Bài giảng Thiết kế máy 1 - Nguyễn Hoàng Lĩnh

= kđ. ka.k0. kđc. kb (5-26)  kđ: hệ số tải trọng động, nếu dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ truyền tương đối êm kđ= 1,  Nếu tải trọng có va đập kđ = 1,2  1,5  Nếu va đập mạnh kđ = 1,8  ka: hệ số xét đến chiều dài xích , xích càng dài thì số lần vào khớp của mỗi mắt xích trong một đơn vị thời gian càng ít, xích sẽ ít mòn hơn.  A = (30  50). t ka=1  A< 25.t ka = 1,25  A = (60  80). t ka = 0,8  k0: xét đến cách bố trí bộ truyền: 0  Nếu bố trí bộ truyền nằm ngang 1 góc < 70 thì k0= 1. 0  Nếu bố trí bộ truyền nằm ngang 1 góc > 70 thì k0= 1,25.  kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh bộ căng xích:  Nếu trục có thể điều chỉnh được kđc=1.  Nếu dùng đĩa căng xích loại con lăn căng xích kđc=1,1.  Nếu trục không điều chỉnh được kđc = 1,25.  kb: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn:  Nếu bôi trơn liên tục kb= 0,8.  Nếu bôi trơn nhỏ giọt kb= 1.  Nếu bôi trơn định kỳ kb= 1,5.  kx: hệ số xét đến số dây xích. Với x = 1, 2, 3, 4  kx= 1 - 1,7 - 2,5 - 3  Trị số [p] cho theo bảng 5.4 -78- Bảng 5.4 Áp suất cho phép [p] về bền mòn của xích [p], Mpa, khi n1, vg/ph t, mm < 200 400 600 800 1000 1200 1600 2800 50 Xích con lăn 12,7 - 15,875 35 31,5 28,5 26 24 22,5 21 18,5 14 19,05 - 25,4 35 30 26 23,5 21 19 17,5 15 - 31,75 - 38,1 35 29 24 21 18,5 16,5 15 - - 44,45 - 50,8 35 26 21 17,5 15 - - - - Xích răng 12,7 - 15,875 20 18 16,5 15 14 13 12 10,5 8 19,05 – 25,4 20 17 15 13 12 11 10 8,5 - 31,75 20 16,5 14 12 10,5 9,5 7 - - Bảng 5.5 Trị số công suất cho phép [N], kW, của bộ truyền xích (với Z01 = 25) [N], kW, khi số vòng quay đĩa nhỏ n01 ,vg/ph Bước Cỡ xích xích 50 200 400 600 800 1000 1200 1600 t, mm Xích con lăn 1 dãy P 12,7 -9000-2 12,7 0,19 0,68 1,23 1,68 2,06 2,42 2,72 3,20 P 12,7 –18000-1 12,7 0,35 1,27 2,29 3,13 3,86 4,52 5,06 5,95 P 12,7–18000-2* 12,7 0,45 1,61 2,91 3,98 4,90 5,74 6,43 7,55 P 12,875-23000-1 15,875 0,57 2,06 3,72 5,08 6,26 7,34 8,22 9,65 P 12,875-23000-2* 15,875 0,75 2,70 4,88 6,67 8,22 9,63 10,8 12,7 P 19,05 -32000* 19,05 1,41 4,80 8,38 11,4 13,5 15,3 16,9 19,3 P 25,4 -56700* 25,4 3,20 11,0 19,0 25,7 30,7 34,7 38,3 43,8 P 31,75 -88500* 31,75 5,83 19,3 32,0 42,0 49,3 54,9 60,0 - P 38,1 -127000* 38,1 10,5 34,8 57,7 75,7 88,9 99,2 108 - P 44,45-172400* 44,45 14,7 43,7 70,6 88,3 101 - - - P 50,8 – 226800* 50,8 22,9 68,1 110 138 157 - - - 12,7 0,13 0,49 0,88 1,23 1,53 1,80 1,97 2,28 Xích răng 15,87 Chiều rộng B=10 0,19 0,69 1,25 1,72 2,15 2,52 2,76 3,20 5 mm 19,05 0,28 0,98 1,74 2,30 2,79 3,20 3,50 4,00 25,4 0,46 1,59 2,79 3,70 4,52 5,12 5,60 6,40 Chú thích: Xích có dấu * được chế tạo 1 dãy, 2 dãy và 3 dãy -79- Để tính toán thiết kế xích được thuận tiện hơn, công thức trên được biến đổi k.k z .kn .N thành: Nt=  N (5-27) k x Trong đó: Nt: công suất tính toán. [N]: công suất cho phép của bộ truyền xích một dãy, có bước t, số răng đĩa dẫn Z01= 25 và số vòng quay đĩa dẫn n01 cho trong bảng 5.5. 25 n01 Khi sử dụng số liệu trong bảng 5.5, ta lấy kz= , kn= , trị số n01 tùy thuộc Z1 n1 việc chọn trị số [N] theo cột trong bảng. 5.4. Trình tự thiết kế bộ truyền xích 5.4.1. Chọn loại xích: - loại xích con lăn. - loại xích răng: khi tải lớn (vận tốc cao). 5.4.2. Chọn số răng đĩa dẫn và tính số răng đĩa bị dẫn: - Chọn số răng đĩa dẫn Z1  Tra theo bảng 5.2  Theo điều kiện sau: Z1= 29 – 2.i  17=Z1 min . Z 1 min  17 khi v  2 m/s . Z 1 min = 13  15 khi v  2 m/s - Tính số răng đĩa bị dẫn Z2 theo công thức: Z2 = i. Z1  Z2 max . Z2 max  100  120: đối với xích con lăn. . Z2 max  120  140: đối với xích răng. 5.4.3. Tính bước xích t: Kiểm nghiệm bước xích xem có nhỏ hơn trị số giới hạn cho trong bảng 5.1 không. Nếu lớn hơn: . Đối với xích con lăn: cần phải giảm bước xích và tăng số dãy xích thoả mãn điều kiện công thức 5-27. . Đối với xích răng: phải tăng chiều rộng xích B (để giảm bước xích t) theo công 10.N thức: B  t (mm) (5-28) N Trong đó: Nt: công suất tính toán. -80- [N]: công suất cho phép. Tra bảng 5.5 5.4.4. Định sơ bộ khoảng cách trục A: nếu A chưa cho trước: A = (30  50).t 5.4.5. Tính số mắt xích X: Theo công thức 5-13 X: phải được lấy tròn và là số chẳn. Qui về số chẳn gần nhất. Kiểm nghiệm số lần va đập u trong 1 giây theo công thức 5-23. 5.4.6. Tính chính xác khoảng cách trục A: 1. Tính chính xác khoảng cách trục A(mm):  2  2 Z  Z  A= 0,25.t X  0,5Z  Z  X  0,5Z  Z   2. 2 1  (5-29)  1 2 1 2         2. Điều chỉnh khoảng cách trục A: Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn cần rút khoảng cách trục A một khoảng A. Đối với bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng dưới 700 thì A được rút ngắn một khoảng : A = (0,002  0,004). A (5-30) Chú ý: Đối với bộ truyền nằm nghiêng 700 trở lên thì không cần điều chỉnh A =0 5.4.7. Tính đường kính đĩa xích: Theo công thức 5-1 và 5-2 thay π =1800 5.4.8. Tính lực tác dụng lên trục Fr: Theo công thức 5-22. 5.4.9. Ví dụ: Thiết kế bộ truyền xích trong dẫn động băng tải, vận tốc đĩa xích dẫn n1= 140 vg/ph, tỷ số truyền i = 2,5, công suất N= 2,5 kW, tải trọng êm. Xích nằm nghiêng một góc lớn hơn 700 so với đường nằm ngang, trục đĩa xích có thể điều chỉnh được, bôi trơn xích bằng phương pháp nhỏ giọt. Giải: 1. Chọn loại xích: Vì vận tốc không cao nên ta chọn loại xích con lăn. 2. Chọn số răng đĩa dẫn và tính số răng đĩa bị dẫn: Ta có: Z1 = 29 – 2.i = 29 – 2 . 2,5 = 24 > 17=Z1min thoả mãn điều kiện Tra bảng 5.2 ta chọn Z1 = 25 răng. -81- Z2 = i . Z1 = 2,5 . 25 = 62,5 < Z2 max. Lấy Z2 = 63 răng. Tỷ số truyền thực của bộ truyền xích là: Z 63 i = 2 = = 2,52 Z 25 1 3. Tính bước xích t: Chọn một trị số bước xích t và lấy số răng đĩa xích dẫn Z1 ở trên. k.k z .kn .N Áp dụng công thức: Nt=  N k x Trong đó:  k: hệ số điều kiện sử dụng xích. k = kđ. ka.k0. kđc. kb (*) Lấy kđ = 1 (tải trọng êm); ka = 1 (vì lấy khoảng cách trục A  40. t): k0 = 1,25 (bộ 0 truyền nằm nghiêng 1 góc > 70 ) ; kđc= 1 (bộ truyền có thể điều chỉnh được); kb= 1 (bôi trơn nhỏ giọt). Thay các hệ số trên vào (*) ta được: k = 1 . 