Truyền động cơ khí - Chương 8: Truyền động xích

cĩ: bộ phận căng xích, bộ phận bơi trơn, hộp che. Hình 8.1b Hình 8.2 3. Các kiểu bộ truyền xích: hình 8.2 Thƣờng dùng: - Kiểu đặt nằm ngang (hình 8.2a) 103 - Kiểu đặt nằm nghiêng (hình 8.2b) - Kiểu đặt thẳng đứng Thơng thƣờng bộ truyền xích cĩ 1 trục dẫn và 1 trục bị dẫn, nhƣng đơi khi cĩ nhiều trục bị dẫn (nhƣ hình 8.2c) 8.1.2. Ƣu, nhƣợc điểm: 1. Ưu điểm: - Cĩ thể truyền chuyển động giữa các trục khá xa nhau (Amax = 8 m). - Khả năng tải cao hơn đai. - Hiệu suất truyền động cao hơn so với đai, đạt = 0.96  0.98. - Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với truyền động đai vì lực căng ban đầu khơng lớn. - Cĩ thể truyền chuyển động và cơng suất cùng một lúc đến nhiều trục. - Khơng xảy ra sự trƣợt nên tỉ số truyền i khơng đổi. - Kích thƣớc nhỏ so với truyền động đai. 2. Nhược điểm: - Giá thành tƣơng đối cao vì kết cấu phức tạp. - Cĩ nhiều tiếng ồn khi làm việc. - Vận tốc tức thời của xích và đĩa bị dẫn thay đổi theo thời gian (khơng ổn định). - Yêu cầu chăm sĩc thƣờng xuyên (bơi trơn, ) và phức tạp hơn so với bộ truyền đai. - Chĩng bị mịn khi làm việc nơi nhiều bụi và bơi trơn khơng tốt. 8.1.3. Phạm vi ứng dụng: - Truyền chuyển động giữa các trục song song dùng đƣợc với khoảng cách trục A 8 m. - Truyền động xích đƣợc dùng rộng rãi trong máy nơng nghiệp và máy vận chuyển (xe đạp, xe máy, ), trong máy cơng cụ và tay máy cơng nghiệp .v.v.., với cơng suất nhỏ và trung bình (N 18 kW), tốc độ xích đến 15 m/s và tỉ số truyền đến i= 8. 8.2. Bộ truyền xích 8.2.1. Các loại xích truyền động: 1. Xích con lăn (cịn gọi là xích ống con lăn): 104 - Đƣợc sử dụng rộng rãi, thƣờng dùng trong các bộ truyền làm việc quay 2 chiều, cĩ va đập, hay gặp cĩ ở các máy xây dựng, máy làm đƣờng. - Cấu tạo: Xích con lăn một dãy (hình 8.3) sau: pc b0 1 2 3 4 5 6 Hình 8.3Cấu tạo mắc xích 1-má xích trong; 2-má xích ngồi; 3-ống; 4-chốt; 5-con lăn (đƣợc lồng tự do với ống 3 Gồm:  má xích (trong và ngồi): 1 và 2  chốt 4+ má xích ngồi: mắt xích ngồi  ống 3+ má trong: mắt xích trong 2. Xích ống: hình 8.4 - Nếu bỏ con lăn của xích con lăn trên thì đĩ là cấu tạo của xích ống. - Do khơng cĩ con lăn nên xích ống và răng đĩa xích ăn khớp với nĩ cũng chĩng mịn hơn. Hình 8.4 Cấu tạo xích ống một dãy - Ít sử dụng hơn, đƣợc dùng trong máy vận chuyển loại nhẹ. 3. Xích răng: - So với xích con lăn, nĩ chịu tải cao hơn, làm việc ổn định và ít ồn hơn. 105 - Giá thành cao và ít đƣợc sử dụng. - Cấu tạo nhƣ hình 8.5 sau:  Má xích + miếng lĩt = mắt xích. Hình 8.5 8.2.2. Vật liệu chế tạo xích: - Má xích thƣờng làm bằng thép cán nguội cĩ hàm lƣợng cacbon trung bình (thép 45, 50 ) hoặc thép hợp kim cán nguội (40X, 40XH, ). - Vật liệu làm bản lề (chốt, ống, con lăn) thƣờng là thép cacbon hoặc thép hợp kim thấp: 15, 