Bài giảng chi tiết máy

xúc ][ HH σσ ≤ 2.1.3.1. Phương trình cơ bản: 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: ][ HH σσ ≤ -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) 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: 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: - Nếu CTM làm việc với số chu kỳ ứng suất N ≥ N0 : rHH σσ = lim - Nếu CTM làm việc với số chu kỳ ứng suất N < N0 : LH m HH KN N rr σσσ == 0 lim b.2.1. Khi ứng suất tiếp xúc thay đổi ổn định 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 ∑ = ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= n i i m H iH E NN 1 ' maxσ σ ∑ = ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= n i i m i E NQ QNHay 1 ' ' max Tương tự khi tính bền thể tích, lưu ý: - Với cách tính 1: 47 m n i i m H tdH N N i∑ = Σ = 1 'σσ Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY - Với cách tính 2: ' 1 '' m n i i m H td N N Q i∑ = Σ = σ CHÚ Ý: m’=m/2 nếu tiếp xúc đường m’= m/3 nếu tiếp xúc điểm Hay tính theo tải trọng: 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: - Là khả 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. 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: - Là một 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. 50 - 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. Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.2. Độ cứng + 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. 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. 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. 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. 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. 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. 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 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 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 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. 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) 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: 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. 63 2.4.2. Tác hại của nhiệt Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu 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 64 2.4.3. Tính khả năng chịu nhiệt Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt - Có thể kiểm tra khả năng làm việc về nhiệt hoặc thiết kế làm mát dựa vào phương trình cơ bản: ][ obq o bq tt ≤ - Nhiệt độ bình quân cho phép xác định bằng thực nghiệm 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: 1Ω=Ω - Nhiệt lượng sinh ra Ω: )/()1(3600 hKJPη−=Ω )/(860)1( 18,4 3600 hKcalPP =−=Ω⇔ η 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: )(1 o o o tt ttkA −=Ω to là nhiệt độ môi trường kt là hệ số tản nhiệt (7,5-15 Kcal/m2.h.độ) At là diện tích tản nhiệt (Txúc với môi trường), m2 - Vậy phương trình cân bằng nhiệt: )()1(860 oo o tt ttkAP −=−η 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: )()1(860 Ct kA Pt ooo tt o +−= η - Nếu đang thiết kế máy, có thể tính diện tích tản nhiệt cần thiết dựa vào điều kiện: rồi kiểm tra có nhỏ hơn trị số yêu cầu hay không? ][ obq o bq tt ≤ 68 Chương 2: CÁC CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT MÁY −−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−− 2.4. Độ chịu nhiệt )()1(860 Ct kA Pt ooo tt o +−= η 2.4.4. Các biện pháp giảm nhiệt độ - Hiệu suất máy η? - Diện tích tản nhiệt At? - Hệ số tản nhiệt kt ? 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. 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 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 - Có thể phá hỏng máy nếu xảy ra cộng hưởng 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. 