ thuộc vận K =1+ v v q tốc trượt t qt: Tải trọng ngoài 188
  187. 4.3.3. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính a- Các dạng hỏng: - Dính: Dạng hỏng nguy hiểm nhất - Mòn: Xảy ra trên răng bánh vít - do răng làm bằng vật liệu cơ tính thấp hơn -Tróc rỗ: xảy ra với răng bánh vít làm bằng vật liệu chống dính tốt 189
  188. b- Chỉ tiêu tính: - Tính theo ứng suất tiếp xúc, dính và mòn được quan tâm khi xác định ứng suất cho phép. -Tính bền cho răng bánh vít, vì nó làm bằng vật liệu cơ tính thấp hơn. - Trượt phát sinh nhiệt lớn: tính nhiệt cho hộp. -Trục vít dài, nhỏ, có nhân tố gây tập trung ứng suất lớn là ren, do vậy cần kiểm nghiệm trục vít theo hệ số an toàn bền mỏi. 190
  189. 4.3.2. Vật liệu và ứng suất cho phép a- Vật liệu - Yêu cầu 1: + Hệ số ma sát thấp. + Bền mòn + Khó dính - Yêu cầu 2: Cần chọn vật liệu trục vít có cơ tính cao hơn. Lý do: Trục vít có số lần chịu tải lớn hơn nhiều so với bánh vít. 191
  190. -Thực tế thường chọn trục vít bằng thép. -Vật liệu bánh vít cần chọn theo điều kiện chống dính và tính kinh tế: + Nếu vận tốc trượt, Vt >= 5 m/s, chọn đồng thanh thiếc (NhNhóómm II; Sức bền chống dính cao nhất, đắt nhất). + Nếu vận tốc trượt, Vt < 2 m/s, chọn gang (Sức bền chống dính thấp nhất, rẻ nhất). + Nếu vận tốc trượt, 2<=Vt < 5 m/s, chọn đồng thanh không thiếc, đồng thau (NhNhóómm 192 IIII)
  191. b- Ứng suất cho phép: - Ứng suất cho phép xác định trên vật liệu bánh vít. -Với vật liệu nhóm II và gang, ứng suất cho phép lấy theo điều kiện chống dính nên nó không phụ thuộc số chu kỳứng suất. -Với vật liệu nhóm I, ứng suất cho phép lấy theo điều kiện mỏi nên nó phụ thuộc số chu kỳứng suất. - Số chu kỳ thí nghiệm để xác định giới hạn mỏi tiếp xúc là 107, mỏi uốn là 106. Số chu kỳ cơ sở xấp xỉ 25.107. 193
  192. 4.4. Tính toán độ bền truyền động trục vít 4.4.1. Tính độ bền tiếp xúc - Dính, tróc rỗ xuất phát tại vùng tâm ăn khớp nên tính bền tiếp xúc tại đây. - Mô hình hóa sự ăn khớp trục vít - bánh vít như của một thanh răng nghiêng- bánh răng nghiêng. 194
  193. - Điều kiện bền tiếp xúc: q σ = Z H ≤ [σ ] H M 2ρ H - Tính ρ: Thanh răng có bán kính cong của biên dạng ρ1 = ∞ nên ρ = ρ2=0,5d2sinα - Tính qH: KH Fn Kεbεα qH = lH = lH cos γ πd1 Kεεα πd12δ b = 2δ lH = 360 cos γ 360 195
  194. 1 Ft2 360cos γ qH = KH Fn = KH lH cos γ cosα Kεεαπd12δ KH 2T2 360 360KHT2 qH = = d2 cosα Kεεαπd12δ πd1d2δKεεα cosα o o Lấy: Kε = 0,75; εα =1,8; 2δ =100 ; α = 20 2,28ZM KHT2 σH = ≤ [σH ] d2 d1 196
  195. 5 Với trục vít thép, E1=2,15.10 ; 5 Bánh vít đồng thanh hoặc gang: E2 = 0,9.10 ; μ1 = μ2 = 0,3 Được ZM = 210 480 KHT2 σH = ≤ [σH ] d2 d1 2aw Thay d1 = mq; d2 = mZ2; m = q + Z2 3 170 ⎛ Z2 + q ⎞ KHT2 σH = ⎜ ⎟ ≤ [σH ] Z2 ⎝ aw ⎠ q 197
  196. - Công thức thiết kế: 2 ⎛ 170 ⎞ K T 3 H 2 aw ≥ (Z2 + q) ⎜ ⎟ ⎝ Z2[σH ]⎠ q 198