20, 15X, 20X, 8.2.3. Đĩa xích: 1. Cấu tạo: hình 8.6 Đĩa xích cĩ hình dạng giống bánh răng. Hình dạng kích thƣớc profin răng đƣợc qui định theo tiêu chuẩn. Hình 8.6 - B: chiều rộng xích - h: chiều cao răng xích. - d: đƣờng kính vịng chia 106 - de: đƣờng kính vịng đỉnh - di: đƣờng kính vịng chân - Z: số răng đĩa xích 2. Vật liệu chế tạo đĩa xích: - Đĩa xích chịu tải trọng nhỏ, khơng cĩ va đập (từ bên ngồi) và vận tốc v<3 m/s : thì chế tạo bằng gang CЧ21- 40 hoặc gang xám cĩ độ bền cao hơn. - Với tải trọng và vận tốc lớn hơn dùng thép cacbon hoặc thép hợp kim nhƣ thép: 40, 40X, 40X, - Đĩa xích cĩ đƣờng kính trên 200 mm nên chế tạo ghép: vành ngồi bằng thép, thân đĩa bằng gang. 8.3. Những thơng số chính của bộ truyền 8.3.1. Bƣớc xích : t (mm) - Đây là thơng số và đƣợc tiêu chuẩn hố. - Chọn xích lấy t theo dãy số tiêu chuẩn, tra bảng (8.1). - Khi làm việc ở vận tốc cao nên chọn t nhỏ, cần thiết thì tăng số dãy xích (với xích con lăn) hoặc tăng chiều rộng xích (với xích răng). Trị số lớn nhất của bước xích và số vịng quay giới hạn n1g (vg/ph) của đĩa xích dẫn Z1 Bảng 8.1 Z1 n1g (vg/ph), khi bƣớc xích t, mm 12 15 20 25 30 40 45 50 (12,7) (15,875) (19,05) (25,4) (31,75) (38,1) (44,45) (50,8) Xích con lăn 20 2780 2000 1520 800 725 540 430 350 25 2900 2070 1580 830 750 560 445 365 30 3000 2150 1640 870 780 580 460 375 Xích răng 17 - 35 3300 2650 2200 1650 1300 - - - 8.3.2. Đƣờng kính đĩa xích : d (mm) (cịn gọi là đường kính vịng chia của đĩa xích). Hình 8.7. 107 - Đĩa xích cấu tạo giống bánh răng, khi xích và răng đĩa ăn khớp nhau thì tâm các bản lề nằm trên vịng chia của đĩa xích nên đƣờng kính d đƣợc tính theo nhƣ sau: 1. Đường kính vịng chia của đĩa dẫn d1: d1 = 1 sin Z t  (8-1) Trong đĩ: t - bƣớc xích (mm) Z1- số răng đĩa dẫn (răng) 2. Đường kính vịng chia của đĩa bị dẫn d2: d2 = 2 sin Z t  (8-2) Trong đĩ: Z2 – số răng đĩa bị dẫn. 8.3.3. Số răng đĩa xích Z (răng): Thơng thƣờng bộ truyền xích đƣợc dùng trong hộp giảm tốc nên số răng đĩa dẫn Z1 nhỏ hơn đĩa bị dẫn Z2 . 1. Số răng đĩa dẫn Z1 : tra theo bảng 8.2 Bảng 8.2 Bảng hướng dẫn chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 Loại xích Tỷ số truyền i 1 - 2 2 - 3 3 - 4 4 - 5 5 - 6  6 Số răng Z1 Xích ống con lăn 30 - 27 27 - 25 25 - 23 23 - 21 21 - 17 17 – 15 Xích răng 35 - 32 32 - 30 30 - 27 27 - 23 23 - 19 19 - 17 Chọn Z1 theo Z1 min và gĩc xoay của bản lề khơng lớn quá. Z1  Z1 min (8-3) - Z1 min  19 khi v  2 m/s - Z1 min = 13  15 khi v  2 m/s 2. Số răng đĩa bị dẫn Z2: Tính theo cơng thức sau: Z2 = i. Z1  Z2 max (8-4) 108 - Z2 max  80  120: đối với xích con lăn. - Z2 max  120  140: đối với xích răng.  