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. 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. 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. 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 - Có thể tăng độ tin cậy tại khâu yếu bằng cách lắp song song các phần tử cùng chức năng 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. 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 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. - Có khả năng áp dụng các phương pháp gia công để tạo nên chi tiết. - Dễ cung ứng. 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. 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 - Có khả năng nhiệt luyện, hóa nhiệt luyện - Khối lượng riêng lớn, dễ bị rỉ 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 - Có khả 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. 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. 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… 85 Chương 5: TIÊU CHUẨN HÓA 5.4. Các tiêu chuẩn hiện hành - Tiêu chuẩn quốc gia Việt nam: TCVN - Tiêu chuẩn ngành: TCN - Tiêu chuẩn vùng: TCV - 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 ГосударствÆ SNG). 86 Phần 2: TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ 0.1. Sự cần thiết sử dụng Truyền động cơ khí (Mechanical Transmissions) Bài mở đầu: Những vấn đề chung về TĐCK 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 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 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 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 - Momen xoắn : Ti= 9,55.106 Pi /ni 90 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.1. Khái niệm chung . 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. 1.1.1. Khái niệm 91 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.1.2. Phân loại 92 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.1.3. Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng 93 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2. Cơ sở tính toán truyền động bánh ma sát - Sự trượt - Tỷ số truyền - Lực ép + Trượt hình học + Trượt đàn hồi + Trượt trơn + TST trong truyền động thường + TST trong Biến tốc ma sát 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. 95 a. Trượt hình học - Nguyên nhân: Do hình dáng hình học không hợp lý - Hiện tượng: Xảy ra dọc đường tiếp xúc chung - Ví dụ: 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 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.1. Sự trượt trong truyền động bánh ma sát 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. 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. 98 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.2.2. Tỷ số truyền 1 2 2 1 d d n nu == )1( 1 1 2 2 1 11 22 ξ ξ −== =−⇒ d du n n nd nd - Không trượt (v1=v2): ? 2 1 21 =≠ n nvv- Có trượt 11 22 1 2 1 21 1 11 nd nd v v v vv v vt −=−=−==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 = [d1minId1max] d2 = [d2min Id2max] 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 FF tn ≥ f FsF tn .= 101 Chương 1: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT 1.3. Tính sức bền truyền động bánh ma sát 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 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 104 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Truyền động chéo 105 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Truyền động nửa chéo 106 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Đai dẹt -Theo tiết diện đai: Đai thang Đai tròn 107 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.1. Khái niệm chung Đai răngĐai lược 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 