1 . 1,25 . 1 . 1 = 1,25  kz: hệ số răng đĩa dẫn. 25 25 kz= = = 1 Z1 25  kn: hệ số số vòng quay. (lấy n01 = 200 vg/ph) n01 200 kn= = = 1,428 n1 140  kx: hệ số xét đến số dây xích. Chọn loại xích 1 dãy, có kx = 1  Ta có công suất tính toán: 1,25.1.1,428.2,5 Nt = = 4,46 kW 1 Theo bảng 5.5 (với n01= 200 vg/ph), chọn loại xích 1 dãy có bước t= 19,05 có ký * hiệu: P 19,05 -32000 có công suất cho phép: [N]= 4,8 kW. Trị số bước xích t nhỏ hơn trị số giới hạn ở bảng 5.1. 4. Định sơ bộ khoảng cách trục A: nếu A chưa cho trước. A = (30  50).t Ta chọn A = 40. t = 40 . 19,05 = 762 mm -82- 5. Tính số mắt xích X: 2.A 2 t X  + 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2  Z1) . t A.2 2.762 19,05 = + 0,5 (25+63) + 0,25 (63 – 25)2. = 124,9 19,05 762.3,14 2 X: phải được lấy tròn và là số chẳn. Qui về số chẳn gần nhất.Lấy X= 124 - Kiểm nghiệm số lần va đập u trong 1 giây theo công thức: Z.n 25.140 u = = = 1,88  [u]=35 (tra bảng 5.3) 15.X 15.124 6. Tính chính xác khoảng cách trục A:  2  2 Z  Z  A= 0,25.t X  0,5Z  Z  X  0,5Z  Z   2. 2 1   1 2 1 2          2  2  63  25  A= 0,25. 19,05 124  0,525  63 124  0,5(25  63)  2.     3,14     = 753 mm Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn cần rút khoảng cách trục A theo một khoảng: A = (0,002  0,004). A = 0,003. A = 0,003. 753  2 mm Vậy lấy A = 751 mm 7. Tính đường kính đĩa xích: t 19,05 - Đĩa dẫn d1: d1 = = = 152 mm  sin180/ 25 sin Z1 t 19,05 - Đĩa bị dẫn d2: d2 = = = 382 mm  sin180/63 sin Z 2 6.107.N 8. Tính lực tác dụng lên trục Fr: Fr = kt . Z.n.t - Chọn: kt = 1,15 : khi bộ truyền nằm ngang - N= 2,5 kW ; Z = 25 răng ; n = 140 vg/ph ; t= 19,05 mm 6.107.2,5 Ta có: Fr = 1,15 . = 2587 N 25.140.19,05 -83- CÂU HỎI ÔN TẬP CHƯƠNG 5 1. Trình bày ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng của truyền động xích? 2. Phân loại 3 loại xích: xích con lăn, xích ống, xích răng? 3. Vẽ hình và nêu các thông số của cấu tạo đĩa xích? 4. Để chọn khoảng cách trục A, ta phải tính toán như thế nào và điều chỉnh ra sao? (nêu ngắn gọn). BÀI TẬP CHƯƠNG 5 Thiết kế bộ truyền xích trong dẫn động băng tải, vận tốc đĩa xích dẫn n1= 128 vg/ph, tỷ số truyền i = 2,52 , công suất N= 2,52 kW, tải trọng êm. Xích nằm nghiêng một góc nhỏ hơn 700 so với đường nằm ngang, trục đĩa xích có thể điều chỉnh được, bôi trơn xích bằng phương pháp nhỏ giọt. -84- Chương 6. TRUYỀN ĐỘNG ĐAI 6.1. Khái niệm chung 6.1.1. Giới thiệu truyền động đai 1. Khái niệm Truyền động đai là truyền động ma sát gián tiếp, truyền chuyển động và công suất nhờ ma sát giữa đai với các bánh đai. Hình 6.1 Bộ truyền đai 2. Nguyên lý làm việc: Bộ truyền đai thường có hai bánh đai (như hình 6.1) gồm: bánh dẫn 1, bánh bị dẫn 2 và một đai 3 mắc căng trên hai bánh đai nhờ bộ phận căng đai. Nhờ có ma sát giữa đai và bánh đai, bánh dẫn quay sẽ truyền chuyển động và cơ năng sang bánh bị dẫn. 6.1.2. Các loại đai và kết cấu bánh đai 6.1.2.1. Các loại đai 1. Theo hình dạng tiết diện đai - Đai dẹt (hình 6.2a): đai có tiết diện hình chữ nhật. - Đai hình thang (hình 6.2b): đai có tiết diện hình thang. - Đai tròn (hình 6.2c): đai có tiết diện tròn. - Đai hình lược (hình 6.2d): gồm nhiều gân dọc có tiết diện hình thang. - Đai răng (hình 6.2f): gồm nhiều gân ngang hình thang. Trong đó: đai dẹt và đai hình thang được dùng nhiều hơn cả, còn đai tròn chỉ dùng cho những máy công suất nhỏ như: máy khâu, máy trong ngành thực phẩm, trong các khí cụ,.. v.v. -85- Hình 6.2 Tiết diện các loại đai a- Đai dẹt; b- Đai hình thang; c- Đai tròn; d- Đai hình lược; f-Đai răng 2. Theo kiểu truyền động đai c) d) Hình 6.3 Kiểu truyền động đai a- 2 truïc song song; b- 2 truïc song song baét cheùo ñai; c- 2 truïc caét nhau duøng baùnh ñai rung gian d- 2 truïc cheùo nhau baét nöûa cheùo ñai 6.1.2.2. Kết cấu bánh đai - Kết cấu bánh đai phụ thuộc vào loại đai, khả năng công nghệ và quy mô sản xuất: + Đường kính ≤100mm: chế tạo bằng dập, đúc, không khoét lõm. + Đường kính lớn: dùng bánh đai khoét lõm, có lổ hoặc nan hoa để giảm khối lượng. - Kết cấu vành đai thang có kích thước tương ứng với tiết diện đai. - Kết cấu bánh đai dẹt: trụ, tang trống, côn. Thông thường, bánh đai dẫn mặt trụ và đai bị dẫn tang trống. Nếu vận tốc lớn (> 40m/s) thì khoét rãnh để thoát không khí. -86- - Bánh đai tròn được khoét rãnh nữa đường tròn có bán kính bằng bán kính dây đai. Hình 6.4 Baùnh ñai deït Hình 6.5 Baùnh ñai thang 6.1.3. Các phương pháp điều chỉnh sức căng đai: Trong suốt quá trình làm việc đai sẽ dần dần dãn ra, sức căng giảm xuống. Do đó ta cần phải điều chỉnh sức căng của đai. Có hai phương pháp điều chỉnh sức căng của đai: 1. Điều chỉnh sức căng mà không thay đổi khoảng cách trục: Hình 6.6 Điều chỉnh sức căng dùng bánh căng đai Nối lại đai (đối với đai dẹt) sau khi đã dãn hoặc dùng bánh căng đai. -87- Thông thường dùng cách lắp thêm bánh đai (hình 6.6): lắp bánh căng đai gần bánh đai nhỏ (không nên quá gần), để tăng góc ôm trên bánh nhỏ và giảm nhẹ thiết bị căng. 2. Điều chỉnh sức căng có thay đổi khoảng cách trục: di động một trong hai trục để điều chỉnh sức căng: - Nhờ vít đẩy động cơ điện trượt trên rãnh: hình 6.7. - Nhờ trọng lượng bản thân động cơ điện và vít (3): hình 6.8 Hình 6.7 Nhờ vít đẩy động cơ điện Hình 6.8 Nhờ trọng lượng động cơ điện 6.1.4. Ưu nhược điểm và phạm vi ứng dụng 1. Ưu điểm: - Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục ở khá xa nhau. - Làm việc êm, không ồn do vật liệu đai có tính đàn hồi. - Giữ được an toàn cho các tiết máy khác khi bị quá tải, vì lúc này đai sẽ trượt trơn toàn phần trên bánh. - Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ. 