Khái niệm chi tiết máy
Chi tiết máy
Khi tháo rời một máy, các bộ phận như bu lông, đai ốc, bánh răng và trục sẽ trở thành những phần tử không thể tách rời, được gọi là chi tiết máy.
Chi tiết máy là những phần tử cơ bản cấu thành nên máy, được xác định bởi hình dạng và kích thước cụ thể, đồng thời có công dụng nhất định trong hoạt động của máy.
- Chi tiết máy có thế phân thành 2 nhóm:
Nhóm chi tiết máy có công dụng chung bao gồm các thành phần được sử dụng trong nhiều loại máy khác nhau, với hình dạng và chức năng tương tự Ví dụ điển hình cho nhóm này là bánh răng, khớp nối, trục, bu lông và ổ lăn.
Nhóm chi tiết máy có công dụng riêng bao gồm các chi tiết chỉ sử dụng cho một loại máy nhất định, với hình dạng và công dụng khác nhau giữa các loại máy Ví dụ về các chi tiết máy này là trục khuỷu, tua bin, vỏ hộp giảm tốc và thân máy Trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào các chi tiết máy có công dụng chung.
Tải trọng-ứng suất
Tải trọng tác dụng lên máy và chi tiết máy bao gồm lực, mô men và áp suất Tải trọng là đại lượng véc tơ, được xác định bởi các thông số như cường độ, phương, chiều, điểm đặt và đặc tính của tải trọng.
Lực, được ký hiệu bằng chữ F, đơn vị đo là N, 1 N = 1 kg.m/s.
Mô men uốn, ký hiệu là Mu, đơn vị đo là Nmm.
Mô men xoắn, ký hiệu là Mx, đơn vị đo là Nmm. Áp suất, ký hiệu là p, đơn vị đo là MPa, 1 MPa = 1 N/mm
- Theo đặc tính thay đối theo thời gian, ta có các loại tải trọng thường gặp:
Tải trọng không đổi (tĩnh) là loại tải trọng có phương, chiều và cường độ ổn định theo thời gian, hoặc chỉ thay đổi không đáng kể Ví dụ điển hình của tải trọng không đổi là trọng lượng của các chi tiết máy.
Tải trọng thay động là loại tải trọng có ít nhất một trong ba đại lượng: phương, chiều, hoặc cường độ thay đổi theo thời gian Trong thực tế tính toán chi tiết máy, tải trọng có cường độ thay đổi thường gặp.
+ Tải trọng thay va đập: Tải trọng thay đổi đột ngột trong thời gian rất ngan trị số lớn.
- Các loại tải trọng hay dùng trong thiết kế: Tải trọng danh nghĩa, tải trọng tính toán, tải trọng tương đương.
+ Tải trọng danh nghĩa: là tải trọng tác dụng lên chi tiết máy theo lý thuyết.
Hình 1.1 Các loại tải trọng
Tải trọng tính toán là tải trọng lớn hơn tải trọng danh nghĩa, bao gồm phần tải trọng tăng thêm do rung động hoặc tải trọng tập trung vào một phần của chi tiết máy Để đảm bảo độ bền, chi tiết máy cần được thiết kế và tính toán để chịu được tải trọng tính, nhằm tránh tình trạng thiếu bền.
+ Tải trọng tương đương: là tải trọng không đổi quy ước, tương đương với chế độ tải trọng thay đổi tác dụng lên chi tiết máy.
- ứng suất là ứng lực xuất hiện trong các phần tử của chi tiết máy, khi nó chịu tác dụng của tải trọng.
- ứng suất là đại luợng véc tơ, nó đuợc xác định bởi phuơng, chiều, cuờng độ Đơn vị đo của ứng suất là Pa, IPa = 1 N/mm2
- Tương ứng với các tải tác dụng, ứng suất được phân thành các loại:
+ ứng suất kéo, ký hiệu là ơk
+ ứng suất nén, ký hiệu là ơ n
+ ứng suất uốn, ký hiệu là ơ u
+ ứng suất tiếp xúc, ký hiệu là ơ , hoặc tx H
+ ứng suất dập, ký hiệu là ơd
+ ứng suất xoan, ký hiệu là T
+ ứng suất cắt, ký hiệu là T c
- Ngoài ra, ứng suất còn được phân thành ứng suất không đổi và ứng suất thay đổi:
+ ứng suất không đổi (ứng suất tĩnh): là ứng suất có phương, chiều, cường độ không thay đổi theo thời gian.
Ứng suất thay đổi là loại ứng suất mà ít nhất một trong các đại lượng như phương, chiều hoặc cường độ có sự biến đổi theo thời gian Ứng suất này có thể thay đổi một cách ngẫu nhiên hoặc theo chu kỳ nhất định.
Ứng suất thay đổi được đặc trưng bởi chu trình thay đổi ứng suất, trong đó một chu trình ứng suất bao gồm việc chuyển đổi từ giá trị giới hạn này sang giá trị giới hạn khác và sau đó trở về giá trị ban đầu.
Thời gian thực hiện một chu trình ứng suất gọi là một chu kỳ ứng suất.
- Một chu trình ứng suất được xác định bởi các thông số: ứng suất lớn nhất ơ max ứng suất nhỏ nhất ơ min ứng suất trung bình ơ:ơ=(ơ + ơ ) / 2 ,
Biên độ ứng suất ơ : ơ = (ơ - ơ )/2 , a a max min
Hệ số chu kỳ ứng suất r: r = ơ / ơ , max min hoặc r = ơ / ơ , khi ơ = 0 min max min
- Căn cứ vào giá trị của hệ số chu kỳ ứng suất r, nguời ta chia ứng suất thành các loại:
+ ứng suất thay đổi đối xứng, khi chu trình ứng suất có r = -1.
+ ứng suất thay đổi không đối xứng, khi chu trình ứng suất có r 1, nếu ơ = 0 hay min ơ =0, chu trình ứng suất mạch động, max
Với cùng một giá trị ứng suất, khả năng phá hủy vật liệu sẽ khác nhau tùy thuộc vào loại ứng suất Các chi tiết máy chịu ứng suất tĩnh thường có tuổi thọ cao hơn so với các chi tiết máy chịu ứng suất thay đổi mạch động, trong khi đó, các chi tiết máy chịu ứng suất thay đổi đối xứng lại có tuổi thọ thấp nhất.
Những chỉ tiêu làm việc của chi tiết máy
Sức bền
Độ bền của chi tiết máy là khả năng chịu tải mà không bị hư hỏng, đóng vai trò quan trọng trong hoạt động của máy Nếu chi tiết máy không đủ bền, sẽ xảy ra biến dạng lớn, làm thay đổi hình dạng và ảnh hưởng đến điều kiện làm việc bình thường, dẫn đến nguy cơ gãy, vỡ hoặc hư hại bề mặt làm việc.
- Có hai dạng phá hỏng:
+ Phá hỏng tĩnh: do ứng suất làm việc vuợt quá giới hạn bền tĩnh của vật liệu, thuờng do quá tải đột ngột gây nên.
+ Phá hỏng mỏi: do tác dụng lâu dài của ứng suất thay đổi có giá trị vuợt qua giới hạn bền mỏi của vật liệu.
- Nghiên cứu độ bền thuờng gan với thời hạn phục vụ hay tuổi thọ của chi tiết máy. b Phương pháp tính
- Thông dụng nhất là so sánh ứng suất tính toán với ứng suất cho phép. Điều kiện bền có dạng: ơ < [cr]
7 p
Fms = f Q với P: lực vòng f: hệ số ma sát
Q : là lực pháp tuyến (N) Để an toàn lấy : Fms = k p với k : hệ số an toàn (k = 1,25 -ỉ-1,5) p : lực vòng (N) Nhu vậy: Fms = f Q = k p => Q
- Trường hợp bộ truyền bánh ma sát trụ
- Trường hợp bộ truyền bánh ma sát nón
Có thể ép bánh 1 vào bánh 2 với lực ép S1 hoặc nguọc lại với lực ép S2 Dựa vào điều kiện cân bằng ta có:
Neu bộ truyền giảm tốc: D1 < D2 sin (pl < sin (p2 Si < S2
3.7 Tính sức bền bộ truyền bánh ma sát
3.7.1 Các dạng hư hỏng và chỉ tiêu tính toán
Dưới tác động của lực ép, các bánh ma sát tạo ra ứng suất tiếp xúc tại vùng tiếp xúc Khi các bánh chuyển động, vùng tiếp xúc thay đổi, dẫn đến sự thay đổi ứng suất tiếp xúc tại mỗi điểm trên bề mặt làm việc của bánh ma sát theo chu kỳ của mạch động gián đoạn.
- Neu bộ truyền được bôi tron đầy đủ, bề mặt hỏng chủ yếu do tróc rỗ vì mỏi.
Để bảo vệ bộ truyền bánh ma sát khỏi việc mòn hoặc xước lớp bề mặt, cần tính toán sức bền tiếp xúc của nó Việc này giúp ngăn chặn các hỏng hóc phổ biến, đặc biệt là ở các bộ truyền làm việc khô hoặc nửa ướt.
3.7.2 Tính sức bền tiếp xúc bộ truyền bánh ma sát
- Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc:
Trong đó: Q: lực pháp tuyến tại vùng tiếp xúc (N) b : chiều dài tiếp xúc (mm) p : bán kính cong tuong đuong (mm)
E : môdun đàn hồi của vật liệu (N/mm2)
3.7.3 Đối với bộ truyền động bánh ma sát trụ k.p _ Ã7 2A/, _ k 2 Ọ^S.IO6^ ă _D2±D ỵ ^(/±1) _ 2A mà A = 1 _ 7 =>!),= ;
Bán kính cong tuong đuong
Modun đàn hồi tuong đuong
Thay Q, p vào công thức Hec, ta có công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh ma sát trụ :
A.i ỵ f n^.b Đặt ụrA = 7 là hệ số chiều rộng bánh ma sát (\|/A = 0,2-H3,4 )
Thay b = Va- A vào CT kiểm nghiệm và biến đổi ta có công thức thiết kế k.N.E í 1290 f.rì^A \7[o-]te
Trong đó: A : khoảng cách trục (mm) k : hệ số an toàn f: hệ số ma sát n2 : số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn (v/p)
N : công suất trên trục dẫn (kw) i = ni/n2 : tỉ số truyền
Trong truyền động bánh ma sát nón, ứng suất tiếp xúc cho phép được ký hiệu là [ơ]tx (N/mm2) Dấu ‘+’ biểu thị cho trường hợp tiếp xúc ngoài, trong khi dấu ‘ ’ đại diện cho trường hợp tiếp xúc trong.
Từ hình vẽ ta thấy: Pl = (L - 0,5b).tg(pi và p2 = (L - 0,5b).tg(p2
Bán kính cong tuong đuong: p = —= ——-—
Thay các giá trị Q, p vào công thức Hezt
Ta có công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh ma sát nón:
* (L-0,5b).i y f.b.n2 I'M” 44. Đặt Ự/L = — , (\|/L = 0,20 0,25) : hệ số chiều rộng bánh ma sát nón.
Vậy \|/L - L = b thay b vào công thức ta có: L > k.E.N 1290
Chiều dài nón (L) được đo bằng milimét (mm), trong khi chiều rộng tiếp xúc dọc theo đường sinh bánh ma sát (b) cũng được xác định bằng mm Các đại lượng khác trong trường hợp bánh ma sát trụ vẫn giữ nguyên như trước.
Ghi chú: Truờng họp các bộ truyền bánh ma sát làm bằng vật liệu phi kim, nguời ta còn qui uớc tính theo công thức: b
Với [qn] (N/mm) : cuờng độ lực pháp tuyến cho phép, tra bảng trong sổ tay.
+ Techtôlít với thép hoặc gang, lấy [q ] = (40 -ỉ- 80) N/mm, n
+ Phíp với thép hoặc gang, lấy [q ] = (35^- 40) N/mm, n
+ Da với gang, lấy [q ] = (15 -ỉ- 25) N/mm, n
+ Gỗ với gang, lấy [q ] = (2,5 -ỉ- 5) N/mm n
3.8 Vật liệu - ứng suất cho phép
Thép tôi và gang là hai vật liệu thường được sử dụng cho bánh ma sát, có thể kết hợp với bánh ma sát bằng tếctôlit hoặc phíp Đối với tải trọng nhỏ, bánh ma sát gỗ hoặc bọc da, vải cao su, amiăng ép có thể được sử dụng kết hợp với bánh thép hoặc gang Để giảm thiểu mòn vẹt, bánh dẫn nên được làm bằng vật liệu mềm hơn so với bánh bị dẫn.
3.8.2 ứng suất cho phép ửng suất tiếp xúc [ơ]tx có thể lấy bằng giới hạn mỏi bề mặt của vật liệu Đối với thép tôi có HRC > 60 có thể lấy [ơ]tx = 800 1200 N/mm2 khi tiếp xúc ban đầu theo đuờng; chọn [ơ]tx = 2500 N/mm2 khi tiếp xúc ban đầu theo điểm. Đối với têctôlit, khi tiếp xúc ban đầu theo đuờng, có thể lấy [ơ]tx = 80 lOON/mm2
3.9 Lực tác dụng lên trục
3.9.1 Truyền động bánh ma sát trụ
Lực tác dụng vuông góc với trục: với s = —ị- ; suy ra: Prì = Pr^k p
3.9.2 Truyền động bánh ma sát nón
Theo hình vẽ ta có: P; = P + Pr với: Pri = S2 = Q.coscpi và pr2 = Si = Q ,cos(p2 mà
Câu 1: Hãy phân biệt đuọc các loại bộ truyền bánh ma sát?