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 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 1 1 21 2 d TFF =− tF= - Từ điều kiện cân bằng bánh đai -Từ điều kiện biến dạng 2 nhánh như nhau: 021 2FFF =+ * Quan hệ lực căng: 111 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 021 21 2FFF FFF t =+ =− tFFF += 01 22 + 201 tFFF += 2012 t t FFFFF −=−= => 112 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai * Công thức tính lực căng mỗi nhánh: vt vt FFF FFF +−λ= +−λ λ= 1 1 1 2 1 Fv là lực căng phụ trong đai, do ly tâm khi đai vòng qua bánh đai 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: α=α== dvq R vdRq R mvF mmlt .. )...( 222 - Lực căng do ly tâm lấy cân bằng: ltvv F dFdF =α≈α 2 2 2 sin2 2vqF mv = 114 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2vqF mv = - 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. 115 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai b. Lực tác dụng lên trục )180cos(2 cos2 1 0 21 2 2 2 1 21 2 2 2 1 α−++= β++= FFFFF FFFFF r r - Có thể tính gần đúng Fr khi đai không làm việc, theo F0: 2 sin2 10 α= FFr 116 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 2.3.3. Ứng suất trong đai 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 ⎪⎪⎩ ⎪⎪⎨ ⎧ +−λ= +−λ λ= vt vt FFF FFF 1 1 1 2 1 * Khả năng kéo - Ta đã có: tFFF 1 1 21 −λ +λ≈+- Bỏ qua Fv: tFF 1 12 0 −λ +λ≈ 01 12 FFt +λ −λ=⇒ 02 FFt ψ=⇒ 118 Chương 2:TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.3. Cơ sở tính toán truyền động đai 02 FFt ψ= - ψ càng lớn, Ft càng lớn? - ψ nên chọn bằng bao nhiêu? -Vẽ đồ thị hiệu suất, hệ số trượt như các hàm của ψ, GỌI LÀ Đường cong trượt và hiệu suất: -Thí nghiệm với các giá trị khác nhau của ψ (tỷ số Ft /(2F0)) 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 ??? 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. 121 Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.4.2. Tính đai dẹt: 0 00 22 ψ≤σ σ==ψ tt F F ][.2 00 tt σ=σψ≤σ vbtt CCC ...][][ 0 ασ=σVới: vbt dtdtd t CCCbv PK b FK A FK ασ≤δ=δ==σ .][ 10. 0 3 1 vbt CCCv Pb ασδ ≥ .].[. 10. 0 3 1Chọn trước δ, có: 122 Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 2.4.3. Tính đai thang: ][10. 1 3 1 1 t dtdtd t vzA PK zA FK A FK σ≤===σ d t d K PzvA K zP ][ 10 ][ 3 1 1 =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ σ≤ lzu CCCCPP α= ].[][ 0Với: lzu d CCCCP PKz α ≥ ][ 0 1 123 124 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. 125 3.1.2. Phân loại truyền động bánh răng - Theo hình dáng bánh răng: Bánh răng trụ Bánh răng nón (côn) 126 - Theo tương quan giữa các trục: Các trục song song Các trục cắt nhau Các trục chéo nhau 127 - Theo tương quan đường răng với đường sinh: + Răng thẳng + Răng nghiêng + Răng chữ V + Răng cong (xoắn) 128 - Theo tính chất di động của tâm các bánh răng Bánh răng cố định (Hệ truyền động thường) Bánh răng vi sai (Hệ truyền động hành tinh) 129 - 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 130 Cắt răng bằng dao thanh răng Cắt răng bằng dao phay lăn 131 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 132 3.2.1. Các thông số cơ bản a. Modun (m) và số răng (Z) ;π pm = ;11 mZd = ;22 mZd = ) Hai bánh răng chỉ có thể ăn khớp nếu có CÙNG MODUN và cùng GÓC ĂN KHỚP ) 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… ) Modun của bánh răng được cắt ra chính là modun của dao. 133 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: αw = α 134 c. Dịch chỉnh Với một bánh răng: -Dao lùi xa tâm phôi: Dịch chỉnh dương. - Dao vào gần tâm phôi: Dịch chỉnh âm 135 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 136 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. 137 - 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! 