2. Nhược điểm: - Khuôn khổ kích thước khá lớn (khi cùng một điều kiện làm việc, thường riêng đường kính bánh đai đã lớn hơn đường kính bánh răng khoảng 5 lần). - Tỷ số truyền không ổn định vì có trượt đàn hồi trên bánh. - Lực tác dụng trên trục và ổ lớn do phải căng đai (lực tác dụng trên trục và ổ tăng thêm 2  3 lần so với trong truyền động bánh răng). - Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao. - Khi dùng bánh căng đai làm tăng số chu kỳ bị uốn của đai, sẽ làm giảm tuổi thọ của đai. 3. Phạm vi ứng dụng: - Bộ truyền đai thường truyền công suất N  (40  50) kW, v = 530 m/s. -88- - Đối với truyền động đai dẹt: i  5, truyền động đai hình thang: i  10. - Khoảng cách lớn nhất giữa hai trục có thể tới 15 m và 40 m (trong trường hợp đặc biệt). - Bộ truyền đai thường được bố trí ở cấp độ nhanh, bánh dẫn lắp vào trục động cơ. 6.1.5. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai Hình 6.8 Các thông số hình học chính truyền động đai Xét trường hợp bộ truyền đai mắc bình thường như sơ đồ hình 6.8: Trong tính toán về hình học thường biết trước d1 , d2 và A, cần xác định chiều dài tính của đai L và góc ôm 1. 6.1.5.1. Đường kính bánh đai: 1. Đường kính bánh đai nhỏ: d1 (mm) a. Đối với bộ truyền đai dẹt: có thể xác định theo công thức thực nghiệm của Xaverin: 3 d1 = (1100  1300) N1 / n1 mm 3 hoặc d1 = (5,2  6,4) T1 mm (6-1) Trong đó: N1: công suất trên trục dẫn (kW) n1: số vòng quay của trục dẫn (vòng/ph) T1: mô men xoắn trên trục dẫn (N.m) b. Đối với đai hình thang: d1  1,2 d1 min (6- 2) -89- d1 min : đường kính tối thiểu, tra bảng 6.2 sau: Bảng 6.1 Kích thước đai hình thang (Liên Xô) Loại Loại Kích thước tiết diện, A1, l0, Chiều dài Khối đai tiết mm mm mm giới hạn, lượng 2 diện b0 b h y0 mm 1m đai, kg/m Đai O 8,5 10 6 2,1 47 1320 400-2500 0,06 hình A 11 13 8 2,8 81 1700 560-4000 0,10 thang Б 14 17 10,5 4,0 138 2240 800-6300 0,18 B 19 22 13,5 4,8 230 3750 1800-10600 0,3 Γ 27 32 19 6,9 476 6000 3150-15000 0,62 Д 32 38 23,5 8,3 692 7100 4500-18000 0,9 Đai YO 8,5 10 8 2,0 56 1600 630-3550 0,07 hình YA 11 13 10 2,8 95 2500 800-4500 0,12 thang Y Б 14 17 13 3,5 158 3550 3550-8000 0,37 hẹp YB 19 22 18 4,8 278 5600 2000-8000 0,37 Chú thích: Các kích thước b0, b, h, y0-xem hình; l0-chiều dài của đai chuẩn; A1-diện tích tiết diện đai. Bảng 6.2 Đường kính tối thiểu của bánh đai nhỏ và phạm vi mô men xoắn đối với các loại đai hình thang (Liên Xô) Loại Ký Mô men trên d1min, Loại Ký Mô men d1min, đai hiệu trục quay mm đai hiệu trên trục mm tiết nhanh T1, tiết quay nhanh diện N.m diện T1, N.m Đai O <30 63 Đai YO <150 63 hình A 15-60 90 hình YA 90-400 90 thang Б 45-150 125 thang Y Б 300-2000 140 B 120-600 200 hẹp YB >1500 224 Γ 420-2400 315 Д 1600-6000 500 Chú thích: 1. Với trị số T1 đã cho, để tăng tuổi thọ và hiệu suất nên chọn loại đai tiết diện nhỏ trong phạm vi có thể. 2. Lấy d1 lớn sẽ tăng được hiệu suất và tuổi thọ của đai. 2. Đường kính bánh đai lớn: d2 (mm) d2 = d1 i(1- ) (6- 3) n Trong đó: i = 1 : tỷ số truyền n2 = (0,01  0,05) : hệ số trượt -90- Có thể lấy gần đúng: d2  i. d1 (6-4) Chú ý: khi tính toán làm tròn d1 nên lấy tăng lên, còn d2 lấy giảm xuống để bù vào hệ số trượt đai. 6.1.5.2. Góc ôm:  1. Góc ôm trên bánh nhỏ: 1 (độ) o o d 2  d1 o 1 = 180 -   180 - .57 (6–5) A Với  : góc giữa hai nhánh dây,  = 2 o 2 Thông thường  < 35 , có thể lấy cos(/2)  1 -  /8 và lấy   (d2 – d1)/ A 2. Góc ôm trên bánh lớn: 2 (độ) o 2 = 180 +  (6-6)  Góc ôm 1 nhỏ sẽ ảnh hưởng xấu đến khả năng kéo của đai. Do đó cần thoả mãn điều kiện sau: o + Đối với đai dẹt: 1 ≥ 150 o + Đối với đai hình thang: 1 ≥ 120 (do có tác dụng chêm của đai với rãnh bánh đai) 6.1.5.3. Chiều dài đai: L (mm) Ta có: L = 2A cos(/2) + 0,5π(d2 + d1) + 0,5 (d2 - d1) (6-7) Thay công thức (6-5) , (6-6) vào (6-7) ta được:  (d  d ) d  d 2 L  2A + 2 1  2 1 (6-8) 2 4A 6.1.5.4. Khoảng cách trục A (mm) Khi đã biết chiều dài L của đai, từ công thức (6-8) ta có thể xác định được khoảng cách A giữa hai trục theo công thức sau: 2 1  (d 2  d1 )   (d2  d1 ) 2 A = L - + L    2(d2  d1 ) (6-9) 4 2  2  6.2. Cơ học truyền động đai 6.2.1. Vận tốc và tỉ số truyền 1. Vận tốc: -91- Vì có hiện tượng trượt nên vận tốc vòng v2 của bánh bị dẫn chậm hơn vận tốc vòng v1 của bánh dẫn: v2 = (1- ). v1 (6-10) Trong đó  là hệ số trượt : + đai vải cao su hoặc vải  0,01 + đai da  0,015 Vận tốc vòng được xác định theo công thức: d1n1 v1 = (m/s) 60.1000 d 2 n 2 v2 = (m/s) (6-11) 60.1000 Trong đó: d1, d2 tính bằng (mm); n1, n2 tính bằng (vg/ph). 2. Tỷ số truyền:  n d d i = 1 = 1 = 2  2 (6-12)  2 n2 d1(1 ) d1 Khi tính gần đúng có thể bỏ qua hệ số trượt: 6.2.2. Lực tác dụng trong truyền động đai Để tạo nên lực ma sát giữa đai và bánh đai, cần phải căng đai với lực căng ban đầu F0 (khi bộ truyền chưa làm việc). Khi bộ truyền làm việc, bánh dẫn chịu tác dụng của mômen xoắn T1. Trên nhánh dẫn (là nhánh truyền chuyển động cho bánh bị dẫn) lực sẽ tăng lên là F1, trên nhánh bị dẫn (là nhánh chạy theo bánh bị dẫn) lực sẽ giảm xuống còn F2. (Hình 6.9) Hình 6.9 Lực tác dụng Fr Ta có hệ thức: d1 T1 = (F1 – F2) 2 -92- 2T1 1000N Tacó: Ft = F1 – F2 = = P = (6-13) d1 v Trong đó: P : lực vòng (N) Ft : lực có ích (N) N : công suất (kW) v : vận tốc vòng của bánh đai (m/s) Để tìm quan hệ giữa lực F0 với F1, F2 ta bỏ qua lực ly tâm và giả thuyết vật liệu đai tuân theo định luật Huc (Hook), khi đai chịu tải trọng ngoài lượng dãn trên nhánh dẫn bằng lượng co trên nhánh bị dẫn nghĩa là: F1 = F0 + 0,5Ft và F2 = F0 – 0,5Ft Vậy F0 = 0,5 (F1 + F2) (6-14)  Lực căng F0 được xác định theo công thức tính ứng suất căng ban đầu ở phần sau. Lực tác dụng lên trục bánh đai (lực hướng tâm Fr) như hình vẽ trên được tính như sau: 2 2 Fr = F1  F2  2F1 F2 cos  2F0 cos (/2) hoặc Fr = 2F0 sin (α1/2) (6-15) với α1: góc ôm trên bánh đai nhỏ. 6.2.3. Ứng suất trong đai 1. Các loại ứng suất: Có 2 loại ứng suất trong đai: - Ứng suất kéo: do lực căng đai gây ra. - Ứng suất uốn: có ở đoạn đai mắc qua các bánh đai. 2. Ứng suất kéo: Ứng suất căng ban đầu do F0 gây nên F0 σ0 = (6-16) S Trong đó: S: diện tích tiết diện đai (mm2) F0: lực căng ban đầu (N) Để đai làm việc được lâu bền, qua kinh nghiệm người ta lấy: σ0 = 1,2  1,8 Mpa * Ứng suất trên nhánh dẫn: σ1 -93- F F1 F0 t Do F1 gây nên: σ1 = = + = σ0 + σt/2 (6-17) S S 2S Ft Trong đó: σt = gọi là ứng suất có ích (6-18) S * Ứng suất trên nhánh bị dẫn: σ2 F2 Do F2 gây nên: σ2 = = σ0 - σt/2 (6-19) S 3. Ứng suất uốn: hình 6.10a Theo định luật Hook: σu = E. Trong đó: E: môđun đàn hồi của vật liệu đai; : độ dãn dài tương đối của thớ đai ngoài cùng.  