Câu 2: Trình bày đuọc uu nhuọc điểm và phạm vi ứng dụng của bộ truyền bánh ma sát?
Câu 3: Liệt kê các thông số hình học và động học của bộ truyền bánh ma sát?
Câu 4: Hãy trình bày về vận tốc, tỷ số truyền trong truyền động bánh ma sát, nêu nhận xét?
1 Tính lực ép s của bộ truyền bánh ma sát trụ, truyền công suất N\ = 3,2kw Bánh dẫn có đuờng kính dỴ = 200mm, tốc độ quay nỵ = 600vg/ph Hệ số ma sát f = 0,2, hệ số an toàn /3 = 1,5.
2 Bộ truyền bánh ma sát trụ tiếp xúc ngoài với số liệu :
Các đuờng kính dỵ = 80mm, í/2 = 200mm, chiều rộng b = 40mm, vật liệu 2 bánh thép
Eỵ = E-, = 2,1.1 o4 5N/mm2 ứng suát tiếp xúc cho phép [, mà D1 = 2(L - 0,5b)sincpi
Suy ra : 7 = — = -—ô tg(p2 ằ2 (l-^sine,, (i-ỉ) - với L : chiều dài đường sinh côn (mm) b : chiều dài tiếp xúc đo dọc theo đường sinh của bánh ma sát côn (mm)
(pi và (p2 : góc côn bánh 1 và 2 (độ)
3.5.3 Bộ biến tốc mặt đĩa con lăn
Gọi R1 bán kính của con lăn Bán kính làm việc của mặt đĩa thay đổi trong khoảng Rmin
+ Rmax, nên số vòng quay trong một phút của đĩa này cũng thay đổi trong khoảng nmax + nmin-
Ta có tỷ số truyền : ị = = R ị ị "1 Ị ịịs
Khoảng điêu chỉnh tôc độ D = ^max ; Thông thường hạn chế D < 3.
3.6 Lực ép trong bộ truyên bánh ma sát Để hình thành ma sát ở vùng tiếp xúc giữa các bánh ma sát, người ta phải ép các bánh ma sát lại với nhau Để xác định lực ép trước hết ta phải tính lực pháp tuyến cần thiết.
Lực ép trong bộ truyền bánh ma sát
Điều kiện để bộ truyền bánh ma sát không bị truợt là: Fms > p
Fms = f Q với P: lực vòng f: hệ số ma sát
Q : là lực pháp tuyến (N) Để an toàn lấy : Fms = k p với k : hệ số an toàn (k = 1,25 -ỉ-1,5) p : lực vòng (N) Nhu vậy: Fms = f Q = k p => Q
- Trường hợp bộ truyền bánh ma sát trụ
- Trường hợp bộ truyền bánh ma sát nón
Có thể ép bánh 1 vào bánh 2 với lực ép S1 hoặc nguọc lại với lực ép S2 Dựa vào điều kiện cân bằng ta có:
Neu bộ truyền giảm tốc: D1 < D2 sin (pl < sin (p2 Si < S2
Tính sức bền bộ truyền bánh ma sát
3.7.1 Các dạng hư hỏng và chỉ tiêu tính toán
Dưới tác động của lực ép, các bánh ma sát tạo ra ứng suất tiếp xúc tại các vùng tiếp xúc Khi các bánh chuyển động, vùng tiếp xúc thay đổi, dẫn đến sự biến đổi của ứng suất tiếp xúc ở từng điểm trên bề mặt làm việc của bánh ma sát theo chu kỳ của mạch động gián đoạn.
- Neu bộ truyền được bôi tron đầy đủ, bề mặt hỏng chủ yếu do tróc rỗ vì mỏi.
Bộ truyền làm việc khô hoặc nửa ướt có thể gặp phải tình trạng bánh ma sát bị mòn hoặc xước bề mặt Để ngăn chặn các hư hỏng này, việc tính toán sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh ma sát là rất cần thiết.
3.7.2 Tính sức bền tiếp xúc bộ truyền bánh ma sát
- Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc:
Trong đó: Q: lực pháp tuyến tại vùng tiếp xúc (N) b : chiều dài tiếp xúc (mm) p : bán kính cong tuong đuong (mm)
E : môdun đàn hồi của vật liệu (N/mm2)
3.7.3 Đối với bộ truyền động bánh ma sát trụ k.p _ Ã7 2A/, _ k 2 Ọ^S.IO6^ ă _D2±D ỵ ^(/±1) _ 2A mà A = 1 _ 7 =>!),= ;
Bán kính cong tuong đuong
Modun đàn hồi tuong đuong
Thay Q, p vào công thức Hec, ta có công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh ma sát trụ :
A.i ỵ f n^.b Đặt ụrA = 7 là hệ số chiều rộng bánh ma sát (\|/A = 0,2-H3,4 )
Thay b = Va- A vào CT kiểm nghiệm và biến đổi ta có công thức thiết kế k.N.E í 1290 f.rì^A \7[o-]te
Trong đó: A : khoảng cách trục (mm) k : hệ số an toàn f: hệ số ma sát n2 : số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn (v/p)
N : công suất trên trục dẫn (kw) i = ni/n2 : tỉ số truyền
Trong bài viết này, chúng ta đề cập đến ứng suất tiếp xúc cho phép (ơ) tính bằng N/mm2, với dấu ‘+’ biểu thị cho trường hợp tiếp xúc ngoài và dấu ‘ ‘ cho trường hợp tiếp xúc trong Ngoài ra, nội dung cũng liên quan đến truyền động bánh ma sát nón.
Từ hình vẽ ta thấy: Pl = (L - 0,5b).tg(pi và p2 = (L - 0,5b).tg(p2
Bán kính cong tuong đuong: p = —= ——-—
Thay các giá trị Q, p vào công thức Hezt
Ta có công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh ma sát nón:
* (L-0,5b).i y f.b.n2 I'M” 44. Đặt Ự/L = — , (\|/L = 0,20 0,25) : hệ số chiều rộng bánh ma sát nón.
Vậy \|/L - L = b thay b vào công thức ta có: L > k.E.N 1290
Trong bài viết này, các đại lượng được đề cập bao gồm chiều dài nón (L) tính bằng mm và chiều rộng tiếp xúc dọc theo đường sinh bánh ma sát (b) cũng tính bằng mm Các đại lượng khác tương tự như trong trường hợp bánh ma sát trụ.
Ghi chú: Truờng họp các bộ truyền bánh ma sát làm bằng vật liệu phi kim, nguời ta còn qui uớc tính theo công thức: b
Với [qn] (N/mm) : cuờng độ lực pháp tuyến cho phép, tra bảng trong sổ tay.
+ Techtôlít với thép hoặc gang, lấy [q ] = (40 -ỉ- 80) N/mm, n
+ Phíp với thép hoặc gang, lấy [q ] = (35^- 40) N/mm, n
+ Da với gang, lấy [q ] = (15 -ỉ- 25) N/mm, n
+ Gỗ với gang, lấy [q ] = (2,5 -ỉ- 5) N/mm n
Vật liệu - ứng suất cho phép
Có thể sử dụng thép tôi hoặc gang cho bánh ma sát, và bánh ma sát có thể là thép đã tôi hoặc gang kết hợp với tếctôlit hoặc phíp Trong trường hợp tải trọng nhỏ, bánh ma sát gỗ hoặc bọc da, vải cao su, amiăng ép có thể làm việc với bánh thép hoặc gang Để giảm mòn vẹt khi bị trượt, bánh dẫn nên được làm bằng vật liệu mềm hơn so với bánh bị dẫn.
3.8.2 ứng suất cho phép ửng suất tiếp xúc [ơ]tx có thể lấy bằng giới hạn mỏi bề mặt của vật liệu Đối với thép tôi có HRC > 60 có thể lấy [ơ]tx = 800 1200 N/mm2 khi tiếp xúc ban đầu theo đuờng; chọn [ơ]tx = 2500 N/mm2 khi tiếp xúc ban đầu theo điểm. Đối với têctôlit, khi tiếp xúc ban đầu theo đuờng, có thể lấy [ơ]tx = 80 lOON/mm2
Lực Tác dụng lên trục
3.9.1 Truyền động bánh ma sát trụ
Lực tác dụng vuông góc với trục: với s = —ị- ; suy ra: Prì = Pr^k p
3.9.2 Truyền động bánh ma sát nón
Theo hình vẽ ta có: P; = P + Pr với: Pri = S2 = Q.coscpi và pr2 = Si = Q ,cos(p2 mà
Câu 1: Hãy phân biệt đuọc các loại bộ truyền bánh ma sát?
Câu 2: Trình bày đuọc uu nhuọc điểm và phạm vi ứng dụng của bộ truyền bánh ma sát?
Câu 3: Liệt kê các thông số hình học và động học của bộ truyền bánh ma sát?
Câu 4: Hãy trình bày về vận tốc, tỷ số truyền trong truyền động bánh ma sát, nêu nhận xét?
1 Tính lực ép s của bộ truyền bánh ma sát trụ, truyền công suất N\ = 3,2kw Bánh dẫn có đuờng kính dỴ = 200mm, tốc độ quay nỵ = 600vg/ph Hệ số ma sát f = 0,2, hệ số an toàn /3 = 1,5.
2 Bộ truyền bánh ma sát trụ tiếp xúc ngoài với số liệu :
Các đuờng kính dỵ = 80mm, í/2 = 200mm, chiều rộng b = 40mm, vật liệu 2 bánh thép
Eỵ = E-, = 2,1.1 o4 5N/mm2 ứng suát tiếp xúc cho phép [ 1)
- Hệ số tải trọng K được xác định như sau: K = Kft Kđ; với Ktt: hệ số tập trung tải trọng
Kđ : hệ số tải trọng động. b Hệ số tập trung tải trọng
Sự phân bố không đều của tải trọng trong hệ thống cơ khí chủ yếu do các nguyên nhân như sai số chế tạo, biến dạng đàn hồi của trục, chuyển vị đàn hồi và mòn của ổ Những yếu tố này dẫn đến tiếp xúc lệch giữa các răng khi ăn khớp, từ đó làm cho tải trọng phân bố không đồng đều.
- Hệ sô tập trung tải trọng: Ktt q với qmax : tải trọng riêng cực đại; q tải trọng riêng trung bình (giả sử tải trọng phân bố đều)
- Hệ số tập trung tải trọng phụ thuộc chủ yếu: vị trí bánh răng so với ổ, chiều rộng tưong đối
(v|/d=-^-) của vành răng, độ cứng của trục, tổng độ cứng của đôi răng tại chỗ ăn khớp, khả năng d, chạy mòn của răng.
- Đối với bộ truyền không chạy mòn, có thể lấy Ktt theo các trị số cho trong bảng (bảng 10-5,trang
187 CTM tập 1, Nguyễn Trọng Hiệp)
Đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn, hệ số tải trọng động (Ktt) có thể được xác định dựa trên tải trọng Nếu tải trọng không đổi, Ktt thường được lấy bằng 1 Tuy nhiên, nếu bộ truyền có khả năng chạy mòn nhưng tải trọng thay đổi, Ktt có thể được tính theo công thức gần đúng là Ktt = K + 1/T.
Tải trọng động trong cơ cấu truyền động chủ yếu xuất phát từ các sai số trong quá trình chế tạo và lắp ghép, cũng như sự biến dạng của răng khi chịu tải Điều này dẫn đến sự thay đổi của tỷ số truyền tức thời, mặc dù các thông số như ®i và ®2 vẫn giữ nguyên.
0 gây tải động phụ trên răng. dt Ấ p + p p
- Hệ sô tải trọng động: Kđ = ——— = 1 + Pí- p p với p : lực vòng
- Hệ số Kđ được xác định theo (bảng 10-6, 10-7)
Khi tính toán so bộ, giá trị K có thể được chọn trong khoảng từ 1,3 đến 1,5 Sau khi xác định kích thước bộ truyền, cần lựa chọn giá trị K chính xác và điều chỉnh kích thước nếu cần thiết.
- Khi truyền mômen xoắn tại chỗ các răng tiếp xúc nhau sinh ra lực pháp tuyến
Với, doi : đường kính vòng co sở bánh răng.
- Ngoài ra vì khi ăn khóp các răng trượt lên nhau nên có lực ma sát: Fms = f pn f: hệ số ma sát.
Dưới tác động của các lực, răng phải chịu trạng thái ứng suất phức tạp, chủ yếu là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Các ứng suất này sẽ thay đổi theo chu kỳ của mạch động gián đoạn cho từng răng.
Ứng suất thay đổi là nguyên nhân chính gây hỏng răng, bao gồm mỏi, gãy răng do ứng suất uốn và tróc rỗ bề mặt do ứng suất tiếp xúc Bên cạnh đó, ma sát cũng góp phần làm mòn hoặc dính bề mặt răng Ứng suất tiếp xúc cho phép răng chịu được lực tác động mà không bị hư hại.
Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng hoạt động lâu dài được xác định bởi độ rắn HB hoặc HRC, theo bảng 3-9 trong tài liệu TKCTM.
K N : hệ sô chu kỳ ứng suât tiêp xúc tính theo công thức: K n = 6 ——
Với No : số chu kỳ co sở của đuờng cong mỏi tiếp xúc.
Ntd : số chu kỳ tuong đuong.
Truờng họp bánh răng chịu tải trọng không không thay đổi
Ntd = N = óO.u.n.T Trong đó: n : số vòng quay trong một phút của bánh răng.
T : tổng số giờ làm việc. u : số lần ăn khóp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
Truờng họp bánh răng chịu tải trọng thay đổi
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét các yếu tố quan trọng liên quan đến bánh răng, bao gồm mômen xoắn (Mi, ni, Ti), số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ hoạt động của bánh răng ở chế độ i Mômen xoắn lớn nhất tác động lên bánh răng được ký hiệu là Mmax, không tính đến mômen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn Nếu Ntd lớn hơn No, chúng ta sẽ sử dụng ứng suất uốn cho phép.
- Khi răng làm việc một mặt (răng chịu thay đối ứng suất mạch động)
[ơ]u - Khi răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động)
- ơ0; ơ-1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng, có thể tra trong sổ tay hoặc lấy gần đúng:
+ đối với gang ơ-1 = 0,25 ơbk; giới hạn bền kéo tra (bảng 3-8 TKCTM)
+ đối với bánh răng làm bằng thép rèn hoặc thép cán, thuờng hóa hoặc tôi cải thiện thì n = 1,5; tôi n = 1,8 2
Truyền động bánh răng trụ thẳng
- Tỉ sô truyên: 1 = — = —- = -ệ- n Zj dẢ
- Bước răng trên vòng chia: t (mm)
- Bước răng trên vòng cơ sở: to = t cos ao
- Góc prôfin răng: ao = 20° (đây là thông số cơ bản về dạng răng).
- Modun ăn khớp: m = —(là thông số cơ bản về kích thước của răng,được tiêu chuẩn hóa)
- Đường kính vòng chia: do = m z
- Đường kính vòng cơ sở: do = dc cos ao
- Đường kính vòng lăn: di = ——; d2 = di i
- Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh di = del = m Z1 ; d2 = do2 = m z2
- Hệ số dịch dao: ệ (tra sổ tay thiết kế)
- Khoảng cách trục A: A - Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều:
- Chiều cao răng: h = 2,25m (không dịch chỉnh).
- Đường kính vòng đỉnh răng:
(không dịch chỉnh) de = do + 2m
- Đường kính vòng chân răng: di = de - 2,5m (không dịch chỉnh)
- Góc ăn khớp a được xác định theo biểu thức: cos a = 1
2.A Đối với cặp bánh răng không dịch chỉnh hoặc dịch chỉnh đều thì a = ao.
4.4.1 Độ chính xác ăn khớp
Độ chính xác của bộ truyền bánh răng phụ thuộc vào chất lượng chế tạo bánh răng và các chi tiết hỗ trợ như vỏ hộp và ổ trục, cùng với độ biến dạng của các thành phần này.
- Ảnh hưởng của các sai số về chế tạo bánh răng như:
+ sai số về bước răng và dạng răng sẽ ảnh hưởng đến sai số động học gây tải trọng động, va đập tiếng ồn;
Sai số về phương của răng dẫn đến sự phân bố tải trọng không đồng đều trên chiều dài răng Để ngăn chặn hiện tượng kẹt răng khi ăn khớp, cần đảm bảo khe hở cạnh răng được duy trì hợp lý.
Trong quá trình chế tạo bánh răng, không thể tránh khỏi các sai số như sai số bước răng, sai số biên dạng răng, độ không song song, độ đảo và sai số khoảng cách trục Những sai số này có thể gây ra hiện tượng tăng tiếng ồn trong quá trình hoạt động và dẫn đến các hỏng hóc trong bộ truyền Theo tiêu chuẩn, có 12 cấp chính xác, với độ chính xác giảm dần khi cấp tăng lên Thông thường, các cấp chính xác được sử dụng là 6, 7, 8 và 9.
Cấp chính xác 6 được áp dụng cho bộ truyền có vận tốc lớn, trong khi cấp chính xác 7 và 8 tương ứng với bộ truyền có vận tốc trung bình Cấp chính xác 9 thì dành cho bộ truyền có vận tốc chậm.
Khi đường kính đáy răng chênh lệch ít so với đường kính d của trục, nên chế tạo bánh răng liền trục với khoảng cách từ đáy răng đến rãnh then nhỏ hơn 2,5 modun cho bánh trụ và nhỏ hơn 1,6 modun cho bánh răng nón Đối với các trường hợp khác, nên chế tạo bánh răng riêng và lắp lên trục.
Bánh răng có đường kính nhỏ hơn 500mm thường được sản xuất từ phôi rèn hoặc phôi dập Trong những trường hợp không yêu cầu khắt khe về chất lượng, bánh răng có thể được đúc hoặc chế tạo từ phôi cán.
- Khi bánh răng có đường kính trên 500mm thường chế tạo riêng vành răng rồi ghép vào phần lõi.
4.4.3 Tải trọng và ứng suất trong truyền động bánh răng
4.4.3.I Tải trọng a Tính toán tải trọng
- Công suất tính toán trong bộ truyền được xác định: Nt = K N với K : hệ số tải trọng (K > 1)
- Hệ số tải trọng K được xác định như sau: K = Kft Kđ; với Ktt: hệ số tập trung tải trọng
Kđ : hệ số tải trọng động. b Hệ số tập trung tải trọng
Sự phân bố không đều của tải trọng trong cơ cấu máy thường xuất phát từ nhiều nguyên nhân, bao gồm sai số chế tạo, biến dạng đàn hồi của trục, và chuyển vị đàn hồi Thêm vào đó, hiện tượng mòn của ổ cũng góp phần vào việc tạo ra tiếp xúc lệch giữa các răng khi ăn khớp, dẫn đến tình trạng tải trọng không được phân bố đồng đều.
- Hệ sô tập trung tải trọng: Ktt q với qmax : tải trọng riêng cực đại; q tải trọng riêng trung bình (giả sử tải trọng phân bố đều)
- Hệ số tập trung tải trọng phụ thuộc chủ yếu: vị trí bánh răng so với ổ, chiều rộng tưong đối
(v|/d=-^-) của vành răng, độ cứng của trục, tổng độ cứng của đôi răng tại chỗ ăn khớp, khả năng d, chạy mòn của răng.
- Đối với bộ truyền không chạy mòn, có thể lấy Ktt theo các trị số cho trong bảng (bảng 10-5,trang
187 CTM tập 1, Nguyễn Trọng Hiệp)
Đối với các bộ truyền có khả năng chạy mòn, khi tải trọng không đổi, hệ số tải trọng động Ktt được xác định bằng 1 Trong trường hợp tải trọng thay đổi, hệ số này có thể được tính gần đúng theo công thức: Ktt = K + 1 "T"1 c.
Tải trọng động trong cơ cấu truyền động xuất phát từ các sai số trong quá trình chế tạo và lắp ghép, cùng với biến dạng của răng khi chịu tải Điều này dẫn đến sự thay đổi tỉ số truyền tức thời, mặc dù các thông số như ®i và ®2 có thể giữ cố định.
0 gây tải động phụ trên răng. dt Ấ p + p p
- Hệ sô tải trọng động: Kđ = ——— = 1 + Pí- p p với p : lực vòng
- Hệ số Kđ được xác định theo (bảng 10-6, 10-7)
Khi tính toán so bộ, giá trị K có thể được chọn trong khoảng từ 1,3 đến 1,5 Sau khi xác định kích thước bộ truyền, cần lựa chọn giá trị K chính xác và nếu cần, tiến hành điều chỉnh kích thước cho phù hợp.
- Khi truyền mômen xoắn tại chỗ các răng tiếp xúc nhau sinh ra lực pháp tuyến
Với, doi : đường kính vòng co sở bánh răng.
- Ngoài ra vì khi ăn khóp các răng trượt lên nhau nên có lực ma sát: Fms = f pn f: hệ số ma sát.
Dưới tác động của các lực, răng phải chịu đựng trạng thái ứng suất phức tạp, chủ yếu là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Mỗi răng sẽ trải qua sự thay đổi của các ứng suất này theo chu kỳ trong quá trình mạch động gián đoạn.
Ứng suất thay đổi là nguyên nhân chính gây hỏng răng, bao gồm tình trạng mỏi, gãy răng do ứng suất uốn và tróc rỗ bề mặt do ứng suất tiếp xúc Hơn nữa, ma sát có thể dẫn đến việc bề mặt răng bị mòn hoặc dính Ứng suất tiếp xúc cho phép ảnh hưởng lớn đến sức khỏe răng miệng.
Trong thiết kế bánh răng, ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm²) khi bánh răng hoạt động lâu dài phụ thuộc vào độ rắn HB hoặc độ rắn HRC, theo bảng 3-9 trong tài liệu TKCTM.
K N : hệ sô chu kỳ ứng suât tiêp xúc tính theo công thức: K n = 6 ——
Với No : số chu kỳ co sở của đuờng cong mỏi tiếp xúc.
Ntd : số chu kỳ tuong đuong.
Truờng họp bánh răng chịu tải trọng không không thay đổi
Ntd = N = óO.u.n.T Trong đó: n : số vòng quay trong một phút của bánh răng.
T : tổng số giờ làm việc. u : số lần ăn khóp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
Truờng họp bánh răng chịu tải trọng thay đổi
Trong bài viết này, các ký hiệu Mi, ni, Ti đại diện cho mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ hoạt động của bánh răng ở chế độ i Mmax là mômen xoắn lớn nhất tác động lên bánh răng, không tính đến mômen do quá tải trong thời gian ngắn Nếu Ntd lớn hơn No, thì cần lấy b ứng suất uốn cho phép.
- Khi răng làm việc một mặt (răng chịu thay đối ứng suất mạch động)
[ơ]u - Khi răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động)
- ơ0; ơ-1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ đối xứng, có thể tra trong sổ tay hoặc lấy gần đúng:
+ đối với gang ơ-1 = 0,25 ơbk; giới hạn bền kéo tra (bảng 3-8 TKCTM)
+ đối với bánh răng làm bằng thép rèn hoặc thép cán, thuờng hóa hoặc tôi cải thiện thì n = 1,5; tôi n = 1,8 2
Đối với bánh răng bằng thép đúc hoặc gang, hệ số tính toán n thường được xác định dựa trên quá trình nhiệt luyện Cụ thể, nếu bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện, hệ số n thường là 1,8 Trong trường hợp không nhiệt luyện, hệ số n sẽ là 2 Ngoài ra, nếu răng được thấm than hoặc tôi bề mặt, hệ số tính toán sẽ dựa trên giá trị của lõi răng.
- K : hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
+ Đối với bánh răng bằng thép: K ~ 1,8 khi thuờng hóa hoặc tôi cải thiện; K ~ 2 khi tôi thể tích; K ~ 1,2 khi tôi bề mặt.
+ Đối với bánh răng bằng gang hoặc chất dẻo chọn Kơ = 1
- K N : hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tính theo công thức:
\Ntd với Ntd : chu kỳ tuong đuong
No : số chu kỳ co sở của đuờng cong mỏi uốn, có thể lấy No = 5 106.
- Nếu tải trọng không thay đổi thì Ntd = 60 u n T
- Nếu tải trọng thay đổi, Ntd = 60 u ^2
Trong đó: m : bậc đuờng cong mỏi uốn, có thể lấy m = 6 đối với thép thuờng hóa hoặc tôi cải thiện; m = 9 đối với thép tôi.
4.4.4 Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán bộ truyên bánh răng
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Bỏ qua tác dụng của lực ma sát Fms, trượt lực pháp tuyến pn về tâm ăn khóp và phân tích thành các thành phần:
- Lực vòng p ngược chiều với Vj, cùng chiều với V2.
- về độ lớn: 2Mỵ _ 2.M2 í / ị d pr = p.tga; pn = -P— cos a
4.5.2 Tính theo sức bền tiếp xúc
❖ Mục đích : Giới hạn ứng suất tiếp xúc để tránh dạng hỏng tróc rỗ bề mặt răng.
- Tính tại tâm ăn khớp.
- Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc.
- Tính tải trọng riêng q: Q = —pn b p b.cosa
- Bán kính cong tưong đưong p:
Lưu ý: Dấu (+) khi ăn khớp ngoài.
Dấu (-) khi ăn khóp trong.
— = y => p= -.77' p A.i sin a ơ±l) thế q, p theo các biểu thức trên vào điều kiện sức bền tiếp xúc ta có:
Ei,E2 : môđun đàn hồi của vật liệu bánh răng 1 và bánh răng 2.
Bánh răng bằng thép có mô đun đàn hồi E = Ethép = 2,15.10^5 N/mm² và góc áp lực a = 20°, dẫn đến sin²a = 0,64 Từ đó, ta có thể suy ra công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc cho bộ truyền bánh răng thẳng.