138 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 139 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 140 a2. Lực tác dụng trong bộ truyền BR trụ, răng nghiêng - 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 trục luôn hướng vào bề mặt làm việc: + BMLV trên bánh chủ động ĐI TRƯỚC + BMLV trên bánh bị động ĐI SAU Fa1 Fa2 141 Công thức tính lực tác dụng Bánh răng trụ răng thẳng Bánh răng trụ răng nghiêng 142 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. 143 α δα δα cos sin.. cos.. 2 1 1 111 111 1 1 1 t n ta tr m t FF tgFF tgFF d TF = = = = 144 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: FvFFF HvHHH KKKK KKKK )..( )..( αβ αβ = = 145 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 146 - 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 147 3.3.3. Vật liệu và ứng suất cho phép 148 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: ][ 2 H H MH qZ σρσ ≤= ZM là hệ số cơ tính vật liệu (1) 149 * Tính qH Hw t H H n HnHH l FK l FKqKq .cosα=== + Chiều dài tiếp xúc lH: 2 εZ bl wH = Zε là hệ số chiều dài tiếp xúc tổng 3 4 aZ εε −= ww t HH b ZFKq .cos . 2 α ε= 150 * Tính ρ 21 111 ρρρ ±= w wd αρ sin 2 1 1 = w w w w udd ααρ sin 2 sin 2 12 2 == 12 21 ρρ ρρρ ±= )1(2 sin sin)1(2 sin 1 1 22 1 ±=±= u ud du ud ww ww ww α α αρ 151 * Thay vào (1) ww t HH b ZFKq .cos . 2 α ε= )1(2 sin1 ±= u ud ww αρVới ][ sin )1(2 cos22 1 2 H wwww tH M H MH ud u b ZFKZqZ σααρσ ε ≤±== Và ][ cossin2 )1(2 1 2 H wwww tH MH ud u b ZFKZ σαασ ε ≤±= ][ 2sin 2)1( 1 H www tH MH bud FKuZZ σασ ε ≤ ±= 152 ][)1( 1 H ww tH HMH bud FKuZZZ σσ ε ≤±= ][2)1( 1 1 1 H www H HMH d T bud KuZZZ σσ ε ≤±= ][)1(2 1 1 H w H w HM H ub TKu d ZZZ σσ ε ≤±= ][ )1(2 1 1 H w HvH w HM H ub TKKu d ZZZ σσ βε ≤±= 153 * Công thức thiết kế: 1 2; 1 ±== u adab wwbaww ψVới: 21 2 ][ )1(2 2 )1( H wba HvH w HM au TKKu a uZZZ σψ βε ≤±⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ± ( )31 2 4 )1(2 ][ )1( w ba HvH H HM a u TKKuuZZZ ≤±⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ± ψσ βε 3 1 2 )1(5.0 ][ )1( ba HvH H HM w u TKKuuZZZa ψσ βε ±⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ±≥ 154 ( ) 3 213 2 ][)1(5.0 Hba H HvHMw u TK uKZZZa σψ β ε ±≥ 3 1 2 )1(5.0 ][ )1( ba HvH H HM w u TKKuuZZZa ψσ βε ±⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ±≥ 3 2 1 ][ )1( Hba H aw u TK uKa σψ β±≥ ( )3 25.0 HvHMa KZZZK ε=Với 155 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. 156 - 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. 157 ( ) 2 'cos6 Sb hF w tn u γσ = Sb F w n n 'sin γσ = Sb F Sb hF w n w tn A 'sin'cos6 2 γγσ −= A σA Tính bền cho điểm có ứng suất kéo lớn nhất: 158 ]['sin'cos6 2 F w n w tn A Sb F Sb hF σγγσ ≤−= ; cos w tF n FKF α= ][ .. 'sin'cos..6 cos 22 Fwww tF A mgbmgb meFK σγγασ ≤⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −= ;.meht = mgS .= ]['sin'cos.6 cos 2 Fww tF A gg e mb FK σγγασ ≤⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −= ]['sin'cos.6 cos . 2 F ww tF AF gg e mb FK σγγα ασασ σσ ≤⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −== Phản ánh tập trung ứng suất: 159 ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −= gbgb eY www F . 'sin'cos.6 cos 2 γγ α ασĐặt: Và kể đến hệ số sai số điểm đặt lực Yε: ][ FF w tF F YYmb FK σσ ε ≤= - Do kích thước răng 2 bánh khác nhau nên YF1KYF2: 2 1 2 1 F F F F Y Y=σ σ 160 ][ 2 1 1 11 1 F ww FFvF F w tF F mdb TYYKK YY mb FK σσ εβε ≤== - Công thức kiểm tra bền uốn cho bánh răng có dạng: ][ 2 1 2 12 F F F FF Y Y σσσ ≤= ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= ][ ; ][ max ][ 2 2 1 1 F F F F Ft Ft YYY σσσ - Khi thiết kế, so sánh và chọn: 161 ][22 2 1 3 1 1 1 F bd FF ww FF Zm TYYK mdb TYYK σψ εε ≤= - Đặt bw = ψbd.dw1; dw1 = mZ1: 3 2 1 1 ][ 2 Fbd FF Z TYYKm σψ ε≥ 3 2 1 1 ][ Fbd FF m Z TYY Km σψ β≥ 3 2 εYKK Fvm =Với 162 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 3.4.2. Tính bánh răng trụ răng nghiêng 163 a2. Chiều dài tiếp xúc lớn hơn Chiều dài tiếp xúc của răng nghiêng: b w H bKl βεαε cos= 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. 