Ta có: σu = E. (6-20) d Với: - bề dày dây đai d- đường kính dây đai 4. Biểu đồ ứng suất: hình 6.10b Hình 6.10a Ứng suất uốn Hình 6.10b Biểu đồ ứng suất 6.2.4. Hiện tượng trượt trong truyền động đai Jukôvski đã nguyên cứu ra hai loại dạng trượt trên bánh đai: + Trượt đàn hồi: xảy ra khi đai chịu tải. + Trượt trơn: chỉ xảy ra khi bộ truyền bị quá tải. 1. Trượt đàn hồi: Khi bộ truyền đai làm việc, các nhánh đai chịu lực tác dụng khác nhau (sơ đồ trên hình 6.11). -94- Hình 6.11 Sự trượt của đai Các phân tố đai chạy trên nhánh dẫn chịu lực là F1 ,vòng qua bánh đai dẫn sang nhánh bị dẫn chịu lực F2  F1. Do đó độ dãn dài tương đối của đai cũng giảm xuống, và xuất hiện sự trượt đàn hồi của đai trên bánh đai, nghĩa là đai chạy chậm hơn bánh dẫn. Khi phân tố đai chạy vòng qua bánh bị dẫn, độ dãn dài tương đối của đai tăng lên (do lực tăng từ F2 lên F1) và xảy ra trượt đàn hồi, đai chạy nhanh hơn bánh bị dẫn.Vậy sự trượt đàn hồi gây nên sự trượt tương đối giữa đai và bánh đai. Sự trượt đàn hồi không xảy ra trên toàn bộ cung ôm 1 và 2, chỉ xảy ra trên một phần của các cung 1t và 2t . 2. Trượt trơn: Nếu tăng tải trọng đến mức cung trượt choán toàn bộ cung ôm, sẽ xảy ra trượt hoàn toàn, còn gọi là hiện tượng trượt trơn. Vậy trượt trơn là hiện tượng xảy ra khi bộ truyền bị quá tải, bánh bị dẫn dừng lại và hiệu suất của bộ truyền bằng không. 6.2.5. Khả năng kéo, đường cong trượt và đường cong hiệu suất 1. Đồ thị: (hình 6.12) Để xác định điều kiện làm việc hợp lý của truyền động đai người ta tiến hành làm thí nghiệm để thiết lập đồ thị đường cong trượt và đường cong hiệu suất. Ft Đặt :  = = σt/ 2σ0 : hệ số kéo (trên trục hoành) (*) 2Fo -95- v  v  = 1 2 (%) : hệ số trượt (trên trục tung) v1 (v1:vận tốc vòng của bánh dẫn, v2:vận tốc vòng của bánh bị dẫn) N  = 2 (%) : hiệu suất (trên trục tung) N1 Ta có đồ thị đường cong trượt  () và đồ thị đường cong hiệu suất  (). (Đồ thị được lập theo kết quả thí nghiệm các loại đai và vật liệu đai). Hình 6.12 Đồ thị đường cong trượt  () và đường cong hiệu suất  () 2. Nhận xét đồ thị: Qua đồ thị ta có nhận thấy sau: - Khi 0    0 (0 : hệ số kéo tới hạn) : ta thấy đoạn đầu của đường cong gần như đoạn thẳng, chứng tỏ ở giai đoạn này với cùng một trị số F0. Nếu tăng dần tải trọng có ích Ft thì hệ số trượt cũng tăng theo tỷ lệ bậc nhất, nghĩa là lúc này bộ truyền chỉ xảy ra hiện tượng trượt đàn hồi. Khi  = 0 thì = max : đó là giới hạn của hiện tượng trượt đàn hồi. - Khi 0    max:xảy ra hiện tượng trượt trơn từng phần ( đai vừa trượt đàn hồi vừa trượt trơn), khi hệ số kéo  tăng thì hiệu suất  giảm nhanh (hệ số trượt tăng nhanh). - Khi   max : sẽ xảy ra hiện tượng trượt trơn hoàn toàn (toàn phần).  Tỉ số: max =1,15 1,5: hệ số chỉ khả năng chịu quá tải tức thời của bộ truyền.  -96- Kết quả nghiên cứu cho thấy truyền động đai làm việc tốt nhất khi  = 0 , tại đây = max .Đối với đai dẹt = 0,97  0,98, đối với đai hình thang  = 0,92  0,97. Chú ý: Khi  < 0 :bộ truyền làm việc non tải, khả năng không được dùng hết.Khi  > 0 :bộ truyền làm việc với tải trọng quá lớn, đai sẽ bị mòn nhanh, hiệu suất giảm và tăng mất mát vận tốc.  Qua các số liệu thí nghiệm, có thể lấy 0 như sau:  0 = 0,4  0,5 : đối với đai dẹt bằng vật liệu tổng hợp.  0 = 0,6 : đối với đai dẹt vải cao su.  0 = 0,6  0,7 : đối với đai hình thang. 6.3. Tính toán truyền động đai 6.3.1. Phương pháp tính toán Mục đích của việc tính truyền động đai là xác định các kích thước chủ yếu của bộ truyền theo điều kiện làm việc đã cho trước. Có 2 phương pháp tính toán truyền động đai: - Tính đai theo khả năng kéo - Tính đai theo độ bền lâu 1. Tính đai theo khả năng kéo: Điều kiện về hệ số kéo để đai không bị trượt trơn là: Từ hệ thức (*), ta có điều kiện:  = σt/ 2σ0  0 σt  2 0 σ0 (6- 21) Qua các số liệu thực nghiệm có thể xác định được trị số ứng suất có ích cho phép [t] .Do điều kiện làm việc của bộ truyền thiết kế khác với bộ truyền thí nghiệm nên ứng suất có ích cho phép thực tế [t]= C. [t]0 Như vậy đai được tính toán theo điều kiện sau: Ft Kñ σt =  [t] = C. [t]0 (6- 22) S Trong đó: S: diện tích tiết diện đai Đối với đai hình thang: S= x.S1 (x: số đai, S1:diện tích tiết diện 1 đai hình thang). Kđ: hệ số tải trọng động -97- Xét đến hệ số tải trọng động Kđ và chế độ làm việc của bộ truyền như bảng 6.2. Bảng 6.2 Hệ số tải trọng động Đặc tính tải trọng Loại máy Kđ Tải trọng tĩnh, tải trọng mở Máy phát điện, quạt máy, máy nén máy đến 120% so với tải trọng và máy bơm ly tâm, máy cắt gọt liên 1.0 danh nghĩa tục, băng tải. Tải trọng làm việc có dao động Máy bơm, máy nén khí kiểu pittông nhỏ có ba xylanh trở lên, xích tải, máy 1.1 Tải trọng mở máy đến 150% so phay, máy tiện Rơvonve. với tải trọng danh nghĩa Thiết bị dẫn động quay hai chiều, Tải trọng làm việc có dao động máy bơm và máy nén khí kiểu một lớn hoặc hai pitông, máy bào, máy xọc, 1.25 Tải trọng mở máy đến 220% so vít vận chuyển và màng cào máy ép với tải trọng danh nghĩa vít và máy ép lệch tâm có vô lăng nặng. Máy cắt tấm, búa máy, máy nghiền, Tải trọng va đập và đổi chiều thang máy, máy xúc, máy ép máy ép Tải trọng mở máy đến 300% so 1.5-1.6 vít và máy ép lệch tâm có vô lăng với tải trọng danh nghĩa nhẹ. Chú thích: 1. Đối với động cơ có moment mở máy lớn dòng, mở nhiều lần các trị số trong bảng được tăng thêm 0.15 2. Các trị số trong bảng dùng cho chế độ làm việc 1 ca, nếu làm việc 2 ca cần tăng thêm 0.15, nếu làm việc 3 ca tăng 0.35 - Đối với đai dẹt: C = Ct. Cv. Cb. C (6-23) Ct : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng. Cv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Cb : hệ số xét đến ảnh hưởng của sự bố trí bộ truyền. C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm 1 . Tiết diện của đai; S = b. h d1 Thường chiều dày h chọn trước theo đường kính d1 để không lớn quá. h Do đó, ta có điều kiện về chiều rộng của đai như sau: F K ñ b  t (6-24) h.Ct .Cv .Cb .C . t 0 - Đối với đai thang: C = Ct. Cv. C Diện tích làm việc tổng cộng: St = S. Z (với : Z-số dây đai , S- tiết diện một đai) -98- Từ đó suy ra điều kiện về số dây đai: 1000.N.K ñ 1000N Z  (với Ft = ) (6-25) v.S.Ct .Cv .C . t 0 v  Chú ý: không nên chọn Z quá lớn (Z  8). 