  197. 4.4.2. Tính độ bền uốn - Chân răng bánh vít cong -Kích thước răng thay đổi dọc theo chiều dài răng Vì vậy, tính gần đúng: coi răng như của bánh răng nghiêng có góc nghiêng là γ, sử dụng các kết quả đã có cho răng nghiêng; có điều chỉnh. - Công thức tính cho răng nghiêng: KFYFYεYβFt σF = ≤ [σF ] bwm 199
  198. - Tính cho bánh vít, lấy trung bình : Yβ = 0,93; Yε = 0,74 1,4T2KFYF σF 2 = ≤ [σF 2 ] b2d2m 200
  199. 4.5. Tính toán nhiệt -Nhiệt lượng sinh ra trong 1 giờ: Q1 =1000P1(1− η), (W ) -Nhiệt lượng thoát qua vách hộp 1 giờ: Q2 = Kt (td − t0 )A(1+ ψ), (W ) -Cân bằng Q1 với Q2: 1000P1(1− η) td = + t0 Kt A(1+ ψ) 201
  200. - Điều kiện chấp nhận làm việc: 1000P1(1− η) td = + t0 ≤ [td ] Kt A(1+ ψ) -Nếu tải thay đổi và P1 = Pmax: 1000P1(1− η) td = + t0 ≤ [td ] Kt A(1+ ψ)β tCK Với β = Pt ∑ i i P1 202
  201. -Nếu sử dụng quạt làm mát một phần Aq: 1000P1(1− η) td = + t0 ≤ [td ] [Kt (A − Aq )(1+ ψ) + Ktq Aq ]β - Khi thiết kế, tính A cần thiết theo td đã được xác định tùy loại dầu: 203
  202. Chương 5: TRUYỀN ĐỘNG XÍCH 5.1. Khái niệm chung 5.1.1. Khái niệm Thực hiện việc truyền chuyển động quay và công suất giữa các trục song song nhờ sự ăn khớp của các răng đĩa xích với các mắt xích. 204
  203. 5.1.2. Phân loại - Theo công dụng: + Xích kéo. + Xích trục. + Xích truyền động. - Theo cấu tạo: + Xích ống. + Xích ống con lăn. + Xích răng. 205
  204. 5.1.3. Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng - Ưu điểm: + Khả năng tải cao hơn đai + Có thể truyền chuyển động cho nhiều trục, trên khoảng cách lớn. + Hiệu suất cao hơn đai do không có trượt. - Nhược điểm: + Vận tốc và tỷ số truyền tức thời không ổn định + Va đập và ồn, không thích hợp vận tốc cao. + Đòi hỏi chăm sóc và bôi trơn thường xuyên. -Phạm vi sử dụng: + Vận tốc thấp (v<=5 m/s); Công suất trung bình. 206
  205. 5.2. Cấu tạo 5.2.1. Dây xích Mắt xích nối khi Mắt xích nối số mắt chẵn khi số mắt lẻ Xích ống con lăn Bước xích px: Khoảng cách giữa tâm 2 chốt bản lề kế tiếp. Xích răng 207
  206. 5.2.2. Đĩa xích 2π ϕ = z p d = ⎛ π ⎞ sin⎜ ⎟ ⎝ z ⎠ Xích mới, bước xích trên dây xích bằng bước răng trên đĩa: 208 px = p
  207. 5.3. Cơ sở tính toán truyền động xích 5.3.1. Lực tác dụng -Lực căng ban đầu gây nên do khối lượng xích: F0 = K f .a.qm.g Với Kf : hệ số độ võng; a: khoảng cách trục; qm: khối lượng riêng xích; g: gia tốc trọng trường. -Lực vòng: 2T1 Ft = d1 -Lực căng phụ, tương tự trong dây đai: 2 Fv = qmv 209
  208. -Lực tổng hợp trên nhánh xích dẫn (nhánh căng): F1 = Fv + Ft -Lực tổng hợp trên nhánh xích bị dẫn (nhánh chùng): F1 = F0 + Fv -Lực tác dụng lên trục, tính gần đúng: Fr = kxFt Hệ số kx lấy bằng 1.15 nếu đường nối tâm 2 đĩa xích nghiêng góc nhỏ hơn 40 độ so với phương ngang; lấy bằng 1.05 nếu đặt nghiêng lớn hơn. -Cóthể tính Ft: 3 P1 P1 P1 60.10 P1 Ft = = = = v πdn1 z1 pn1 z1 pn1 60.103 60.103 210