- Để thiết lập công thức thiết kế ta đặt XỊ/ = —
(gọi là hệ số chiều rộng bánh răng thông thường chọn yA = (0,15 Ar 0,45).
Khi chọn tỷ số truyền lớn, A sẽ giảm trong khi B tăng Vì vậy, đối với bộ truyền có tỷ số lớn, cần chế tạo với độ chính xác cao và trục phải có độ cứng lớn để đảm bảo tiếp xúc tốt và giảm thiểu sự tập trung tải trọng.
Từ định nghĩa Ụ/A, ta có thể suy ra rằng b = yA A Thay vào công thức kiểm nghiệm và thực hiện biến đổi, ta nhận được công thức thiết kế theo độ bền tiếp xúc như sau: k.N / WAn².
Trong các công thức trên các ký hiệu như sau:
N (kw) - công suất n2 (vòng/phút) - số vòng quay trong 1 phút của trục bỉ dẫn
A ,b (mm) - khoảng cách trục và chiều rộng bánh răng.
[ơ]tx (N/mm2) - ứng suất tiếp xúc cho phép.
4.5.3 Tính theo sức bền uốn
Mục đích: Giới hạn ứng suất uốn ở tiết diện nguy hiểm nhằm tránh dạng hỏng gãy răng. Điều kiện tính toán
- Tính sức bền khi răng ăn khớp tại đỉnh (momen uốn tại đỉnh là lớn nhất).
- Coi như chỉ có một đôi răng ăn khóp, bỏ qua tác dụng của lực ma sát đối với ứng suất uốn.
- Tiết diện nguy hiểm là chân răng (là hình chữ nhật có diện tích là: b X s)>
- Tính sức bền ở phía răng chịu kéo (vì các vết nứt mỏi uốn và hiện tượng gãy răng bắt đầu từ vị trí này)
- Trượt lực về đường đối xứng của răng và phân tích ra hai thành phần: n Pn sinoc - gây nén pn cosoc - gây uốn
- ứng suất tổng tại vị trí tính toán sức bền là: p„cosa.l I’sma Ơ = ———: - — wu F b.s2 , A Á ■> ,-v , X trong đó: w = —— - momen chông uôn của tiêt diện nguy hiêm.
F = b s - diện tích tiết diện nguy hiểm.
=> ơ = ——— -—-— m.b\ S2.COSÍZ S', cosa J đăt • 1 -f 6.m.ỉ.cosa /77 sin a ) y y S2.COSÍZ s cosa)
Hệ số y, được gọi là hệ số dạng răng, chỉ phụ thuộc vào các yếu tố z và £, không phụ thuộc vào môđun m, do s và 1 tỷ lệ bậc nhất với môđun m Khi cắt răng bằng dao tiêu chuẩn, có thể tham khảo bảng dưới đây để xác định hệ số y cho các bánh răng ăn khớp ngoài.
(Bảng hệ số dạng răng y khi a= 20° ; fo = 1 và Co = 0,25)
=> công thức kiểm nghiệm: đặt :ụr = — => b = W m rm rm m
19,l,106ẢW r 1 thế vào công thức kiểm nghiệm rồi biến đổi ta có công thức thiết kế: Ị 19,1.1 OA A m - 1 r 1—
Trị số môđun m phải chọn theo tiêu chuẩn.
Truờng họp hai bánh răng cùng vật liệu tính cho bánh nhỏ (Z1 < z2 => yi < y2 )
Truờng họp hai bánh răng khác vật liệu tính cho bánh nào có tích y [ơ]u nhỏ hon.
Họp lý nhất là chọn sao cho yi [ơ]ui ô y2 [ơ]u2
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
4.6.1 Các thông số cơ bản
Bánh răng nghiêng có phương răng nằm nghiêng với đường sinh mặt trụ tạo thành một góc p, được gọi là góc nghiêng của răng Các thông số của răng được phân tích qua hai tiết diện: tiết diện pháp n - n và tiết diện ngang s - s Trong đó, các thông số liên quan được thể hiện qua công thức t nì nì ts = ’ ms = do = ms.z= -^-Z cos/> cos/> cos/>.
Các kích thước chiều cao răng, đường kính vòng đỉnh và vòng chân răng được xác định theo công thức tương tự như bánh trụ răng thẳng, nhưng với mô đun m thay thế bằng mô đun pháp mn.
- Khoảng cách trục A (truờng họp không dịch chỉnh):
Trong đó: mn ; Z1 ; z2 cho truớc, có thể thay đổi A bằng cách thay đổi p.
4.6.2 Lực tác dụng :Lực pháp tuyến pn tác dụng trong mặt phẳng vuông góc với răng đuợc dời về tâm ăn khóp và phân tích:
- P’: lực vòng theo hướng pháp tuyến với phương răng
- p : lực vòng tiếp tuyến với vòng lăn
- Độ lớn của các lực
+ Lực dọc trục: pa = P.tgP (có chiều hướng vào mặt răng ăn khớp)
+ Lực hướng tâm: pr = P’.tgan = p ” = p.tga tscc c,os/3
+ Lực toàn phân (lực pháp tuyên): pn = — - =- - - cosan COSCI^.COS /3
- Lực dọc trục pa tỷ lệ với tgP, do đó để hạn chế lực này thông thường chọn P=(8°-^20°).
- Để khắc phục nhược điểm trên có thể dùng bánh răng chữ V (các lực dọc trục tác dụng lên ổ cân bằng nhau).
* ĩ* Ăn khóp êm, tải trọng động giảm, chiều dài tiếp xúc lớn :
Răng 2 : ăn khớp hoàn toàn
Răng nghiêng có khả năng tiếp xúc dần dần, giúp giảm tải trọng động và mang lại cảm giác ăn khớp êm ái hơn so với răng thẳng, nơi chiều dài tiếp xúc thay đổi đột ngột.
Do vùng trong ăn khớp bao giờ cũng ít nhất hai đôi răng nên tổng chiều dài tiếp xúc của răng nghiêng lớn :
L1N=£5.£ b/cos p>b ỉ, = (0.9 - 1): hệ số xét sự thay đổi số đôi răng ăn khớp £s: hệ số trùng khóp ngang (gs > 2)
Tải trọng riêng trung bình trên răng nghiêng nhỏ hơn so với răng thẳng Đối với răng nghiêng, công thức tính tải trọng là qm = pn / Ltx = p / (cos p.cosan Ss.ệ b / cos P) = p / (cos p.cosan Ss.ệ b) Trong khi đó, đối với răng thẳng, tải trọng được tính bằng qrt = pn / b = p / cosơ.iì Khi so sánh cùng lực vòng p, b và an~ a, ta có tỷ lệ qm / qrt = 1/^4, từ đó suy ra qm = qrt ỉes.ệ < qrt.
Vậy tải trọng riêng (trung bình) trên răng nghiêng nhỏ hon so với răng thẳng g ệ lần.
Trong mặt phẳng pháp tuyến, dạng răng của bánh răng nghiêng tuong tự nhu của một bánh răng thẳng có các đặc điểm nhu sau:
+ Đuờng kính vòng chia: dtd = V—d cos p + Số răng tuong đu ong: Ztd; d z
Theo định nghĩa: dtd = mn.Ztd => dtd = —= mn. => Ztd = -— cos p cos p cos p
* ĩ* Tải trọng riêng phân bố không đều :
Đường tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng dẫn đến độ cứng của hai răng trên đường tiếp xúc không đều nhau, gây ra tải trọng riêng phân bố không đồng đều Do đó, tải trọng lớn nhất (qmax) thường tập trung tại vị trí tâm ăn khớp Để xét đến đặc điểm này, người ta sử dụng hệ số Kn, giúp đánh giá và phân tích tải trọng trên đường tiếp xúc một cách chính xác hơn.
Kn Ợmax' Qtb (~lj2) => qmax Kn C|tb
4.6.4.I Tính sức ben tiếp xúc
- Để tính sức bền tiếp xúc dùng công thức Héc: ơ =0,418 1-^-
Tính tương tự trường hợp bánh trụ răng thẳng, tính cho bánh răng tương đương , bổ sung các đặc điểm sau :
+ Bán kính cong của răng nghiêng lớn hơn so với răng thẳng gấp —ỉ—— lần cos2 p
+ Tải trọng riêng trung bình ở bánh răng nghiêng nhỏ hơn so với răng thẳng g Ẹ lần
+ Tại vị trí sức bền tiếp xúc (tâm ăn khóp ) có tập trung tải trọng a = fr a
+ Công thức tính ứng suất tiếp xúc của bánh răng trụ răng thẳng :
+ Bổ sung các đặc điểm của bánh răng nghiêng , ứng suất tiếp xúc tính như sau :
A.Ỉ y b.n2 ệ.ss Đặt: 0 ' =—— (0 ô 1,15^-1,35) : Gọi là hệ sụ tăng bờn của bỏnh răng nghiờng Ẩ7„.COS2 /?
=> Công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng :
Từ đó suy ra công thức thiết kế theo điều kiện sức bền tiếp xúc như sau :
- Tính tương tự như bánh răng thẳng, tính cho bánh răng tương đương Bổ sung các đặc điểm:
7 + Hệ số dạng răng lớn hơn: ytd > y (vì Ztd = -— > Z) cos3 p + Tải trọng riêng tác dụng lên răng nghiêng nhỏ hơn Ss.ệ lần so với răng thẳng.
Tiết diện nguy hiểm về uốn của răng là tiết diện chéo, nghiêng một góc p so với đáy răng Ứng suất uốn tại tiết diện này chỉ bằng 2/3 lần ứng suất uốn sinh ra trong tiết diện nguy hiểm của răng thẳng.
-Từ ứng suất uốn bánh răng trụ răng thẳng ơu = —— ta suy ra ứng suất uốn trong bánh trụ răng m.b.y
- (cos2yỡ)./’ nghiêng: CT = - mn.^ss)bytd
Thay vào, ta có: =í> cr„ = o — - — Đặt ỡ = h *— (0 = 1,4 + 1,6) gọi là hệ số tăng sức bền uốn của răng nghiêng cos3 p
- Từ đó ta có công thức kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng trụ răng nghiêng như sau:
z> = i//mn.mn : Hệ số chiều rộng vành bánh theo mn mn
- Thế vào công thức kiểm nghiệm, ta có công thức thiết kế theo điều kiện sức bền:
- Môđun sẽ chọn theo tiêu chuẩn.
4.7 Truyền động bánh răng côn
4.7.1 Các thông số cơ bản
Bánh răng nón là thiết bị quan trọng trong việc truyền động giữa hai trục vuông góc, với đặc điểm nổi bật là khả năng lắp ghép và chế tạo đơn giản Loại bánh răng nón này thường được sử dụng trong các ứng dụng có vận tốc thấp, cụ thể là khi tốc độ vượt quá 2^-3 m/s.
Bánh nón có quy trình chế tạo và lắp ghép phức tạp hơn bánh răng trụ do các trục cắt nhau, gây khó khăn trong việc bố trí ổ trục Thêm vào đó, việc cố định ổ trục cũng trở nên phức tạp hơn do tác động của lực dọc trục.
- R = 5R
- Trong ổ đỡ chặn vì góc tiếp xúc giữa con lăn với vòng là nên dưới tác dụng của lực hướng tâm
R, lực tác dụng lên con lăn chịu tải lớn nhất có trị số gấp —ỉ— lần trị số lực tính cho ổ đỡ
- Trong 0 bi chặn, lực tác dụng lên mỗi viên bi là : Pn =
0,8Z Trong đó, A : lực dọc trục lên ổ lăn
Z: số bi trong ổ lăn 0,8 : là hệ số xét sự phân bố không đều của tải trọng.
Ứng suất tiếp xúc lớn nhất xuất hiện tại tâm của diện tích tiếp xúc giữa con lăn chịu tải lớn nhất và vòng trong tại điểm a Ứng suất này có thể được tính toán theo công thức cụ thể.
I R ơ ô 20003 Đối với ổ bi (db :đường kớnh bi) ơ ô 5503 R
NZ.dJ 1 a c Đối với ổ đũa (di, ld:đường kính, chiều dài đũa.)
Tính toán ổ lăn
- Tuy nhiên, sức bền mỏi của ổ phụ thuộc vào điều kiện vòng nào của ổ quay.
Khi vòng trong quay, mỗi điểm trên vòng trong chỉ chịu ứng suất lớn nhất một lần sau mỗi vòng quay Nếu vòng ngoài quay và vòng trong đứng yên, mỗi lần con lăn đi qua điểm này sẽ khiến vòng trong chịu ứng suất lớn nhất, dẫn đến tần số chịu ứng suất lớn nhất tăng lên z lần Hệ quả là sức bền mỏi của ổ sẽ giảm xuống.
8.3.1 Các dạng hỏng - Chỉ tiêu tính toán Ô lăn có dạng hỏng chủ yếu sau :
+ Biến dạng dẻo bề mặt làm việc do chịu tải trọng va đập hoặc tĩnh có giá trị lớn nhất khi ổ không quay và ổ quay chậm.
Tróc bề mặt do ứng suất tiếp xúc thay đổi là dạng hỏng chủ yếu của các ổ lăn hoạt động ở tốc độ cao và được che kín.