2. Tính theo độ bền lâu: Do ứng suất trong đai thay đổi khi làm việc, sau một số chu kỳ thay đổi ứng suất đai có thể bị hỏng do mỏi. Để đảm bảo cho đai có thể làm việc được trong khoảng thời gian đủ dài, cần hạn chế số vòng quay của dây đai trong 1 giây theo điều kiện: v u =  umax = 10 (6-26) L Trong đó: u: số vòng quay của đai trong 1 giây v: vận tốc dây đai L: chiều dài dây đai Vậy điều kiện về chiều dài dây đai là: v L  Lmin = (6-27) umax - Đối với đai dẹt: C = Ct. Cv. Cb. C (6-28) Ct : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng. Cv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Cb : hệ số xét đến ảnh hưởng của sự bố trí bộ truyền. C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm 1 . Để đảm bảo đai không bị trượt trơn, diện tích S phải thoả mãn điều kiện sau: Ft .Kñ S  b.h  (6-29) C. t  0 (b, h: lần lượt là chiều rộng đai và chiều dày đai; được tiêu chuẩn hóa và qui tròn như sau: Giá trị chiều dày h thường dùng là 3; 4,5; 6; 7,5 mm. Giá trị chiều rộng b thường dùng 20; 25; 32; 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; ...mm) d1 Thường chiều dày h chọn trước theo đường kính d1 để không lớn quá. h Do đó, ta có điều kiện về chiều rộng của đai như công thức (6-24). -99- 6.4. Trình tự thiết kế truyền động đai 6.4.1. Trình tự thiết kế truyền động đai dẹt 1. Chọn loại đai: theo điều kiện làm việc. a- Đai da: có 2 loại: loại một lớp và loại hai lớp dán lại với nhau. b- Đai vải cao su: làm bằng nhiều lớp vải và cao su sunfua hoá. Có 3 loại: loại xếp từng lớp, loại cuộn từng vòng kín , loại cuộn xoắn ốc. c- Đai vải: có 2 loại: đai vải dệt dày và đai vải khâu nhiều lớp. d- Đai len: chế tạo bằng len dệt, tẩm hỗn hợp ôxít chì và dầu gai. 2. Định đường kính bánh đai nhỏ d1: - Theo công thức (6-1). - Kiểm nghiệm vận tốc đai. - Nếu vận tốc quá lớn phải giảm đường kính bánh đai. Chọn d1 theo dãy tiêu chuẩn sau: 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 360, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1250, 1400, 14600, 1800, 2000. 3. Tính đường kính bánh đai lớn d2: - Theo công thức (6-3) và có thể lấy gần đúng theo công thức (6-4) Chú ý: khi tính toán làm tròn d1 nên lấy tăng lên, còn d2 lấy giảm xuống để bù vào hệ số trượt đai. - Các trị số d1 và d2 nên lấy theo tiêu chuẩn. - Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực n’2 của bánh đai lớn: d1 n’2 = (1 - ) n1. (6-30) d 2 Nếu n’2 chênh lệch nhiều so với n2 (> 5%) cần chọn lại d1 và d2. 4. Xác định khoảng cách trục A và chiều dài đai L: - Chọn A theo chiều dài tối thiểu của đai: + Đai hở: Lmin = v/(3  5) (6-31) + Có bánh căng đai: Lmin = v/(8  10) - Tính A theo L min theo công thức: 2 1  (d 2  d1 )   (d 2  d1 ) 2 A = Lmin - + Lmin    2(d 2  d1 ) (6-32) 4 2  2  -100- - Kiểm nghiệm điều kiện: + Đai hở: A  2(d1 + d2) (6-33) + Có bánh căng đai: A  d1 + d2 - Nếu không thỏa mãn điều kiện này, thì lấy: A = 2(d1 + d2) (6-34) và tính lại L theo công thức (6-8) - Để nối đai, sau khi tính xong cần tăng chiều dài thêm 100400 mm 5. Tính góc ôm 1 : - Theo công thức (6-5) o - Kiểm nghiệm điều kiện: 1 ≥ 150 6. Xác định chiều dày h và chiều rộng đai b: - Chọn trước chiều dày h theo tiêu chuẩn. F Kñ - Áp dụng S = b. H  t . Tính b theo công thức:  t  F K b  t d và lấy theo tiêu chuẩn. h. t 0 Cb .Ct .Cv .C Trong đó: Ct = 1.0 hoặc tra bảng Cb , C , CL: tra bảng hoặc tính toán Kđ: tra bảng (6-2) 7. Tính chiều rộng B của bánh đai: - Khi mắc bình thường: B = 1,1b + (10 + 15) (mm) (6-35) Và lấy theo tiêu chuẩn. Trị số B nên lấy tròn theo tiêu chuẩn: 40, 50, 63, 71, 80, 100, 125, 140, 160, 200, 224, 250, 315, 355, 400, 450. 8. Tính lực tác dụng lên trục bánh đai: Theo công thức: Fr = 2F0 sin (α1/2) (6-36) 6.4.2. Trình tự thiết kế bộ truyền đai thang: 1. Chọn loại đai (tiết diện dây đai): N1 Theo mômen xoắn trên trục quay nhanh: T1 = 9550. (Nm) (6-37) n1 - Tra bảng để chọn loại đai thang. Có hai loại: đai hình thang và đai hình thang hẹp. -101- a- Đai hình thang: được sử dụng rộng rãi trong truyền động cơ khí gồm 7 loại sau: Bảng 6.3 Ký hiệu đai hình thang TCVN A B C D E G H Liên Xô O A Б B Г Д E Mặt cắt ngang đai hình thang loại A như hình sau: Hình 6.13 Mặt cắt ngang đai hình thang loại A + Lớp 1: là lớp chịu lực cơ bản gồm các lớp sợi và cao su. + Lớp 2: là lớp chịu kéo gồm có các lớp vải tẩm. + Lớp 3: là lớp chịu nén bằng cao su. + Lớp 4: là lớp định hình bao quanh mặt cắt dây đai bằng vải tẩm cao su. Hình 6.14 a) Đai loại A b) Đai loại B c) Đai loại Б (Xếp theo từng lớp) (Xếp cuộn xoắn ốc) (Xếp cuộn từng vòng kín) b- Đai hình thang hẹp: được dùng riêng cho quạt, động cơ ôtô, máy nông nghiệp. Gồm: YO, YA, YB, YБ , ..nên tính vài ba phương án để so sánh và chọn. 2.