  209. 5.3.2. Vận tốc và tỷ số truyền a. Vận tốc và tỷ số truyền trung bình: -Vận tốc trung bình: z1 pn1 z2 pn2 v1 = v2 = = (m / s) 60.103 60.103 -Tỷ số truyền trung bình: n z u = 1 = 2 n2 z1 211
  210. a. Vận tốc và tỷ số truyền tức thời: -Vận tốc tức thời của xích: πz1n1 v1 = = const 60.103 vx = v1 cosθ ⎡ π π ⎤ θ = ⎢− ÷ ⎥ ⎣ z1 z1 ⎦ -Do θ thay đổi nên mặc dù n1 = const, xích vẫn chuyển động với v thay đổi. x 212
  211. - Phương chiều của vận tốc mắt xích khác với phương chiều của vận tốc răng đĩa sắp vào khớp với nó nên gây va đập khi vào khớp. + Mắt xích AB đang chuyển động tịnh tiến, có VB = VA = V1, phương vuông góc với OA. + Răng đĩa C chuẩn O bị vào khớp với B, chuyển động với vận tốc có giá trị bằng V1 nhưng vuông góc với OC. 213
  212. Ví dụ sự biến đổi vận tốc của một truyền động xích 214
  213. - Tương tự, đĩa bị dẫn cũng quay không đều do: v v cosθ v = x = 1 ≠ const 2 cos γ cos γ 60.103v ⎡ π π ⎤ n = 2 ≠ const γ = ⎢− ÷ + ⎥ 2 z z z2 p ⎣ 2 2 ⎦ -Từ đó, tỷ số truyền tức thời cũng thay đổi: n v z z cos γ u = 1 = 1 2 = 2 ≠ const n2 z1 v2 z1 cosθ 215
  214. - Các nhận xét: 1. Dây xích luôn chuyển động không đều. Vận tốc biến đổi theo quy luật hàm số cosin. Số răng z1 càng nhỏ thì phạm vi thay đổi của góc θ càng lớn, xích chuyển động càng không đều. v − v Δvx xmax xmin π ⎡ 1 1 ⎤ = = ⎢ − ⎥ v1 v1 z1 ⎣sin(π / z1) tg(π / z1)⎦ 216
  215. 2. Bánh xích bị dẫn cũng quay không đều. v v cosθ v = x = 1 ≠ const 2 cos γ cos γ Nếu cosθ luôn bằng cosγ thì v2 = const = v1. Muốn vậy, 2 đĩa xích phải giống nhau và chiều dài nhánh xích dẫn phải bằng số nguyên lần bước xích. 3. Để giảm bớt biến động của vận tốc và tỷ số truyền, không nên chọn số răng quá nhỏ. Lấy chiều dài nhánh xích dẫn bằng số nguyên lần bước xích. 217
  216. 5.3.3. Số răng đĩa xích -Khi thiết kế cần chọn zmin ≤ z ≤ zmax -Tại sao khống chế theo zmin? + Mòn: Số răng càng nhỏ thì góc xoay bản lề khi vào khớp càng lớn, xích mòn nhanh. + Động học: Số răng càng ít thì biến động vận tốc và tỷ số truyền càng lớn. + Va đập và ồn: số răng càng nhỏ, va đập và tiếng ồn càng lớn. Giá trị zmin lấy theo kinh nghiệm. 218
  217. -Tại sao khống chế zmax? -Số răng càng lớn thì với cùng lượng mòn Δp, tâm các bản lề càng nằm xa vòng chia, xích càng dễ bị tuột. Δp Δd = π sin z 219
  218. 5.3.4. Khoảng cách trục và số mắt xích a. Khoảng cách trục: cần chọn amin ≤ a ≤ amax - Lý do khống chế và cách chọn amin: + a càng nhỏ Æ số mắt xích càng ít, số lần mỗi mắt va đập với răng đĩa càng nhiều, xích càng chóng hỏng. + a càng nhỏ Æ góc ôm giữa xích và đĩa càng nhỏ. Theo kinh nghiệm: o d2 − d1 o α1 =180 − 57 ≥120 amin 60 amin ≥ ()d2 − d1 ⇒ amin ≥ d2 − d1 57 220
  219. + Điều kiện 2 đĩa xích không chạm nhau: d + d a ≥ a2 a1 + (30 ÷50) mm min 2 + Vậy điều kiện chọn a tối thiểu là: ⎧a ≥ d − d ⎪ min 2 1 ⎨ d + d a ≥ a2 a1 + (30 ÷50) ⎩⎪ min 2 221