+ Mòn vòng ổ và các con lăn xảy ra khi bôi tron không đầy đủ, mòn rất nhanh nếu để bụi hoặc kim loại lọt vào.
+ Vỡ vòng cách do lực ly tâm và tác dụng của con lăn gây nên.
+ Vỡ vòng ổ và con lăn xảy ra khi ổ bị quá tải do va đập, chấn động hoặc do lắp ghép không chính xác.
- Hiện nay ổ lăn đuọc tính toán dựa theo hai chỉ tiêu :
+ Các ổ làm việc với tốc độ cao : Đuọc tính theo độ bền lâu để tránh bị tróc vì mỏi.
+ Các ổ làm việc với tốc độ thấp (v < 1 vòng/phút), (hoặc đứng yên ) : Đuọc tính theo khả năng tải tĩnh để tránh bị biến dạng dẻo bề mặt làm việc.
8.3.2 Tính 0 lăn theo độ bền lâu
- Truờng họp tính : n > 10 vòng/phút
(Neu 1 < n < 10 thì tính theo độ bền lâu, nhung lấy n vòng/phút) Điều kiện chọn ổ : c = Q.(n.h)ữ’3 10 vòng/phút, chọn theo độ bền lâu :C = Q.(n.hì)ữ ĩ - Cbảng
Lưu ý: Ô bi chế tạo đơn giản, giá rẽ nhưng khả năng tải thấp hơn ổ đũa.
Câu 1: Trình bày về khả năng tải của ổ lăn? Từ đó rút ra chỉ tiêu tính của ổ lăn?
Câu 2: Trình bày về sự phân bố tải trọng trong ổ lăn? Nêu cách xác định tải trọng tác dụng lên con lăn chịu tải lớn nhất trong ổ?
Sự phân bố ứng suất trong ổ lăn rất quan trọng, ảnh hưởng đến hiệu suất và tuổi thọ của ổ Ổ lăn với vòng trong quay thường có tuổi thọ lớn hơn so với ổ có vòng ngoài quay, mặc dù các thông số khác giống nhau Nguyên nhân là do vòng trong quay giúp giảm thiểu ma sát và ứng suất tập trung, từ đó kéo dài tuổi thọ của ổ Việc hiểu rõ về phân bố ứng suất giúp tối ưu hóa thiết kế và lựa chọn ổ lăn phù hợp cho các ứng dụng khác nhau.
Câu 4: Trình bày cách xác định lực dọc trục khi tính ổ lăn theo khả năng tải động? Nêu ý nghĩa của hệ số e trong quá trình tính toán ổ?
Câu 5 : Công dụng của các tấm đệm ở chỗ lắp nắp ổ lăn?
1 a/ Viết công thức tính tải quy uớc cho: ổ đỡ, ổ đỡ chặn, ổ chặn, b/ Giải thích tại sao phải đua vào các hệ số trong công thức.
2 Viết công thức tính tải quy uớc cho 0 trong so đồ nhu hình vẽ:
Sau khi học xong chưoug này sinh viên có khả năng:
- Trình bày được ưu nhược điểm và phạm vi ứng dụng của 0 trượt.
- Liệt kê được các thông số hình học và động học của 0 trượt.
- Tra bảng số liệu và chọn được số liệu phù họp để tính toán.
ổ truọt
Khái niệm chung
Ô trượt là một loại ổ trượt có chức năng giảm ma sát giữa trục quay và giá đỡ, giữ cho trục ở vị trí cố định trong không gian Nó đóng vai trò quan trọng trong việc truyền tải trọng từ trục đến giá đỡ, giúp cải thiện hiệu suất hoạt động của các cơ cấu cơ khí.
- Kết cấu của ổ trượt được trình bày như trên Hình 9.1 Thân ổ được lắp trên giá đỡ, lót ổ được lắp với ngỗng trục.
Thân ổ trượt 2 thường được lắp chặt với giá đỡ, trong khi ngỗng trục được lắp lỏng với lót 0 số 3 Ma sát trong ổ trượt là ma sát trượt, và dầu bôi trơn được đưa vào ổ qua lỗ tra dầu số 1, chảy vào các rãnh dầu để bôi trơn bề mặt tiếp xúc giữa ngỗng trục và lót 0.
- Lót 0 làm bằng vật liệu giảm ma sát, thường bằng kim loại màu.
- Thân 0 bằng thép, hoặc gang Đây là phần chịu lực của
- Trong một số trường họp đặc biệt, ổ trượt có thể làm bằng cùng một loại vật liệu.
Khi chọn kích thước đường kính d, cần lưu ý rằng nếu quá nhỏ, vật liệu nên được làm bằng hợp kim đồng để giảm ma sát và đảm bảo độ bền chịu tải Ngược lại, nếu đường kính d quá lớn, trục sẽ quay chậm và vật liệu thích hợp là gang.
Tuỳ theo khả năng chiu tải, có các loại:
+ Ô đỡ, là ổ chỉ có khả năng chịu lực huớng tâm (Hình 9.2, a, c).
+ Ô đỡ chặn, là ổ vừa có khả năng chịu lực huớng tâm, vừa có khả năng chịu lực dọc trục (Hình 9.2, b, d).
+ Ô chặn, là ổ chỉ có khả năng chịu lực dọc trục (Hình 9.2, e, í).
- Theo hình dạng của ngỗng trục tiếp xúc với 0, chia ra:
+ Ô trụ, ngỗng trục là mặt trụ tròn xoay, thuờng dùng loại có đuờng sinh thẳng (Hình 9.2, a).
+ Ô côn, ngỗng trục là mặt nón
Hình 9.3 Ồ trượt ghép hai nửa cụt tròn xoay, thuờng dùng loại có đuờng sinh thẳng (Hình 9.2, d).
+ Ô cầu, ngỗng trục là mặt cầu (Hình 9.2, b).
- Theo kết cấu, chia ra:
+ Ô nguyên, ổ là một bạc tròn.
+ Ô ghép, 0 gồm nhiều mảnh ghép lại với nhau, thông thuờng dùng 0 hai nửa (Hình 9.2).
9.1.3 Phạm vi sử dụng 0 trượt
- Khi trục quay với vận tốc cao,nếu dùng ổ lăn,thời gian phục vụ của ổ sẽ thấp.
- Khi yêu cầu phương của trục phải rất chính xác
- Trục có đường kính khá lớn; nếu dùng ổ lăn phải chế tạo đơn chiếc, giá thành cao.
- Khi cần lắp với ngòng trục ở giữa (dùng ổ ghép)
- Khi ổ phải làm việc trong những điều kiện đặc biệt (trong nước, xăng dầu)
- Khi có tải trọng va đập và dao động, ổ trượt làm việc tốt nhờ khả năng giảm chấn của màng dầu.
- Trong các co cấu có tốc độ thấp, không quan trọng rẽ tiền.
Ma Sát - Bôi tron
Ma sát và bôi trơn đóng vai trò quan trọng trong hiệu suất làm việc của ổ trượt Ma sát cao dẫn đến hiệu suất thấp, tăng nhiệt độ, mòn nhanh và có thể gây ra hiện tượng dính ổ và ngọc trục Do đó, việc bôi trơn ổ là cần thiết để giảm ma sát và duy trì hiệu suất tối ưu.
Ma sát trong ổ trượt được phân loại là ma sát trượt, và tùy thuộc vào phương pháp bôi trơn, có thể chia thành các kiểu ma sát khác nhau như khô, nửa khô, nửa ướt và ướt.
Ma sát giữa các bề mặt sạch tuyệt đối xảy ra khi chúng tiếp xúc trực tiếp, thường chỉ trong điều kiện phòng thí nghiệm hoặc môi trường tẩy rửa Hiện tượng này cũng có thể xảy ra trong môi trường có nhiệt độ cao, khi các chất hấp phụ bị bốc hơi, hoặc khi bề mặt tiếp xúc có sự hiện diện của các hạt mài.
Hệ số ma sát rất lớn f = 0,4 +1
Khi các bề mặt làm việc không được bôi trơn, chúng vẫn có những màng mỏng khí ẩm và mỡ hấp thụ từ môi trường xung quanh Mặc dù các màng này rất mỏng (khoảng nanomet), nhưng chúng có khả năng giảm ma sát đáng kể Hệ số ma sát nửa khô dao động trong khoảng f = 0,1 đến 0,3.
Khi ma sát khô hoặc nửa khô, các bề mặt làm việc bị mòn nhanh.
9.2.I.3 Ma sát nửa ướt (ma sát tới hạn )
Xảy ra khi ổ được bôi tron nhưng lóp bôi tron không đủ ngập các nhấp nhô bề mặt, các đỉnh nhấp nhô vẫn tiếp xúc với nhau.
Hệ số ma sát nửa ướt chịu ảnh hưởng từ chất lượng dầu bôi trơn, loại vật liệu của bề mặt ngòng trục và lót ổ, cũng như độ bóng của bề mặt Đối với các vật liệu thường sử dụng để giảm ma sát, hệ số ma sát f có thể dao động trong khoảng từ 0,01 đến 0,09.
Khi bề mặt ngòng trục và lót ổ được ngăn cách bởi một lớp bôi trơn dày hơn tổng độ nhấp nhô của hai bề mặt, điều này đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu Cụ thể, điều kiện k > R, x + R cần được tuân thủ để duy trì sự ổn định và giảm ma sát trong quá trình vận hành.
Lớp dầu ngăn cách giúp ngòng trục và lót ổ không tiếp xúc trực tiếp, từ đó ngăn chặn mài mòn Ma sát trong ổ chủ yếu là nội ma sát giữa các lớp dầu, với hệ số ma sát rất nhỏ, f = 0,001 + 0,008 Để duy trì chế độ bôi trơn ma sát ướt, có thể áp dụng một số phương pháp hiệu quả.
Bôi trơn thủy tĩnh là quá trình bơm dầu có áp suất cao vào ổ, tạo ra áp lực nâng trục Phương pháp này không yêu cầu tốc độ làm việc của ổ, nhưng đòi hỏi phải có thiết bị nén và dẫn dầu để đảm bảo hiệu quả hoạt động.
Bôi trơn thủy động là phương pháp tạo điều kiện cho dầu đi qua ngòng trục vào khe hở, từ đó tạo ra áp suất thủy động cân bằng với tải trọng bên ngoài Phương pháp này ngày càng được sử dụng phổ biến hơn trong các ứng dụng kỹ thuật.
9.2.2 Nguyên lý bôi tron thủy động
Giả sử có hai tấm phẳng 1 và 2 nghiêng với nhau một góc a và chuyển động với vận tốc V Kích thước của các tấm theo phương vuông góc với hình vẽ được coi là lớn vô cùng Giữa hai tấm có lớp bôi trơn với độ nhớt động lực là /z.
Khi chuyển động giữa hai tấm diễn ra, lớp dầu trên bề mặt tấm 1 bị kéo theo nhờ độ nhớt, dẫn đến sự chuyển động của các lớp dầu bên dưới Dầu bị dồn vào khe hở hẹp và bị nén lại, tạo ra áp suất dư để cân bằng tải trọng bên ngoài Trong quá trình này, chuyển động diễn ra trong chế độ ma sát ướt, hình thành áp suất thủy động trong khe hở hình nêm, được gọi là chêm dầu Áp suất này có thể được mô tả bằng phương trình Reynolds.
Trong đó, h,hmax : trị sô khoảng hở ứng với áp suât p và Pmax ;
/z : độ nhớt động lực của dầu. Đồ thị biến thiên của áp suất thủy động trong chêm dầu được biểu diễn trên hình 9.3
Như vậy, điều kiện để hình thành chế độ ma sát ướt bằng phương pháp thủy động là :
+ Giữa hai mặt trượt có khe hở hình nêm
+ Dầu phải có độ nhớt nhất định và liên tục vào khe hở.
Vận tốc tương đối giữa hai mặt trượt cần phải có phương, chiều thích hợp và trị số đủ lớn để tạo ra áp suất trong lớp dầu cân bằng với tải trọng bên ngoài Trong ổ trượt đỡ, khe hở hình nêm được hình thành tự nhiên do đường kính ngòng trục nhỏ hơn đường kính lót ổ, cùng với việc tâm ngòng trục lệch khỏi tâm ổ khi trục quay.
Có 3 loại : dầu, mỡ, chất, rắn.
Dầu là vật liệu bôi trơn chính, bao gồm ba loại cơ bản: dầu khoáng, dầu động vật và dầu thực vật Trong thực tế, dầu khoáng thường được pha trộn với dầu động vật hoặc dầu thực vật để tối ưu hóa hiệu suất bôi trơn.
Dầu bôi trơn có hai tính năng quan trọng: Độ nhớt và độ nhờn. Độ nhớt sẽ giảm nhiều khi nhiệt độ tăng và ngược lại.
Là hỗn họp của dầu khoáng và chất làm đặc Mỡ bôi trơn chủ yếu dùng để giảm ma sát, chống ăn mòn và có tác dụng che kín.
Lưu ý :Ma sát tĩnh của mỡ tương đối lớn, không nên dùng mỡ ở chổ cần thoát nhiệt bằng chất bôi trơn.