- Định đường kính bánh đai: - Đường kính bánh đai nhỏ d1; d1 min tra bảng - Tính đường kính bánh đai lớn d2. - Các trị số d1 và d2 nên lấy theo tiêu chuẩn. - Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực n’2 của bánh đai lớn Nếu n’2 chênh lệch nhiều so với n2 (> 5%) cần chọn lại d1 và d2. - Tính vận tốc của đai v (m/s) -102- 3. Xác định khoảng cách trục A: - Chọn theo bảng (6.4) Bảng 6.4 i 1 2 3 4 5  6 A/d1 1,5 2,4 3 3,8 4,5 5 - A thỏa mãn điều kiện: 2 (d1 + d2)  A  0,55 (d1 + d2) + h (6-38) 4. Tính chiều dài L: - Theo công thức (6-8) - Qui tròn L theo tiêu chuẩn 5. Xác định chính xác khoảng cách trục A: - Xác định A theo L tiêu chuẩn theo công thức (6-9) 6. Tính góc ôm 1 : - Theo công thức (6-5) o - Kiểm nghiệm điều kiện: 1 ≥ 120 7. Xác định số dây đai cần thiết Z: N.K - Theo công thức: Z  d (6-39) N Trong đó: N: công suất cần truyền N: công suất cho phép của 1 đai, được tính: T1n N = (N0.C .CL + ) (6-40) 9550 N0 : tra hình (6.15 ) Cα: tra bảng (6.5) Ltt CL= : tra bảng (6.6) L0 T1 : tra bảng (6.7) Kđ: tra bảng (6.2) Bảng 6.5 Hệ số Cα (đai hình thang) 0 α1 70 80 90 100 120 140 160 180 Cα 0,56 0,62 0,68 0,74 0,83 0,89 0,95 1,0 -103- Hình 6.15 Công suất có ích cho phép phụ thuộc vào các loại đai a- Đai Z và A; b- Đai B và C; c- Đai SPZ và SPA -104- Bảng 6.6 Hệ số CL L/L0 Đai Đai hình thang L/L0 Đai hình Đai hình thang hình hẹp và đai hình thang hẹp và đai hình thang lược lược 0,3 0,79 0,80 1,2 1,04 1,03 0,4 0,82 0,85 1,4 1,07 1,06 0,5 0,86 0,89 1,6 1,10 1,08 0,6 0,89 0,91 2,0 1,15 1,12 0,8 0,95 0,96 2,4 1,20 1,15 1 1 1 Bảng 6.7 Số gia mômen xoắn ∆T1(N.m) Tỷ số Đai hình thang Đai hình thang hẹp truyền i O A Б B YO YA 1,03-1,07 0,08 0,20 0,5 1,5 0,3 0,7 1,08-1,13 0,15 0,40 1,1 2,9 0,6 1,4 1,14-1,20 0,23 0,60 1,6 4,4 0,9 2,1 1,21-1,30 0,30 0,80 2,1 5,8 1,2 2,8 1,31-1,40 0,35 0,90 2,3 6,6 1,4 3,1 1,41-1,60 0,38 1 2,6 7,3 1,5 3,5 1,61-2,39 0,40 1,1 2,9 8,0 1,7 3,8 2,40 và 0,50 1,2 3,1 9,0 1,8 4,2 lớn hơn 8. Tính chiều rộng bánh đai B: - Theo công thức: B = (Z – 1)t + 2.s (6-41) t, s : tra bảng (6-8) Bảng 6.8 Các thông số bánh đai Loại tiết c e t s diện đai O 2,5 7,5 12 8 A 3,5 9 15 10 Б 4,2 11 19 12,5 B 5,7 14,5 25,5 17 YO 2,5 10 12 8 YA 3,3 13 15 10 9. Tính lực tác dụng trục: Fr = 2F0 Z sin (α1/2) (6-42) Trong đó: Fo: lực căng ban đầu của 1 đai, Fo =  0 . S1 (N) (6-43) 6 6 2 2  0 = 1,2 MPa = 1,2 . 10 Pa= 1,2 .10 N/m = 1,2 N/mm Z: số đai cần thiết (đai) -105- 2 S1: diện tích tiết diện 1 đai (mm ) 6.4.3. Ví dụ: Thiết kế bộ truyền đai thang truyền dẫn từ động cơ điện đến hộp giảm tốc theo các số liệu sau: - Công suất: N1 = 5,5 kW. - Số vòng quay của trục dẫn: n1 = 1.440 vòng/phút - Số vòng quay của trục bị dẫn: n2 = 550 vòng/phút. - Sai số cho phép: 5 %. - Tải trọng làm việc: ổn định. - Bộ truyền làm việc: 1 ca. Giải: 1. Chọn loại đai (tiết diện dây đai): 5,5 Tính mômen xoắn trên trục dẫn: T1 = 9550. = 36,476 N.m 1440 Tra bảng (6-1) ta chọn 2 phương án: đai thang A(1) hoặc đai thang hẹp YO(2). Ở bài toán này ta chỉ tính cho phương án 1. 2. Định đường kính bánh đai : - Đường kính bánh đai nhỏ d1: d1  1,2 d1 min d1 min tra bảng (6-2) ta được d1 min = 90 mm , d1  1,2 . 90 = 108 mm. Lấy d1 = 100 mm. 1440 - Đường kính bánh đai lớn d2: d2 = d1. i(1- )= 100. = 261,818. 550 Lấy d2 = 250 mm - Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực n’2 của bánh đai lớn: d1 100 n’2 = (1 - ) n1. = 1440. = 576 vg/phút d 2 250 576  550 Sai số vòng quay: % = 4,7 % (< 5%) 550 d n 3,14.100.1440 - Vận tốc của đai: v = 1 1 (m/s) = = 7,5 m/s 60.1000 60.1000 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục A: - Chọn theo bảng (6-4), theo tỉ số truyền i = 2,6 thì A/d1 = 2,8; nên: -106- A = 2,8 d1 = 2,8 x 100 = 280 mm - A thỏa mãn điều kiện: 2 (d1 + d2)  A  0,55 (d1 + d2) + h (h tra bảng) 2(100 + 250)  A  0,55 (100 + 250) + 8 700  A  200,5 4. Tính chiều dài L:  (d  d ) d  d 2 - Theo công thức: L  2A + 2 1  2 1 2 4A 3,14(250 100) (250 100)2 L = 2.280 + + = 1129,5 mm 2 4.280 Chọn L = 1120 mm (theo tiêu chuẩn) 5. Xác định chính xác khoảng cách trục A: - Xác định A theo L tiêu chuẩn theo công thức: 2 1  (d 2  d1 )   (d 2  d1 ) 2 A = L - + L    2(d 2  d1 ) 4 2  2   2  1  3,14(250 100)  3,14(250 100)  2  = 1120   1120   2(250 100)  4 2  2      = 274,9 mm 6. Tính góc ôm 1 : o d 2  d1 o 0 250 100 0 0 - Theo công thức: 1  180 - .57 = 180 - .57 = 150 A 274,9 0 Vậy thoả mãn điều kiện: 1 > 120 N.K 7. Xác định số dây đai cần thiết Z: Z  d N T1n 1,2.1440 và N = (N0.C .CL + ) = (1,2.0,92.1 + ) = 1,285 9550 9550 N0: tra hình (6-15) ta có: N0 = 1,2 C = 0,92 (tra bảng 6-5) CL = 1 : (tra bảng 6-6) T1 = 1,2 (tra bảng 6-7)- số gia mômen xoắn Kđ = 1 (tra bảng 6-2) -107- 5,5.1 Z  = 4,28. Vậy lấy Z = 5 1,285 8. Tính chiều rộng bánh đai B: - Theo công thức: B = (Z – 1)t + 2s Tra bảng (6-8), t = 15 mm, s = 10, B = (5 – 1).15 + 2.10 = 80 mm 9. Tính lực tác dụng trục: Fr = 2F0 Z sin (α1/2) Trong đó: Fo =  0 . S1 = 1,2.81 = 97,2 N 6 2 2  0 = 1,2 MPa = 1,2x10 N/m = 1,2 N/mm 2 Z = 5; S1 = 81 mm (tra bảng hoặc tính toán) 0 Fr = 2F0 Z sin (α1/2) = 2 x 97,2 x 5 x sin 75 = 938 N Ta có bảng kết quả: TT THÔNG SỐ Kí hiệu Đai A Đai YO 1 d1  1,2 d1 min d1 (mm) 100 80 2 d2 = d1. i(1- ) d2 (mm) 250 200 3 d n’ 576 576 n’ = (1 - ) n . 1 2 2 1 (vg/ph) d 2 4 d n v (m/s) 7,5 6 v = 1 1 60.1000 5 1  (d  d ) A (mm) 280 224 A = L - 2 1 + 4 2 2   (d 2  d1 ) 2 L    2(d 2  d1 )  2  6  (d  d ) d  d 2 L (mm) 1120 900 L  2A + 2 1  2 1 2 4A 7 A (mm) 274,9 222 8 N.K Z (đai) 5 4 Z  d N 9 B = (Z – 1)t + 2.s B (mm) 80 52 10 Fr = 2F0 Z sin (α1/2) Fr (N) 938 520 Kết luận: So sánh 2 phương án ta thấy phương án 2 (đai YO) có số dây đai ít hơn, kích thước nhỏ gọn và lực tcs dụng lên trục bánh đai nhỏ hơn so với phương án 1 (đai A). -108- CÂU HỎI ÔN TẬP CHƯƠNG 6 1. Định nghĩa truyền động đai? Trình bày nguyên lý làm việc (cấu tạo)- vẽ hình- phân loại và các phương pháp điều chỉnh sức căng đai? 2. Trình bày các thông số hình học chính của bộ truyền đai? 3. Tính toán lực tác dụng và ứng suất trong bộ truyền đai? 4. Trình bày sự trượt của đai? 5. Các phương pháp tính toán truyền động đai? 6. Phân tích lực tác dụng lên trục bánh đai? Nêu ra các loại ứng suất trong đai? 7. Vẽ đồ thị đường cong trượt và đường cong hiệu suất trong truyền động đai? Qua đồ thị đó có nhận xét gì (nêu ngắn gọn)? 