164 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. 165 a4. Bánh răng tương đương - Bán trục dài: βcos 1 2 da = - Bán trục ngắn: 2 dc = - Bán kính cong ρE: βρ 2 2 cos2 d c a E == 166 - 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: βρ 2cos2 dd EV == Số răng: βββ 32 coscos.cos Z m d m dZ s V V === - Tính bền cho bánh răng nghiêng tiến hành cho bánh răng tương đương. 167 b. Tính bánh răng nghiêng theo sức bền tiếp xúc ][ )1(2 1 1 H w HvH w HM H ub TKKu d ZZZ σσ βε ≤±= - Từ công thức đã xây dựng cho răng thẳng: ][ )1(2 1 1 H w HvHH w HM H ub TKKKu d ZZZ σσ αβε ≤±= Có công thức kiểm tra bền cho răng nghiêng: 168 - Các hệ số được điều chỉnh: α ε ε 1=Z 3 4 aZ εε −= w HZ α2sin 2= tw b HZ α β 2sin cos2= Răng thẳng Răng nghiêng 169 - Công thức thiết kế: 3 2 1 ][ )1( Hba H aw u TK uKa σψ β±≥ ( )3 25.0 HvHMa KZZZK ε=Với + Công thức đã có cho răng thẳng: 3 2 1 ][ )1( Hba H aw u TK uKa σψ β±≥ ( )3 25.0 HvHHMa KKZZZK αε=Với + Công thức dùng cho răng nghiêng: 170 b. Tính bánh răng nghiêng theo sức bền uốn ][ 2 1 1 11 1 F ww FFvF F mdb TYYKK σσ εβ ≤= ][ 2 1 2 12 F F F FF Y Y σσσ ≤= + Công thức đã có cho răng thẳng: + Công thức dùng cho răng nghiêng: ][ 2 1 1 11 1 F wnw FFvFF F dmb TYYYKKK σσ βεαβ ≤= ];[ 2 1 2 12 F F F FF Y Y σσσ ≤= 0 0 140 1 ββ −=Y 171 - Công thức thiết kế: + Công thức đã có cho răng thẳng: + Công thức dùng cho răng nghiêng: 3 2 1 1 ][ Fbd FF m Z TYY Km σψ β≥ 3 2 εYKK Fvm =Với 3 2 1 1 ][ Fbd FF m Z TYY Km σψ β≥ 3 2 βεα YYKKK FFvm =Với 172 3.4.3. Tính bánh răng nón răng thẳng 173 174 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. 175 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. Gia công tiện. + Trục vít Convolut: cạnh răng thẳng trong tiết diện pháp tuyến với đường ren. Ít được dùng + Trục vít thân khai: cạnh răng thẳng trong tiết diện tiếp tuyến với mặt trụ cơ sở. Giao của mặt răng với mặt phẳng vuông góc với trục là đường thân khai. HB>350. Có thể mài bằng đá dẹt. 176 - Theo dạng đường sinh trục vít: + Trục vít trụ + Trục vít lõm (Globoid): Tăng góc trục vít ôm bánh vít 177 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; 178 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. - Modun dọc trục vít: )mm(pm π= 179 - 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 180 4.2.2. Tỷ số truyền và vận tốc - 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. + Tương ứng, bánh vít quay được vòng 4.2.2.1. Tỷ số truyền 2 z d p π + Vậy, nếu trục vít quay n1 vòng thì bánh vít quay được vòng 2 z 12 d pnn π= 181 - Vậy tỷ số truyền u sẽ bằng? 1 2 1 2 z 2 2 1 Z Z p.Z Z.m. p d n nu =π=π== - Mặt khác, do pz = πd1. tg γ nên: γ=γπ π== tgd d tgd d n nu 1 2 1 2 2 1 - 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! 182 - Vận tốc vòng của bánh vít không cùng phương với vận tốc vòng trục vít. 4.2.2.2. Vận tốc - 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. 