Chủ yếu trong sản phẩm là grafit côlôit và bisunfua môlip đen Grafit côlôit có khả năng lấp đầy các nhấp nhô bề mặt và thấm dầu tốt, trong khi bisunfua môlip đen tạo ra một màng vững chắc trên bề mặt ma sát, chịu được áp suất cao và chống rỉ sét do tiếp xúc.
* Lim ý : Chỉ có dầu bôi trơn mới có khả năng tạo ra ma sát ướt.
9.2.3 Khả năng tải của ố trượt
Dựa vào phương trình Reynolds trong hệ tọa độ độc cực và điều kiện cân bằng của ngòng trục dưới tác động của tải trọng và áp lực do áp suất dư trong dầu, ta có thể xác định công thức tính khả năng tải của ổ.
Tính toán ổ truọt
R: khả năng tải (hướng tâm ) của ổ (N) n: Tốc độ vòng của ngõng trục (vòng/phút) l,d : Chiều dài lót ổ, đuờng kính ngòng trục (mm) ộ : Hệ số khả năng tải của ổ (phụ thuộc vào kết cấu ổ xác định bằng tra bảng )
(p: Độ hở tưong đối của ổ.
Bằng cách tăng độ nhớt của dầu hoặc giảm khe hở của ổ, khả năng tải của ổ có thể được cải thiện mà không cần thay đổi kích thước hay vật liệu của ổ Tuy nhiên, những biện pháp này cũng sẽ dẫn đến việc gia tăng ma sát và nhiệt độ trong ổ.
Babít là vật liệu giảm ma sát, giảm mòn và có khả năng chống dính tốt, nhưng có tính co giãn thấp, thường được sử dụng để tráng một lớp mỏng lên đồng thanh, thép hoặc gang Trong khi đó, đồng thanh có tính co giãn cao hơn babít, nhưng lại gây ra hiện tượng mòn nhiều hơn cho ngòng trục.
Họp kim nhôm : hệ số ma sát khá thấp ,dẫn nhiệt và chạy mòn tốt, nhưng hệ số giản nở vì nhiệt lớn, chống xước kém.
_Ngoài ra còn dùng : họp kim kẽm, đồng thau, gang.
Có tính năng giúp bôi tron tốt.Nhưng hình dạng và kích thước hạn chế bởi điều kiện chế tạo.
9.2.4.3 Vật liệu không kim loại
Gồm :chất dẻo, gỗ, cao su, grafit
Có ưu điểm là : chống dính, chạy mòn tốt,bụi mài có rắn thấp,có thể bôi tron bằng nước.
Nhược điểm : hệ số dãn nở vì nhiệt khá lớn, dẫn nhiệt kém.
Trong ổ trượt có thể xảy ra các dạng hỏng sau :
+ Mòn : Khi không hình thành được chế độ ma sát ướt, mòn xảy ra nhanh khi trong dầu có lẫn các hạt mài mòn.
Dính xảy ra khi áp suất và nhiệt độ cục bộ trong ổ quá cao, dẫn đến việc lớp dầu bôi trơn không hình thành, khiến ngòng trục và lót ổ tiếp xúc trực tiếp với nhau.
+ Mỏi rỗ : Xảy ra khi lót ổ chịu tải trọng mạch động lớn.
Biến dạng nhiệt xảy ra khi ổ có khe hở nhỏ, dẫn đến kẹt ngòng trục và hư hỏng ổ Để tránh tình trạng này, cần tính toán để đảm bảo chế độ ma sát ướt Nếu không thể duy trì chế độ ma sát ướt, cần tính toán ổ trượt theo quy tắc về mòn.
9.3.2 Tính 0 trượt theo quy ước
Có hai nội dung tính :Tính theo [p] và tính theo [pv]
- Tính quy ước áp suất trong 0 trượt theo công thức sau : p = d.l
Trong đó : R(N) : Tải trọng hướng tâm. d,l (mm) : Đường kính, chiều dài lót ổ.
- Điều kiện về áp suất cho phép là : p = R < [/>] d.l
[p] (N/mm2 ) : Áp suất cho phép, tra bảng theo vật liệu lót ổ.
- Đặt ệ = ỉ- thường chọn ệ = (0,5-ỉ-1,5) => / = d.ệ thay vào điều kiện trên rồi biến đổi ta có công d
9.3.3 Tính ố trượt theo áp suất và vận tốc trượt
- Tích [p.v] đặc trưng cho sự sinh nhiệt và mài mòn trong ổ :
Với, [p.v] — Phụ thuộc vào vật liệu làm lót ô (tra bảng).
9.3.4 Tính 0 trượt theo bôi tron ma sát
Để tính toán, cần đảm bảo rằng h lớn hơn k nhân với R cộng với R Hệ số k, được xác định là 2, phản ánh ảnh hưởng của sai số trong chế tạo, lắp ghép và biến dạng của trục Hơn nữa, hmin là chiều dày tối thiểu của lớp dầu trong ổ, đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định.
RZ1,RZ2 : Độ cao trung bình các nhấp nhô bề mặt của ngòng trục và lót ổ.
- Với R, d , n đã biết, sau khi chọn 1, ộ, //, V tính hmin và kiểm nghiệm điều kiện trên.
- Nguyên lý cân bằng nhiệt: W=W1+W2
Với, w :Nhiệt lượng sinh ra trong một giây.
W1,W2 : Nhiệt lượng thoát ra theo dầu và qua thân ổ trục, qua môi trường xung quanh trong một giây. r= fooo" (kw) W' = CỵQAt (kw)
Trong đó : c ( kj/kg°c ) : Nhiệt dung riêng của dầu.
Y ( kg/m3) : Khối lượng riêng của dầu.
Q (kg/m3) : Lưu lượng của dầu.
K( kw/m°c ) : Hệ số tỏa nhiệt. d,l (mm) : Đường kính và chiều dài ổ. Át = _ _Rvf
1000(C Ẫ.Q + k.d.l.7ĩ) tvào : Nhiệt độ cửa vào tvào=t- Az / 2 t: Nhiệt độ giả thiết ban đầu khi chọn dầu bôi tron.
Sau khi xác định tvào, so sánh tvào với thực tế, nếu chênh lệch nhiều phải tính lại.
Câu 1: Nêu các dạng ma sát và các phưong pháp bôi tron ma sát ướt cho ố trượt.
Ổ trượt là một thành phần quan trọng trong cơ khí, có nhiều dạng hỏng như mài mòn, nứt, và biến dạng Để đánh giá ổ trượt, cần xác định các chỉ tiêu như độ bền, độ ma sát và khả năng chịu tải Việc tính toán ổ trượt dựa trên các chỉ tiêu này giúp đảm bảo hiệu suất hoạt động của thiết bị Ngoài ra, qui ước ổ trượt cũng có ý nghĩa quan trọng trong việc xác định các thông số thiết kế, từ đó giúp tối ưu hóa hiệu suất và kéo dài tuổi thọ sản phẩm Cách tính qui ước ổ trượt thường dựa trên các tiêu chuẩn kỹ thuật và thông số kỹ thuật cụ thể của từng loại ổ trượt.
Câu 4: Trình bày về kết cấu ổ trượt? Nêu các yêu cầu của vật liệu chế tạo lót ổ?
Câu 5 : Trình bày cách chọn dung sai vòng trong và vòng ngoài của ổ lăn?
1 Ô trượt đỡ chịu lực hướng tâm r = 3000N có đường kính d = 50mm, và hệ số ỉ, = 0,8 Tính áp suất p?
Khớp nối
Phân loại
❖ Công dụng-Đủng để truyền momen xoan giữa các trục, đóng mở các cơ cấu, giảm tải trọng động, ngăn ngừa quá tải, điều chỉnh tốc độ
❖ Phân loại: Có nhiều loại nối trục
Nối cứng các trục có đường tâm trên cùng một đường thẳng là một phương pháp quan trọng, giúp các trục không di chuyển tương đối với nhau Thường được áp dụng để kết nối các đoạn trục thành phần, tạo thành trục có chiều dài lớn hoặc trong các không gian hạn chế.
❖ Không bù được sai số chế tạo và lắp ghép
❖ cấu tạo gồm một ống thép hay gang lồng vào đoạn cuối của hai trục Ghép với trụ bằng chốt, then, vít hãm hoặc then hoa
❖ Đơn giản, giá rẻ, kích thuớc huớng kính nhỏ nhưng lắp ghép khó vàđòi hỏi độ đồng tâm cao.
❖ Đường kính ngoài ống và chiều dài ống:
❖ cấu tạo gồm hai đĩa lắp lên đoạn cuối mỗi trục bằng then và độ dôi và dùng một số bu lông ghép hai đĩa với nhau. b b khehở Hình 10.4
❖ Các thông số kích thuớc:
❖ Khi lắp có khe hở thì cần xiết bu lông với lực lực V:
K = 1,2 1,5 - hệ số an toàn khóp f = 0,15 0,2 - hệ số ma sát hai mặt đĩa
* Kiểm tra độ bền kéo theo công thức:
* Xác định đuờng kính bu lông theo công thức:
❖ Khi lắp không khe hở tính bu lông theo ứng suất cắt Giá trị lực cắt:
Nối trục bù
❖ Dùng để nối các trục có sai lệch nhỏ về vị trí do biến dạng đàn hồi trục hoặc do sai số chế tạo lắp ghép.
❖ Sai lệch bao gồm: sai lệch dọc trục, độ lệch hướng kính, độ lệch góc.
- Khả năng tải và độ tin cậy cao vì có nhiều răng cùng làm việc
- Làm việc với số còng quay cao
- Có tính công nghệ do ứng dụng phương pháp gia công răng
❖ Sau khi tra kích thước theo moment xoắn, cần kiếm tra độ bền mòn răng:
Do = mz - đường kính vòng chia của răng
A = bh - diện tích tính toán của bề mặt làm việc răng b - chiều rộng răng h - chiều cao làm việc răng, thuờng h =1,8m
❖ Cấu tạo gồm hai nửa nối trục dạng đĩa xích có số răng bằng nhau, lắp cố định trên trục quấn chung một dây xích.
❖ Có thể sử dụng để nối trục lệch nghiêng 1° và độ lệch huớng tâm Ar = 0,15 0,6mm
❖ Ket cấu đon giản, dùng xích tiêu chuẩn, không cần di động trục khi tháo lắp
❖ Tuy nhiên không chịu đuợc va đập, chỉ làm việc một chiều
Nối trục đàn hồi
10.4.1 Nối trục lò xo xoắn ốc trụ
10.4.2 Nối trục răng lò xo
10.4.4 Nối trục vỏ đàn hồi Hình 10.11
Cho phép nối hoặc tách các trục lúc máy dừng hoặc khi làm việc Bao gồm ỉy hợp ăn khớp và ỉy họp ma sát.
10.4.5.1 Ly hợp ăn khớp a Ly hợp vẩu
Cấu tạo của thiết bị bao gồm hai nửa: một nửa cố định trên trục và nửa còn lại được lắp lên đầu trục bằng then dẫn hướng hoặc then hoa, cho phép nửa này di trượt dễ dàng.
Việc điều khiển ly hợp có thể thực hiện dễ dàng bằng tay gạt, giúp giảm thiểu mòn cho cơ cấu điều khiển Nửa ly hợp di động được lắp đặt trên trục bị dẫn nhằm nâng cao hiệu suất hoạt động.
Tiết diện vấu có nhiều loại, bao gồm vấu hình tam giác với góc biên dạng từ 30 đến 45° và số vấu từ 15 đến 60, thường được sử dụng để truyền moment và vận tốc nhỏ Ngoài ra, vấu hình thang với góc biên dạng từ 3 đến 10° và số vấu từ 3 đến 15, thích hợp cho việc truyền moment và vận tốc lớn Đặc biệt, không yêu cầu chính xác trên hai nửa ly hợp nhờ vào việc thay đổi chiều sâu cài vấu.
Tiết diện chữ nhật yêu cầu độ chính xác cao trong quá trình lắp ghép, đặc biệt là ở hai nửa ly họp và khi có va đập do thay đổi chiều quay Tuy nhiên, không cần thiết phải duy trì lực ép như trong các hình dạng vấu hình thang và tam giác.
Ly hợp có ưu điểm với kết cấu đơn giản và kích thước nhỏ gọn, không có chuyển động tương đối giữa các trục Tuy nhiên, khi đóng ly hợp, va đập có thể xảy ra, và điều này có thể gây hư hỏng cho ly hợp.
❖ Mòn vấu là dạng hỏng chủ yếu Vì vậy hạn chế áp suất trên bề mặt tiếp xúc theo công thức:
2KT p mzD|bh ” p (1°6) trong đó: z - số vấu b,h - chiều cao tính toán của vấu
D1 - đường kính trung bình của ly hợp m - hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các vấu ; m = 0,2 0,5 [p] - áp suất cho phép
Với VL 15Cr, 20Cr thấm than: [p] = 80 120 Mpa Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra tại đáy vấu:
2KTh ạ ƠF“^W S (10-7) s >= 1,5 - hệ số an toàn b Ly hợp răng
Cấu trúc của ly hợp được thiết kế như một trục răng, hoạt động bằng cách di chuyển một trong hai nửa của ly hợp dọc theo trục Các răng có hình dạng thân khai và được vát mép để tạo điều kiện thuận lợi cho việc đóng ly hợp.