8. Nêu ưu-nhược điểm và phạm vi ứng dụng của bộ truyền đai? BÀI TẬP CHƯƠNG 6 Thiết kế bộ truyền đai thang truyền dẫn từ động cơ điện đến hộp giảm tốc theo các số liệu sau: Số liệu I II III Công suất: N1 (kW) 6 7,5 10 Số vòng quay của trục dẫn: n1 (vg/phút) 1.460 1440 1440 Số vòng quay của trục bị dẫn: n2 (vg/phút) 450 410 720 Sai số cho phép (%)  5  5  5 Tải trọng làm việc Ổn Ổn Ổn định định định Bộ truyền làm việc 2 ca 3 ca 2 ca -109- Chương 7: TRUYỀN ĐỘNG VÍT-ĐAI ỐC 7.1. Khái niệm chung 7.1.1. Giới thiệu bộ truyền vít – đai ốc Bộ truyền vít – đai ốc dùng để biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến nhờ sự tiếp xúc và đẩy nhau của ren vít và ren đai ốc. Bao gồm hai bộ phận chính: vít (1) có ren ngoài, đai ốc (2) có ren trong (hình 7.1). Tùy theo yêu cầu về bố trí kết cấu và sử dụng có thể có các phương án phối hợp chuyển động của vít và đai ốc như sau: Hình 7.2 Cơ cấu chạy dao trên máy tiện -110- + Vít quay, đai ốc tịnh tiến Ví dụ 1: Vít chạy dao trong máy tiện trên hình máy tiện trên hình 7.2: hai đầu vít 1 được đặt trên hai gối đỡ, đai ốc gắn cứng với bàn chạy dao, bàn chạy dao nối với thân máy bằng khớp trượt (dùng ống trượt hay rãnh trượt); khi quay vít 1, đai ốc gắn với bàn chạy dao sẽ chuyển động tịnh tiến so với thân máy. + Vít vừa quay vừa tịnh tiến, đai ốc cố định. Ví dụ 2: Cơ cấu máy ép, cơ cấu kích vít (hình 7.3a). + Đai ốc quay, vít tịnh tiến. Ví dụ 3: Cơ cấu kích vít trên hình 7.3b và hình 7.3c. Trên hình 7.3b bánh răng nón 3 gắn cố định với đai ốc 2 và nối với thân máy bằng khớp quay, do đó khi quay bánh răng 3, đai ốc sẽ quay , còn vít sẽ tịnh tiến. Trên hình 7.3c thay vì dùng bộ bánh răng nón, dùng bộ truyền trục vít. a) b) c) Hình 7.3 Cơ cấu kích vít . Ưu điểm + Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, gọn. + Khả năng tải cao, làm việc tin cậy. + Làm việc êm, không ồn. -111- + Tạo được lực dọc trục rất lớn (gấp hàng trăm lần lực vòng làm quay vít). + Có thể thực hiện các di chuyển chậm và chính xác. . Nhược điểm + Hiệu suất thấp do ma sát trên ren. + Ren bị mòn nhanh do ma sát lớn. . Phạm vi sử dụng Sử dụng rộng rãi trong các thiết bị nhằm tạo lực lớn như kích vít, vít ép; trong các cơ cấu yêu cầu chuyển vị chính xác (cơ cấu chạy dao trong máy cắt, các dụng cụ đo, các thiết bị định vị và điều chỉnh) 7.1.2. Phân loại bộ truyền vít đai ốc: Tùy theo hình dạng ren trong tiết diện dọc trục được sử dụng, bộ truyền vít đai ốc được chia thành các loại: - Bộ truyền vít đai ốc dùng ren hình thang (hình 7.4a): có độ bền khá cao, dễ gia công, tiếp nhận được tải trọng dọc trục lớn, thường dùng trong các cơ cấu truyền lực hai chiều. Trong các vít tải, để tạo lực dọc trục lớn, thường dùng ren hình thang bước lớn. Trong vít me của cơ cấu chạy dao tiện, để giảm ma sát, tăng hiệu suất truyền động, thường dùng ren nhiều đầu mối. Để khử khe hở do mòn, đai ốc của vít me thường gồm hai nửa (đai ốc hai nửa, đai ốc ghép – hình 7.5a). - Bộ truyền vít đai ốc dùng ren hình răng cưa (hình 7.4b): hiệu suất truyền động tương đối cao, dùng trong các bộ truyền chịu lực theo một chiều nhất định (vít của máy ép, vít của cơ cấu kích vít,). Đối với cơ cấu kích vít, để dễ tự hãm, thường dùng ren một đầu mối (có góc vít  bé). - Bộ truyền vít đai ốc dùng ren hình vuông (hình 7.4c): hiệu suất truyền động rất cao nhưng ren vuông khó chế tạo, khi mòn tạo thành khe hở dọc trục khó khắc phục, do đó hiện nay ít dùng. -112- - Bộ truyền vít đai ốc dùng ren tam giác (hình 7.4d): để thực hiện các dịch chuyển chính xác, không quan tâm đến hiệu suất truyền động. Để thực hiện dịch chuyển chính xác, dùng ren bước nhỏ. Để đảm bảo cho bộ truyền không có khe hở, dùng đai ốc kép (hình 7.5b). Hình 7.4b Ren răng cưa Hình 7.4a Ren hình thang Hình 7.4c Ren hình vuông Hình 7.4d Ren tam giác Hình 7.5a Đai ốc hai nửa Hình 7.5b Đai ốc kép + Ngoài ra, để giảm ma sát, do đó giảm được độ mòn của vít và tăng hiệu suất truyền động, đồng thời có thể nâng cao độ chính xác của chuyển động, gần đây sử dụng rộng rãi bộ truyền vít đai ốc bi. -113- Kết cấu bộ truyền vít đai ốc bi như trên hình 7.6a và 7.6b. Giữa các rãnh của đai ốc (1) và vít (2) có đặt viên bi (3), nhờ đó ma sát trượt giữa ren vít và ren đai ốc biến thành ma sát lăn giữa các viên bi với ren vít và ren đai ốc. Để đảm bảo ma sát lăn hoàn toàn, bi cần phải chuyển động liên tục nhờ máng (4) để dẫn bi từ rãnh cuối của đai ốc về rãnh đầu (còn gọi là rãnh hồi bi). Để khử khe hở giữa vít và đai ốc hình thành trong quá trình truyền lực, người ta dùng đai ốc kép (hình 7.6c) bao gồm hai đai ốc (1) và (2), ở giữa đặt vòng căng (3) có bề mặt được đánh bóng với chiều dày nhất định để tạo nên lực căng sơ bộ khử khe hở giữa đai ốc và bi. Nhờ vòng căng, các rãnh của hai đai ốc tỳ sát vào bề mặt viên bi và do đó khe hở bị triệt tiêu (hình 7.6c và 7.6d). Hình 7.6a,b Vít me – đai ốc bi Hình 7.6c,d Điều chỉnh khe hở trong cơ cấu vít –đai ốc bi -114- So với cơ cấu vít – đai ốc thường, cơ cấu vít – đai ốc bi có hiệu suất cao hơn (do giảm được ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc, hiệu suất có thể đạt 0,9 0,95) và có thể đảm bảo chuyển động ổn định ở vận tốc nhỏ; ít bị nung nóng; độ chính xác cao hơn. Nhược điểm là độ cứng vững thấp hơn, hành trình ngắn hơn và bôi trơn thường khó thực hiện. 7.1.3. Các thông số chủ yếu của bộ truyền vít đai ốc: 1. Các thông số của ren + Đường kính ngoài (đường kính danh nghĩa) của ren vít d, của ren đai ốc D. + Đường kính trong của ren vít d1, của ren đai ốc D1. d d DD Đường kính trung bình của ren vít: d  1 , của ren đai ốc: D  1 2 2 2 2 + Bước ren: p Bước ren có hai loại: bước nhỏ và bước lớn. + Bước xoắn vít px (bước của đường xoắn ốc). + Số mối ren của vít: n Với ren một đầu mối: px = p; Với ren n đầu mối: px= np Hình 7.7 Các thông số của ren + Góc vít  (góc nâng của đường xoắn ốc trên mặt trụ trung bình). p np Ta có: tg x  (7.1) d2  d 2 -115- + Góc prôfin ren (góc tiết diện ren): + Chiều cao làm việc của ren: h 2. Các thông số khác + Chiều cao của đai ốc H + Số vòng ren