  220. - Lý do khống chế và cách chọn amax: + a càng lớn Æ số mắt xích càng nhiều, với cùng lượng mòn bản lề, xích càng chùng. + Khống chế amax ≤ 80p. - Thường chọn a = (30-50)p 222
  221. b. Số mắt xích: -Số mắt xích, X, tính từ chiều dài xích, L: L = Xp -Chiều dài xích, L, tính theo a, tương tự đai: - Thay πd = zp, có: - Sau khi quy tròn X về số nguyên, chẵn gần nhất: 223
  222. 5.4. Tính thiết kế bộ truyền xích 5.4.1. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính: a. Các dạng hỏng: - Mòn bản lề: là dạng hỏng chủ yếu. Mòn bản lề làm tăng bước xích, xích dễ tuột. Mòn bản lề làm yếu chốt có thể gây đứt xích. -Rỗ, vỡ con lăn: do tải thay đổi, va đập. -Xích bị đứt do quá tải. - Mòn răng đĩa. 224
  223. b. Chỉ tiêu tính: - Mòn bản lề là dạng hỏng chủ yếu; là nguyên nhân chính làm bộ truyền mất khả năng làm việc. -Chỉ tiêu tính cơ bản là tính để tránh mòn – bộ truyền không bị mòn quá mức cho phép sau thời gian làm việc theo yêu cầu. - Cách tính: áp suất trong bản lề nhỏ hơn trị số cho phép, trị số này xác định bằng thực nghiệm. -Kiểm nghiệm về quá tải cho bộ truyền chịu tải lớn, tải va đập 225
  224. 5.4.2. Tính xích về độ bền mòn: -Áp xuất sinh ra nhỏ hơn trị số cho phép: KF p = t ≤ [ p ] (MPa) 0 A 0 -Áp xuất cho phép, [po] xác định trên bộ truyền thí nghiệm trong điều kiện: Tải trọng tĩnh; Khoảng cách trục a=(30-50)p; Đường nối tâm đĩa xích nằm ngang; trục điều chỉnh được; bôi trơn đủ; làm việc 1 ca. -Hệ số K phản ánh các sai khác về điều kiện làm việc giữa bộ truyền thực tế với thí nghiệm. 226
  225. Đkiện thí nghiệm Điều chỉnh bằng hệ số Ký hiệu Tải trọng tĩnh Hệ số tải trọng động Kđ a= (30-50)p Hệ số k/cách trục Ka Đường nối tâm 0° Hệ số đk bố trí Ko Trục đ.chỉnh được Hệ số điều chỉnh Kđc Bôi trơn nhỏ giọt Hệ số bôi trơn Kbt Làm việc 1 ca Hệ số ca kíp Kc K = Kđ.Ka.Ko.Kđc.Kbt.Kc 227
  226. KF [ p ]A p = t ≤ [ p ] F ≤ 0 0 A 0 t K F v [ p ]A v [ p ]A 1 z pn t ≤ 0 P ≤ 0 1 1 1000 K 1000 1 K 1000 60.103 z01, n01 là số răng, [ p0 ]A pz1n1 z01 n01 P1 ≤ 6 tốc độ quay của bộ K 60.10 z01 n01 truyền thí nghiệm [ p0 ]Apz01n01 1 1 1 P ≤ [P0 ] 1 6 P ≤ 60.10 K z01 n01 1 KK z Kn z1 n1 [P ] cho trong các bảng tra ứng với các giá trị z và n 0 0 228 o khác nhau.
  227. - Công thức tính để chọn xích: Pt = P1.K.K z .Kn ≤ [P0 ] Chọn xích trong bảng có [P0] lớn hơn gần nhất với Pt. -Nếu muốn giảm bước xích, dùng xích nhiều dãy: P1.K.K z .Kn Pt = ≤ [P0 ] Kd Kd: Hệ số số dãy xích. 229
  228. 5.4.3. Kiểm nghiệm xích về quá tải: - Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn bền: Q S = ≤ [S] Kt Ft + Fo + Fv - Tải trọng phá hỏng, Q, xác định bằng thực nghiệm, cho trong bảng tra. - Hệ số tính chất tải trọng, Kt, xác định bằng thực nghiệm, cho trong sổ tay. 230