Thường kết hợp ly hợp răng với ly hợp ma sát và đóng ly hợp ma sát trước để tránh va đập c Ly hợp ma sát
Moment xoắn được truyền qua ma sát giữa hai bề mặt, cho phép đóng mở êm ái mà không gây va đập hoặc trọng động Điều này cũng giúp hiệu chỉnh trị số moment giới hạn qua ly hợp Tuy nhiên, khi gặp tình trạng quá tải, độ đồng tốc giữa các trục không được đảm bảo.
Theo hình dạng bề mặt làm việc:
Ly hợp ma sát đĩa
Ly hợp côn ma sát
Ly hợp ma sát bánh hơi trụ
Theo phưong pháp điều khiển: Điều khiển bằng tay ĐK bằng cơ năng tác dụng bên ngoài ĐK bằng điện
1) Ly hợp đĩa ma sát:
Ly hợp đĩa ma sát bao gồm các thành phần chính như sau: nửa trục (1) được cố định vào một đầu trục, trong khi nửa ly hợp còn lại (3) di chuyển trên đầu trục đối diện Giữa hai đĩa trục có một lớp vật liệu ma sát (2) giúp truyền động hiệu quả.
❖ Trị so moment ma sát sinh ra do trục Fa:
❖ Từ công thức suy ra lực Fa:
2) Ly hợp ma sát nhiều đĩa
❖ Các đĩa bị ép vào nhau bằng lực Fa:
Với z - số cặp bề mặt ma sát
* Với ly họp được bôi trơn:
* Với ly họp không được bôi trơn:
❖ Kiển tra độ bền ly họp theo công thức:
❖ Moment truyền xác định theo công thức:
K - hệ Số an toàn kết dính có giá trị 1,25 1,5 f- hệ số ma sát Tra bảng (9.2)[2] z - số cặp bề mặt tiếp xúc
D1, D2 - đường kính ngoài và trong bề mặt tiếp xúc ly họp
❖ Số cặp ma sát xác định theo công thức:
3) Ly hợp côn ma sát
❖ Momenr xoắn mà ly hợp côn có thế truyền:
1 “ 2K í 10 - 15 ) p - áp suất sinh trên bề mặt côn
❖ Be rộng mặt ma sát khi chọn truớc Dm:
❖ Phưong trình cân bằng lực trên nửa ly họp bên phải:
Từ đây, ta có lực Fa cần thiết để duy trì trạng thái làm việc
• : hệ sô ma sát quy đôi oJLJLJL UL
Khi khoảng cách a nhỏ, lực f lớn, dẫn đến lực Fa càng nhỏ Tuy nhiên, để tránh tình trạng tự hãm trên đĩa, gây khó khăn trong việc đóng mở ly họp, cần tránh lấy a nhỏ hơn độ ma sát tĩnh.
❖ Lực dọc trục đóng ly hợp:
❖ Lực dọc trục mở ly họp:
❖ Ly họp có thể tự hãm khi t§(a p) - f
4) Ly hợp ma sát bánh hơi trụ
Moment xoăn truyên được nhờ vào ma sát giữa bánh hơi và mặt trong, ngoài của hai nửa ly họp
❖ Đóng ly họp bằng cách bơi không khí vào ruột bánh hơi làm bánh hơi nở rộng ép vào mặ trong và ngoài của hai nửa ly họp
- Có thể đề iu khiển moment tới hạn và vận tốc đóng ly họp
- Khử sai lệch dọc trục, hướng tâm cà sai lệch góc
- Hấp thụ tiếng ồn, giảm va đập và chấn động
❖ Nhược điểm: giá thành cao, độ nhạy giảm khi có dầu, kiềm và axit rơi vào. e.Ly hợp ma sát điện từ
❖ Cấu tạo như hình 9.26 [2], Lực ép trên bề mặt làm việc thực hiện bằng nam châm điện.Phổ biến nhất là ly họp điện từ nhiều đĩa ma sát
- Thuận tiện trong điều khiển tự động và điều khiển từ xa
- Có thế điều khiến chính xác moment truyền
- Không có lực không cân bằng
Công dụng của sản phẩm là ngăn chặn hư hỏng máy móc do quá tải, một vấn đề thường xuyên xảy ra trong quá trình làm việc Quá tải có thể diễn ra từ từ, dẫn đến sự mài mòn của dụng cụ cắt, hoặc xảy ra đột ngột do va đập.
- Trong thiết bị có tải trọng va đập
- Trong các máy làm việc trong môi truờng không đồng nhất: nhu máy đào đất, máy khoan địa chất
- Trong các thết bị không theo dõi hên tục sự hoạt động
- Trong các hệ thống dẫn động phân nhánh của máy chỉ sử dụng một phần công suất động cơ.
- Ly họp an toàn có chi tiết phá hủy: ly họp chốt an toàn
- Ly hợp an toàn không có chi tiết phá hủy: ly họp ma sát an toàn, ly họp vấu an toàn và ly họp bi an toàn
❖ Moment tính toán khi tính ly hợp an toàn: Tt = l,25Tmax
10.4.5.3 Ly hợp chốt an toàn
❖ Cấu tạo như hình trên: moment truyền nhờ vào chốt lắp trong bạc, đó là khâu yếu nhất nên khi quá tải chốt sẽ bị cắt
❖ Không có kh3 năng bù được các sai lệch do chế tạo cũng như lắp ráp
❖ Đường kính chốt xác định theo công thức:
Kz - hệ số phân bố tải trọng không đều cho các chốt
Khi sử dụng hai hoặc ba chốt, hệ số Kz có giá trị từ 1,2 đến 1,3 Giới hạn bền cắt của chốt [TC] được xác định là [rc] = 420Mpa với chốt làm từ thép C45 tôi Đường kính chốt được tính theo công thức: d = | 8KTmax Kz Ỵ 71zD0[tc] (10.19).
10.4.5.4 Ly hợp ma sát an toàn
Cấu trúc của tưcmg tương tự như ly họp ma sát, nhưng khác biệt ở chỗ không sử dụng cơ cấu điều khiển mà thay vào đó là lò xo ép Lực ép có thể được điều chỉnh linh hoạt thông qua việc vặn đai ốc.
❖ Có thế bôi trơn hoặc không bôi trơn và tốt nhất là không bôi trơn
❖ Tính toán ly họp ma sát an toàn tương tự như cách tính ly họp ma sát
10.4.5.5 Ly hợp vấn an toàn
Cấu trúc của ly hợp vấu tương tự như ly hợp thông thường, nhưng không sử dụng cơ cấu điều khiển mà thay vào đó là lò xo ép Góc vát trong ly hợp vấu an toàn được thiết lập ở mức a0 45°.
❖ Nhược điểm là dễ bị vỡ vấu và nhiều tiếng ồn khi quá tải
❖ Tính toán tương tư như các tính ly họp vấu
10.4.5.6 Ly hợp bi an toàn
Tương tự như ly họp vấu chỉ khác là thay vấu bằng bi
Câu 1: Trình bày được ưu nhược điểm và phạm vi ứng dụng của khóp nối?
Câu 2 Liệt kê được các thông số hình học và động học của khóp nối?
Câu 3: Nêu công dụng, phân loại và phạm vi ứng dụng của ly họp an toàn?
1 Chọn và kiểm tra nối trục vòng đàn hồi được sử dụng để nối trục của động cơ với trục của hộp giảm tốc truyền chuyển động cho băng tải Với công suất p = 4,5 kw Và số vòng quay n = 1420 vg/ph Vật liệu chốt nối trục - thép 45 với ứng suất uốn cho phép là [ơjr-] = 90 MPa, [t7rf] = 3MPa Biết: hệ số chế độ làm việc K = 1,45 số chốt z = 4, đường kính trục d = 18 mm, đường kính chốt dc
= 10 mm, chiều dài lc = 19 mm, nối trục đàn hồi lo mm, đường kính chốt Do= 58mm.
2 Ly họp vấu truyền công suất p = 2,8 kw, số vòng quay n = 180 vg/ph, đường kính các trục được nối d = 35 mm Biết, đường kính ngoài của ly họp D = 2d = 70 mm so vau z = 7, chiều rộng vấu b
= 8 mm góc biên dạng vấu ữ = 5°, chiều cao vấu h = 6 mm, hệ số chế độ làm việc K =1,5, [ơ^] = 60 MPa Kiểm tra độ bền uốn của vấu?
Động học co cấu
Một số khái niệm
Khi chuyển từ nghiên cứu hệ cơ chung sang khảo sát hệ cơ cụ thể trong kỹ thuật, một số tên gọi và khái niệm được đưa ra để phù hợp với quy trình chế tạo, lắp ráp và sử dụng Bài viết này sẽ giới thiệu những khái niệm quan trọng liên quan đến quy trình này.
11.1.1 Chi tiết máy : Đó là tên gọi cho một sản phẩm,một vật thể, được chế tạo không có công đoạn lắp ráp Đó là các vật được chế tạo bằng các biện pháp như đúc, dập, cắt gọt chẳng hạn.
11.1.2 Khâu :ĐÓ là một vật thể,có thể rắn tuyết đối,rắn biến dạng,bằng khí,chất lỏng.Khâu có thể do một hoặc nhiều chi tiết ghép chặt với nhau.Biện pháp tạo khâu từ chi tiết máy rất đa dạng: dán,hàn,may,cột dây,gắn bằng đinh,gắn bằng bulông,
11.1.3 Khớp nối : Đó là nơi tiếp xúc giữa hai vật thể.Nếu khớp nối khiến hai vật được nối không thể chuyển động tương đối với nhau,thì khớp nối này được gọi là khớp cứng.Khi một trong hai vật nối bởi khớp cứng được cho là cố định thị khóp cứng được gọi là ngàm.Neu khóp nối vẫn cho phép hai vật chuyển động tương đối đối với nhau thì khớp được gọi là khớp động Các vật thể được nối bởi khớp động được gọi là các khâu, khái niêm vừa được nêu ở trên.
11.1.4 Cơ cấu : Là tập họp các khâu được nối động sao cho chuyển đông giữa chúng liên quan nhau.Khái niệm cơ cấu là khái niêm cơ bản khi ta nghiên cứu sự chuyển động của các bộ phận của một cái máy bay hay một thiết bị.Cơ cấu có tất cả các khâu chuyển động song phẳng với cùng một mặt phẳng quy chiếu thì được gọi là cơ cấu phẳng.
11.1.5 Máy : Là công cụ do con người chế tạo ra có nhiệm vụ biến đổi năng lượng từ dạng này sang dạng khác, hoặc biến đổi các thông số chuyển động, nhằm thay thế lao động chân tay, nâng cao hiệu suất lao động Máy được tạo bởi các co cấu.
Các khớp động được phân loại dựa trên số bậc tự do bị hạn chế trong chuyển động tương đối giữa hai khâu Khi khảo sát chuyển động, cần xác định một vật làm vật quy chiếu Trong một hệ quy chiếu tổng quát, vật thể có 6 bậc tự do, do đó khớp động được chia thành 5 loại Nếu khớp động hạn chế một bậc tự do, nó được gọi là khớp động loại 1; nếu hạn chế hai bậc tự do, gọi là khớp động loại 2 Khớp động loại 5 là loại cao nhất, hạn chế 5 bậc tự do Hai khâu nối với nhau qua khớp động loại 5 chỉ có thể chuyển động tương đối bằng cách quay quanh trục cố định hoặc tịnh tiến theo một quỹ đạo đã biết, với sự ràng buộc giữa chuyển động quay và tịnh tiến Khớp động loại 5 bao gồm ba loại khác nhau.
11.1.7 Lược đồ khớp : là hình vẽ quy định cách biểu thị khớp và loại khóp.Sau đây là lược đồ của một số khóp thông dụng.
Hình vẽ quy ước thể hiện số lượng khâu và loại khớp nối giữa các khâu cùng với trình tự kết nối của chúng Hình 11.Ia mô tả lược đồ cơ cấu phẳng bốn khâu với bốn khớp bản lề, trong đó khâu 4 được chọn làm hệ quy chiếu, và các khớp bản lề nằm tại các vị trí A, B, C, D Các khâu được biểu diễn bằng các đoạn thẳng Hình 11.Ib là lược đồ cơ cấu phẳng ba khâu, với hai khớp bản lề tại O và một khớp tựa loại 4 giữa khâu 2 và khâu 3.
Hình 12.8 lược đồ cơ cấu
Khi phân tích chuyển động của cơ cấu, cần xác định một khâu làm hệ quy chiếu, được gọi là giá hoặc giá đỡ, trong khi các khâu còn lại được xem là khâu động Ví dụ, trong hình 11, các khâu 1, 2, 3 là khâu động, với khâu 1 là giá và khâu 2, 3 là các khâu động cũng đồng thời là các khâu nối giá Bậc tự do của cơ cấu thể hiện khả năng chuyển động của tập hợp các khâu động so với giá và các khâu liên kết Để tính bậc tự do của cơ cấu, ta áp dụng một công thức chung.
Trong đó : T-tổng số bậc tự do của các khâu động khi để rời
R-tổng số bậc tự do bị hạn chế (còn gọi là các rang buộc) do tất cả các khớp gây ra.