183 - Vận tốc trượt có thể tính: w 2 1 2 1 2 1 2 2 2 1T tg1VV V1VVVV γ+=⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛+=+= q Zq 10.60 nd q Z1V 2 1 2 3 11 2 1 1 +π=⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛+= 22 13 1 2 1 2 3 1 qZ 10.60 mn q Zq 10.60 mqn +π=+π= 22 13 1 T qZ10.1,19 mnV += 184 4.2.3. Hiệu suất và hiện tượng tự hãm - Hiệu suất: 1t 2t 111t 222t 11 22 1 2 K F tgF ndF ndF nT nT P P γ====η )'(tgFFF 2t2a1t ϕ+γ== )'(tg tg K ϕ+γ γ=η - Kể đến mất mát do khuấy dầu: )'(tg tg95.0K ϕ+γ γ≈η 185 - Khi bánh vít dẫn động: )'(tg tg95.0K ϕ−γ γ≈η - Nếu γ≤ϕ' thì η ≤ 0: Bộ truyền không hoạt động được - Hiện tượng tự hãm. 186 4.3. Cơ sở tính toán truyền động trục vít 4.3.1. Tải trọng a- Lực tác dụng Các thành phần lực được tính theo T2 và Ft2 Phân tích lực có thể dùng cách xác định bề mặt làm việc hoặc dựa vào họa đồ vận tốc! 187 b- Hệ số tải trọng: KH = KF = KβKv - Hệ số tập trung tải trọng Kβ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ θ+=β max2 tb2 3 2 T T1Z1K ∑ ∑ = == n 1i i2i n 1i i2ii2 tb2 nt ntT T - Nếu tải không đổi , Kβ =1 θ: Hệ số biến dạng trục vít, phụ thuộc Z1 và q T2tb: Momen xoắn trung bình T2i, ti, n2i: Momen, thời gian và tốc độ quay bánh vít ở chế độ tải thứ i T2max: Momen lớn nhất 188 - Hệ số tải trọng động: t v v q q1K += qv: Tải trọng động, phụ thuộc vận tốc trượt qt: Tải trọng ngoài 189 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 190 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. 191 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. 192 - Thực tế thường chọn trục vít bằng thép. + Nếu vận tốc trượt, Vt >= 5 m/s, chọn đồng thanh thiếc (Nhóm I; 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 (Nhóm II) - Vật liệu bánh vít cần chọn theo điều kiện chống dính và tính kinh tế: 193 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 kỳ ứng suất. - Với vật liệu nhóm I, ứng suất cho phép lấy theo điều kiện mỏi nên nó phụ thuộc số chu kỳ ứng 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. 194 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. 195 - Tính ρ: Thanh răng có bán kính cong của biên dạng ρ1 = ∞ nên ρ = ρ2=0,5d2sinα - Điều kiện bền tiếp xúc: ][ 2 H H MH qZ σ≤ρ=σ - Tính qH: H nH H l FKq = γ ε= αε cos bKlH δπ= 2 360 1db 360 2 cos 1 δπ γ ε= αε dKlH 196 δπε γ αγ== αε 2 cos360 coscos 1 1 2 dK FK l FKq tH H nHH αεδπ=δπεα= αεαε cos 360 2 360 cos 2 21 2 12 2 Kdd TK dKd TKq HHH ooK 20;1002;8,1;75,0 =α=δ=ε= αεLấy: ][28,2 1 2 2 H HM H d TK d Z σ≤=σ 197 Với trục vít thép, E1=2,15.105 ; Bánh vít đồng thanh hoặc gang: E2 = 0,9.105;μ1 = μ2 = 0,3 Được ZM = 210 ][480 1 2 2 H H H d TK d σ≤=σ Thay d1 = mq; d2 = mZ2; 2 2 Zq am w+= ][170 2 3 2 2 H H w H q TK a qZ Z σ≤⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +=σ 198 - Công thức thiết kế: 3 2 2 2 2 ][ 170)( q TK Z qZa H H w ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ σ+≥ 199 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. ][ F w tFF F mb FYYYK σ≤=σ βε - Công thức tính cho răng nghiêng: 200 74,0;93,0 == εβ YY - Tính cho bánh vít, lấy trung bình : ][4,1 2 22 2 2 F FF F mdb YKT σ≤=σ 201 4.5. Tính toán nhiệt - Nhiệt lượng sinh ra trong 1 giờ: )(),1(1000 11 WPQ η−= - Nhiệt lượng thoát qua vách hộp 1 giờ: )(),1()( 02 WAttKQ dt ψ+−= - Cân bằng Q1 với Q2: 0 1 )1( )1(1000 t AK Pt t d +ψ+ η−= 202 - Điều kiện chấp nhận làm việc: ][ )1( )1(1000 0 1 d t d ttAK Pt ≤+ψ+ η−= - Nếu tải thay đổi và P1 = Pmax: ][ )1( )1(1000 0 1 d t d ttAK Pt ≤+βψ+ η−= ∑ =β 1P tP t ii CK Với 203 - Nếu sử dụng quạt làm mát một phần Aq: ][ ])1)(([ )1(1000 0 1 d qtqqt d ttAKAAK Pt ≤+β+ψ+− η−= - Khi thiết kế, tính A cần thiết theo td đã được xác định tùy loại dầu: 204 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. 205 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. 206 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. 