của đai ốc x + Khoảng dịch chuyển cần thiết l0 của vít hay của đai ốc ( chiều cao nâng trong kích vít, hành trình bàn chạy dao trong cơ cấu chạy dao) + Chiều dài lr của phần gia công ren trên vít, lr phụ thuộc vào khoảng dịch chuyển cần thiết l0 của vít hay đai ốc. Với kích vít thường lấy: lr=(8  10)d. + Khoảng cách giữa hai gối đỡ vít: l + đường kính ngoài cùng của đai ốc De thường chọn bằng: De=((3  3,5)d. dsp np + Tỷ số x  cho biết chuyển vị của một trong hai chi tiết so với góc d2  2  quay của chi tiết kia 7.2. Tính toán truyền động vít đai ốc 7.2.1. Các dạng hỏng chủ yếu và chỉ tiêu tính toán Dạng hỏng chủ yếu là mòn mặt ren, cần tính toán toàn bộ truyền theo độ bền mòn theo điều kiện: p0 ≤ [p0] trong đó: p0: áp suất trên mặt ren, [p0]: áp suất cho phép. Muốn giảm mòn cần chọn vật liệu thích hợp và bôi trơn tốt. Ngoài ra, các vít chịu lực lớn có thể gãy hỏng do không đủ độ bền, cần kiểm nghiệm vít về độ bền. Với các vít dài và chịu nén, có thể bị uốn dọc và không ổn định do đó cần kiểm nghiệm vít về ổn định (tính về uốn dọc). 7.2.2. Tính bộ truyền vít đai ốc theo độ bền mòn: Áp suất sinh ra trên bề mặt tiếp xúc giữa ren vít và đai ốc phải thỏa mãn điều Fa kiện: p0   p 0   d2 hx -116- Fa: lực dọc trục (N), d2: đường kính trung bình của vít (mm), h: chiều cao làm việc của ren (mm), x: số vòng ren trên đai ốc. Ta có: h= ψh.p với p là bước ren Với ren thang, hệ số ψh=0,5; ren răng cưa ψh=0,75; ren tam giác ψh=0,54; H Và x  với H: chiều cao đai ốc. p Fa Suy ra: p0   p 0  d2  h H Đặt H = ψh.d2 Hệ số ψh=1,2 2,5 đối với đai ốc nguyên và ψh = 2,5 3,5 đối với đai ốc ghép. Fa Suy ra : d2  (7.2) h  H  p0  Lấy d2 theo giá trị tiêu chuẩn. Tra tiêu chuẩn cho các thông số khác của vít như d, d1, p. Áp suất cho phép:  p0  11  13 MPa đối với vít bằng thép tôi – đai ốc bằng đồng thanh;  p0  8  10 MPa đối với thép không tôi – đồng thanh;  p0  4  6 MPa đối với thép không tôi – gang. 7.2.3. Tính bộ truyền vít đai ốc về độ bền Khi làm việc, vít vừa chịu kéo (hoặc nén) vừa chịu xoắn, ta có điều kiện bền: 2 2 td   3      (7.3) (theo lý thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng – lý thuyết bền thứ 4) 4Fa Trong đó: σ: là ứng suất kéo đo lực dọc trục Fa:   2  d1 τ: là ứng suất xoắn đo momen xoắn T (momen làm quay vít hay đai ốc): TT16    3 W0 d 1 -117- d1: đường kính trong của ren vít W0: momen chống xoắn của vít  [σ]: ứng suất cho phép:    ch s Σch: giới hạn chảy của vật liệu; s: hệ số an toàn, có thể lấy :s = 3. 7.2.4. Tính bộ truyền vít đai ốc theo điều kiện ổn định Để vít không bị hỏng do uốn dọc, lực nén phải thỏa mãn điều kiện ổn định Euler: F F  th (7.4) a s Với Fa lực dọc trục; Fth: tải trong tới hạn; s: hệ số an toàn về ổn định s=2,5  4. Tải trọng tới hạn Fth được xác định dựa trên độ mềm λ của vít: l   i Trong đó: + μ: hệ số phụ thuộc vào phương pháp cố định hai đầu vít. + l: chiều dài tính toán của vít. μ = 1: Khi hai đầu vít đặt trên ổ trục có chều dài ổ B≤2d0 với d0: đường kính ổ μ = 2: Khi một đầu bị ngàm, một đầu tự do. μ = 0,7: Khi một đầu bị ngàm, một đầu đặt trên ổ trục có chiều dài ổ B≤2d0 μ = 0,5: Khi cả hai đầu bị ngàm. Lưu ý nếu dùng đai ốc làm gối đỡ thứ hai, coi như vít bị ngàm một đầu. Với vít hai gối đỡ thì chiều dài tính toán l là khoảng cách giữa hai gối đỡ. Với vít một gối đỡ thì chiều dài tính toán l là khoảng cách từ giữa chiều cao đai ốc đến gối đỡ.  2EJ  Khi λ≥100: Fth  (công thức Euler). l2 d 4 J  1 : momen quán tính của tiết diện vít; E:moddun đàn hồi của vít. 64 -118-  Khi 60<λ<100: Fth được tính theo công thức thực nghiệm: 2 Fth=0,25πd1 (a-bλ) a và b hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào vật liệu vít: Với thép 45: a=450; b=1,67 Với thép: a=473; b=1,87  Khi λ≤60: không cần kiểm nghiệm về ổn định. 7.3. Trình tự thiết kế truyền động vít-đai ốc . Số liệu cho trước Trị số của tải trọng dọc trục Fa của vít, khoảng dịch chuyển cần thiết l0 của vít hay đai ốc, công dụng và điều kiện làm việc của bộ truyền. . Trình tự thiết kế 1. Chọn vật liệu vít và đai ốc (dựa trên công dụng của bộ truyền) 2. Xác định áp suất cho phép [p0], ứng suất cho phép [σ] (nếu cần kiểm nghiệm về độ bền) 3. Chọn prôfin ren (dựa trên trị số và chiều của lực dọc trục Fa). Xác định ψh. Chọn kết cấu đai ốc dựa trên công dụng của bộ truyền (đai ốc nguyên, đai ốc hai nửa, đai ốc kép), xác định ψh. 4. Xác định đường kính trung bình d2 của vít treo điều kiện bền mòn (7.2). Chọn d2 theo tiêu chuẩn. Dựa trên d2, tra tiêu chuẩn, xác định các thông số khác của vít như d, d1. Dựa vào công dụng bộ truyền, yêu cầu tự hãm hay không để chọn số mối ren n, bước ren p, xác định góc vít γ theo biểu thức (7.1) và chiều dài phần gia công ren lr của vít. H 5. Xác định chiều cao H và số vòng ren x của đai ốc: H =ψhd2, x  . p 6. Kiểm nghiệm bộ bền của vít theo điều kiện (7.3) (với các vít chịu tải lớn). 7. Kiểm nghiệm vít để điều kiện ổn định theo điều kiện (7.4) (với các vít dài và chịu nén). -119- CAÂU HOÛI OÂN TAÄP CHÖÔNG 7 1. Trình bày công dụng, ưu nhược điểm và phạm vi ứng dụng của bộ truyền vít – đai ốc. 2. Những loại ren nào thường dùng trong bộ truyền vít – đai ốc? Ưu nhược điểm của mỗi loại? -120- TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất, Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy, Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật, 1994. [2]. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, Tập 1 và 2, Nhà xuất bản Đại học và giáo dục chuyên nghiệp, 1994. [3]. Nguyễn Văn Lẫm, Nguyễn Trọng Hiệp, Thiết kế chi tiết máy, Nhà xuất bản giáo dục, 1993. [4]. Nguyễn Hữu Lộc, Nguyễn Tuấn Kiệt, Phan Tấn Tùng, Nguyễn Thanh Nam, Cơ sở thiết kế máy, Phần I và II, Trường Đại học Bách Khoa Tp HCM, 2002. [5]. GS.TSKH. Đinh Gia Tường, Nguyên lý máy, Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật, 2001. [6]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 &2 , Nhà xuất bản giáo dục, 1993. -121-