Cơ cấu trong hình 12.8a bao gồm ba khâu động, và nếu các khâu này không liên kết với nhau, chúng có khả năng chuyển động tự do trong mặt phẳng Do đó, bậc tự do của mỗi khâu động được xác định là 3.
Mỗi khớp bản lề khi kết nối hai khâu lại sẽ hạn chế ba bậc tự do trong chuyển động phẳng, dẫn đến việc tạo ra hai ràng buộc Với tổng số bốn khớp bản lề, ta có thể xác định số lượng ràng buộc tương ứng.
Vậy bậc tự do của cơ cấu, tính theo công thức (11.1 ),bằng :
Trong cơ cấu trên hình 12.8b thì:
Mỗi khớp trong cơ cấu động học đều tạo ra hai ràng buộc Cụ thể, khớp nối giữa khâu 2 và khâu 3 chỉ hạn chế một trong ba chuyển động trong chuyển động song phẳng, đó là chuyển động theo phương pháp tuyến chung của khâu 2 và khâu 3, dẫn đến việc chỉ tạo ra một ràng buộc Do đó, trong cơ cấu được mô tả ở hình 12.8b, ta có thể thấy rõ sự phân bổ các ràng buộc này.
Vậy bậc tự do của cơ cấu này bằng :
Trong kỹ thuật, các cơ cấu thường sử dụng 1 bậc tự do, nhưng với những máy có chức năng phức tạp, số bậc tự do thường cao hơn Ví dụ, máy phay có tối thiểu 3 bậc tự do, máy tiện là 2, và các tay máy có thể có 3, 4 hoặc 5 bậc tự do Theo định nghĩa trong cơ học, một cơ hệ có bậc tự do bao nhiêu thì cần tương ứng bấy nhiêu tọa độ để biểu thị chuyển động của mọi điểm trong hệ Điều này có nghĩa là, cơ cấu có số bậc tự do nhất định sẽ có từng đó khâu 1 bậc tự do, với chuyển động được quy định trước Các khâu này chỉ có thể thực hiện chuyển động quay quanh trục cố định hoặc chuyển động tịnh tiến theo quỹ đạo đã biết.
Khâu dẫn là những khâu có chuyển động đã được quy định trước, thường liên quan đến chuyển động quay hoặc tịnh tiến, trong đó chuyển động quay là phổ biến nhất Các chuyển động quay này thường được thực hiện bởi động cơ Với sự phát triển của công nghệ kỹ thuật số, ngày nay người ta có khả năng tạo ra và điều khiển các quy luật chuyển động quay phức tạp cho động cơ theo yêu cầu Ngược lại, các khâu động không có chuyển động được quy định trước gọi là khâu bị dẫn.
Trong hình 12.8a, khi chọn khâu 1 làm khâu dẫn, khâu 2 và 3 sẽ là các khâu bị dẫn Ngược lại, trong hình 12.8b, nếu khâu 2 được chọn làm khâu dẫn, thì khâu 3 sẽ trở thành khâu bị dẫn.
Giới thiệu một số khớp loại 5
11.2.1 Cơ cấu bổn khâu bản lề
Hình 11.2 Lược đồ cơ cấu bốn khâu bản lề
Cơ cấu điển hình của loại cơ cấu 1 bậc tự do chỉ chứa các khớp loại 5 là cơ cấu phẳng bốn khâu, được gọi là cơ cấu bốn khâu bản lề do chỉ chứa các khớp bản lề.
Khi khâu 1 quay, khâu 3 sẽ thực hiện chuyển động quay nhờ vào khâu 2, khâu này có chuyển động song phẳng và được gọi là thanh truyền Công dụng chính của cơ cấu là truyền chuyển động quay từ vật thể này sang vật thể khác Mặc dù khâu 1 và khâu 3 được nối với nhau bằng khớp bản lề, nhưng chúng không thể quay quanh trục 360° (gọi là quay toàn vòng), thực hiện nhiệm vụ tay quay Điều này được gọi là điều kiện quay toàn vòng Trong kỹ thuật, có ba đặc điểm động học quan trọng cần được quan tâm.
11.2.1.1 Điều kiện quay toàn vòng
Ký hiệu chiều dài khoảng cách O1A = h,AB = 12,BƠ2 = 13,O1Ơ2 = I4 Khâu 1 sẽ quay toàn vòng nếu thỏa mãn bất đẳng thức sau :
Cấu trúc cơ khí với khâu 1 có khả năng quay toàn vòng, trong khi khâu 3 không thể thực hiện điều này, được gọi là cơ cấu tay quay thanh lắc.
Nếu kèm với bất kỳ đẳng thức (8.2) mà u là ngắn nhất thì cả hai khâu nối giá (khâu 1,3) đều là tay quay.
Ký hiệu vận tốc góc của khâu 1 là W1, của khâu 3 là W3.Tỷ số truyền giữa chúng ký hiệu là Íi3,hay vắn tắt là I,là tỷ số sau:
Giả sử khâu 1 là khâu dẫn và quy luật chuyển động quay đã được xác định trước, ta có thể tính toán hàm Tl(t) Với các kích thước li (i=1-M) đã cho, tại bất kỳ vị trí nào của cơ cấu, tỷ số truyền có thể được xác định bằng phương pháp giải tích đã trình bày trong môn cơ học Một phương pháp đồ thị được áp dụng là tìm vận tốc tức thời trong chuyển động tương đối giữa khâu 1 và khâu 3, tức hai khâu nối giá, ký hiệu P13 P13 là giao điểm của đường AB và đường O1O2 kéo dài.
Hình 11.3 Xác định tâm vận tốc tức thời giữa hai khâu nối giá
Tại P13 thì điểm thuộc khâu 1 có vận tốc bằng điểm thuộc khâu 3,tức:
PĨ3O2 P13Ơ1 Trong đó : P13O1 -khoảng cách từ điểm P13 đến 01
Khoảng cách từ điểm P13 đến O2 phụ thuộc vào giá trị góc Ti, dẫn đến tỷ số truyền Í13 trở thành hàm của góc Ti và vị trí của cơ cấu Điều này cho thấy, mặc dù khâu 1 quay đều, khâu 3 vẫn có vận tốc quay không đều Trong kỹ thuật, việc yêu cầu chuyển động quay với vận tốc không đổi là rất quan trọng Do đó, sự biến thiên của tỷ số truyền là nhược điểm chung của các cơ cấu có khớp thuộc loại 5.
Hình 11.4 Cơ cấu hình bình hành
Dạng đặc biệt của co cấu 4 khâu bản lề, có tên là co cấu hình bình hành là trường họp khi: 11 = I3, I2 = I4
Trong cấu trúc của cơ cấu hình bình hành, góc quay của khâu 1 và khâu 3 luôn bằng nhau, dẫn đến tỷ số truyền của cơ cấu luôn bằng 1 Đường AB di chuyển song song với đường O1O2, cho thấy phương không thay đổi, do đó khâu 2 thực hiện chuyển động tịnh tiến Công dụng chính của cơ cấu hình bình hành là tạo ra chuyển động tịnh tiến hiệu quả.
11.2.2 Cơ cấu bốn khâu chứa hai khớp trượt nối giá: khớp động loại 5 cho phép hai khâu nối có chuyển động tương đối với nhau là tịnh tiến theo một quỹ đạo cho trước thì gọi là khóp tịnh tiến loại 5, hay van tắt la khóp trượt Lược đồ khóp trượt như hình 11.2 Một trong hai khâu được nối bởi khớp được biểu thị bởi hình chữ nhật.Khâu còn lại được biểu thị bằng một đường thẳng (H 11,5a,b,d) hay hai đường thẳng Neu một trong hai khâu được cho là đứng yên, thì ta biểu thị khâu đó có sọc nghiêng (H 12.2b,d,e). a) b) c) d) e)
Hình 11.5 Lược đồ khớp tịnh tiến
Khớp ren được hình thành từ đường ren lồi trên mặt trụ ngoài của một khâu và đường ren lõm trên mặt trụ trong của khâu còn lại Khi hai đầu của khâu quay đối nhau một vòng, chúng sẽ di chuyển dọc theo trục quay với một khoảng cách xác định, gọi là bước ren.
Hình 11.6 Lược đồ khớp ren
Khớp lề con lăn là loại khớp nối cho phép hai khâu chuyển động tương đối theo quỹ đạo đã định và quay quanh một trục cố định Trong hình 12.4, khâu 1 được xem là khâu cố định trong cơ cấu này.
Hình 11.7 Lược đồ khớp khớp bản lề con lăn
Hệ thống bánh răng
Công dụng của hệ thống bánh răng
- Hệ thống bánh răng có thể truyền chuyển động quay với tỉ số truyền lớn
- Hệ thống báng răng dùng để đổi chiều quay
- Hệ thống bánh răng dùng để họp chuyển động hoặc phân tích chuyển động
Phân loại hệ thống bánh răng
12.2.1 Hệ bánh răng thường: đường tâm trục bánh răng là cố định
12.2.2 Hệ bánh răng ngoại luân:
Khâu 1: bánh răng trung tâm Khâu 2: bánh răng vệ tinh Khâu C: cần c
Hệ bánh răng ngoại luân được chia thành hai loại chính: thứ nhất là hệ thống vi sai, trong đó không có bánh răng trung tâm cố định; thứ hai là hệ thống hành tinh, nơi có bánh răng trung tâm được cố định.
Động học hệ thống bánh răng
12.3.1 Hệ thống bánh răng thường
Tỉ số truyền từ trục I đến trục V
SO ring cùa các bánhrân0 bi tích 5Õ ràng cùa các bảnh ring chu dộng k: số cặp bánh răng ăn khớp ngoài.
12.3.2 Hệ bánh răng ngoại luân
- Xét hệ bánh răng ở Hí (vi sai) sẽ tìm quan hệ vận tốc giữa các khâu
+ Có nhiều phuong pháp để tìm mối quan hệ này
+ Chủ yếu trình bày chuyển động tuong đối
Cho cần c quay với vận tốc wc
Khâu 2: W2/C = W2 - wc Cần c : wc/c = wc - wc = 0
Trong chuyển động tương đối với cần c, khi đứng trên cần c quan sát, cần c được coi là đứng yên Hệ thống bánh răng ngoại luân sẽ trở thành hệ thống bánh răng thường, cho phép áp dụng công thức của hệ bánh răng thường để xác định quan hệ vận tốc giữa các khâu Tỉ số truyền của các cặp bánh răng 1 và 2 trong chuyển động tương đối với cần c sẽ được tính toán dựa trên các yếu tố này.
Ví dụ 1: Cho hệ thống bánh răng như hình vẽ, tính tỉ số truyền iic = biết z2 = 99, z3 = 101, Z1 = z2 100, W3 = 0
Khi tỉ số truyền lớn, hiệu suất của hệ thống bánh răng sẽ giảm xuống đến một giới hạn nhất định, dẫn đến hiện tượng tự hãm, do đó không thể sử dụng hệ ngoại luân với tỉ số truyền quá lớn.
Quan hệ vận tốc đuọc xác định ( Wj = 0 )
Ví dụ 3: Xét co cấu vi sai trong cấu tạo của ôtô.Tìm quan hệ vận tốc giữa các khâu
-Xét hệ bánh răng thường gồm cặp bánh răng 5-4
-Xét bánh răng vi sai gồm các bánh răng còn lại
+ Tỉ số truyền trong hệ bánh răng thường
Quan hệ vận tốc trong vi sai
U'j - wc 113/c - w 3 - wc ~ (z 1X zì) = - — (ta có Z1 = z3)
Câu 1: Trình bày lại được ưu nhược vi ứng dụng của hệ thống bánh răng?
Câu 2: Phân biệt các loại hệ thống
01 điếm và phạm bánh răng?
Câu 3: Liệt kê được các thông số hình học và động học của hệ thống bánh răng?
1 Tính tỉ sô truyên 15= — = - của hệ bánh răng như hình vẽ
Biết số răng của các bánh răng là Z1 = Z2 = 20; z3 = 60; z4 = 16; Z5 = 32 Cho m = 50 Tìm m = ?
[1 ] Bùi Xuân Liêm, Nguyên lý máy, Nxb Giáo dục, 1992
[2], GS.TS.ĐỖ Sanh, chi tiết máy, Nxb Giáo dục, 2004
[3], GS.TS.ĐỖ Sanh, giáo trĩnh cơ kỹ thuật, Nxb Giáo dục, 2004
[4], Ngô Kiều Nhi, Trần Công Nghị, cơ kỹ thuật 2, Nxb Đại học quốc gia TP HCM, 2004
[5], Ngô Minh Đức, chi tiết máy, Nxb Đại học và Trung học chuyên nghiệp Hà NỘI 1983
[6], Nguyễn Trọng Hiệp, chỉ tiết máy (tập 1), Nxb Giáo dục, 2006
[7], Nguyễn Trọng Hiệp, chỉ tiết máy (tập 2), Nxb Giáo dục, 2006
[8], Nguyễn Trọng Hiệp, Thiết kế chi tiết máy, Giáo dục, 2004
[9], Trịnh Chất, Cơ sở thiết kế máy & chi tiết máy, Nxb Khoa học và kỹ thuật, 2005