207 5.2. Cấu tạo 5.2.1. Dây xích Xích ống con lăn Xích răng Mắt xích nối khi số mắt chẵn Mắt xích nối khi số mắt lẻ Bước xích px: Khoảng cách giữa tâm 2 chốt bản lề kế tiếp. 208 5.2.2. Đĩa xích z π=ϕ 2 ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ π= z pd sin Xích mới, bước xích trên dây xích bằng bước răng trên đĩa: px = p 209 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: gqaKF mf ...0 = Với Kf : hệ số độ võng; a: khoảng cách trục; qm: khối lượng riêng xích; g: gia tốc trọng trường. - Lực vòng: 1 12 d TFt = - Lực căng phụ, tương tự trong dây đai: 2vqF mv = 210 - Lực tổng hợp trên nhánh xích dẫn (nhánh căng): tv FFF +=1 - Lực tổng hợp trên nhánh xích bị dẫn (nhánh chùng): vFFF += 01 - Lực tác dụng lên trục, tính gần đúng: txr FkF = 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. - Có thể tính Ft: 11 1 3 3 11 1 3 1 11 10.60 10.6010.60 pnz P pnz P dn P v PFt ==π== 211 5.3.2. Vận tốc và tỷ số truyền a. Vận tốc và tỷ số truyền trung bình: - Vận tốc trung bình: )/( 10.6010.60 3 22 3 11 21 sm pnzpnzvv === - Tỷ số truyền trung bình: 1 2 2 1 z z n nu == 212 a. Vận tốc và tỷ số truyền tức thời: - Vận tốc tức thời của xích: constnzv =π= 3111 10.60 θ= cos1vvx ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ π÷π−=θ 11 zz - Do θ thay đổi nên mặc dù n1 = const, xích vẫn chuyển động với vx thay đổi. 213 - 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 bị vào khớp với B, chuyển động với vận tốc có giá trị bằng V1 nhưng vuông góc với OC. O 214 Ví dụ sự biến đổi vận tốc của một truyền động xích 215 - Tương tự, đĩa bị dẫn cũng quay không đều do: constvvv x ≠γ θ=γ= cos cos cos 1 2 - Từ đó, tỷ số truyền tức thời cũng thay đổi: const pz vn ≠= 2 2 3 2 10.60 const z z v z z v n nu ≠θ γ=== cos cos 1 2 2 2 1 1 2 1 ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ +÷−= 22 zz ππγ 216 - 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. ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ π−π π=−=Δ )/( 1 )/sin( 1 1111 min 1 max ztgzzv vv v v xxx 217 constvvv x ≠γ θ=γ= cos cos cos 1 2 2. Bánh xích bị dẫn cũng quay không đều. 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. 218 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. 219 - 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. z pd πsin Δ=Δ 220 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 nhỏÆ số mắt xích càng ít, số lần mỗi mắt va đập với răng đĩa càng nhiều, xích càng chóng hỏng. + a càng nhỏÆ góc ôm giữa xích và đĩa càng nhỏ. Theo kinh nghiệm: oo a dd 12057180 min 12 1 ≥−−=α ( )12min 57 60 dda −≥ 12min dda −≥⇒ 221 + Điều kiện 2 đĩa xích không chạm nhau: mmdda aa )5030( 2 12 min ÷++≥ + Vậy điều kiện chọn a tối thiểu là: ⎪⎩ ⎪⎨ ⎧ ÷++≥ −≥ )5030( 2 12 min 12min aa dda dda 222 - 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 223 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: 224 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 làm tăng bước xích, xích dễ tuột. - Mòn bản lề: là dạng hỏng chủ yếu. 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. 225 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 226 5.4.2. Tính xích về độ bền mòn: - Áp xuất sinh ra nhỏ hơn trị số cho phép: )(][ 00 MPapA KFp t ≤= - 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. 227 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 228 ][ 00 pA KFp t ≤= K ApFt ][ 0≤ 1000 ][ 1000 0 v K ApvFt ≤ 3 110 1 10.601000 1][ pnz K ApP ≤ 01 01 01 01 6 110 1 10.60 ][ n n z znpz K ApP ≤ 1 01 1 01 6 01010 1 111 10.60 ][ n n z zK nApzpP ≤ nzKKK PP ][ 01 ≤ z01, n01 là số răng, tốc độ quay của bộ truyền thí nghiệm [P0] cho trong các bảng tra ứng với các giá trị z0 và no khác nhau. 229 - Nếu muốn giảm bước xích, dùng xích nhiều dãy: - Công thức tính để chọn xích: ][... 01 PKKKPP nzt ≤= Chọn xích trong bảng có [P0] lớn hơn gần nhất với Pt. ][... 01 PK KKKPP d nz t ≤= Kd: Hệ số số dãy xích. 230 5.4.3. Kiểm nghiệm xích về quá tải: ][S FFFK QS vott ≤++= - Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn bền: - 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.