Cĩ sự giới hạn số răng đĩa bị dẫn Z2 là do sau một thời gian làm việc xích sẽ bị mịn và bƣớc xích sẽ tăng thêm một lƣợng t, khi đĩ đƣờng kính vịng chia sẽ tăng một trị số là d nhƣ hình vẽ: hình 8.7. Theo cơng thức :d = Z t  sin  (8-5) Hình 8.7 8.3.4. Khoảng cách trục A (mm): Chọn A: Amin  A  Amax (8-6) 1. Khoảng cách trục nhỏ nhất Amin : Đƣợc qui định theo hai điều kiện sau: + Gĩc ơm trên đĩa dẫn 1  120 o thì Amin  d2 – d1 + Để hai đĩa xích khơng chạm vào nhau thì: Amin  0,5 (de1 + de2) + (30  50) (8-7) Trong đĩ: de1, de2: là đƣờng kính vịng đỉnh răng của đĩa xích dẫn và bị dẫn.  Đối với xích con lăn: de = t(cotg /Z + (0,5  0,6)).  Đối với xích răng : de = t. cotg /Z. 2. Khoảng cách trục lớn nhất Amax : Đƣợc giới hạn theo cơng thức: Amax  80. t (8-8)  Để dung hồ hai giới hạn trên người ta thường tính A theo cơng thức sau: A = (30  50)t (8-9) 109 8.3.5. Số mắt xích X: Khi đã chọn đƣợc khoảng cách trục A, ta tính số mắt xích X theo cơng thức sau: X  t A.2 + 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2  Z1) 2 . 2.A t  (88) X: phải đƣợc lấy trịn và là số chẳn 8.3.6. Chiều dài xích L(mm): Tính theo cơng thức: L = X.t (811) Trong đĩ: X số mắt xích, t bƣớc xích. 8.4. Tính tốn truyền động xích 8.4.1. Các dạng hỏng: - Mịn bản lề: làm bƣớc xích tăng lên, xích ăn khớp khơng chính xác với răng đĩa. Nên bản lề bị mịn nhiều, xích thƣờng xuyên bị trƣợt ra khỏi đĩa hoặc cĩ thể bị đứt. Để giảm mịn cần bơi trơn xích và hạn chế áp suất trong bản lề xích. - Xích đứt vì mỏi: xảy ra đối với các bộ truyền kín, vận tốc cao, tải lớn (ít gặp) dẫn đến. - Ngồi ra, con lăn bị rỗ hoặc vỡ, răng đĩa xích bị mịn hoặc do chế tạo khơng tốt, chốt và ống cĩ thể bị long ra. - Trong các dạng hỏng kể trên, mịn bản lề là dạng chủc yếu nên tính xích về mịn là tính tốn cơ bản để thiết kế bộ truyền xích. Mặt khác va đập cũng ảnh hƣởng đến tuổi thọ và sự làm việc của bộ truyền, cũng thƣờng tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập của một mắt xích trong 1 giây. 8.4.2. Tính xích theo áp suất cho phép : - Điều kiện để xích làm việc trong 1 khoảng thời gian tƣơng đối lớn (20003000 giờ) là áp suất sinh ra trong bản lề phải nhỏ hơn áp suất cho phép [p] p =  p kS Fk x t  . . (8-12) Trong đĩ: -Ft : lực vịng -S = d0. b0 : diện tích tính tốn của bản lề xích một dãy (d0-đƣờng kính chốt, b0- chiều dài ống). Cĩ thể lấy :S = 0,28. t2 (8-13) -k: hệ số điều kiện sử dụng xích. k = kđ. ka.k0. kđc. kb (8-14) 110  kđ: hệ số tải trọng động, nếu dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngồi tác dụng lên bộ truyền tƣơng đối êm kđ= 1,  Nếu tải trọng cĩ 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 mịn 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:  Nếu bố trí bộ truyền nằm ngang 1 gĩc < 600 thì k0= 1.  Nếu bố trí bộ truyền nằm ngang 1 gĩc > 600 thì k0= 1,25.  kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh bộ căng xích:  Nếu trục cĩ thể điều chỉnh đƣợc kđc=1.  Nếu dùng đĩa căng xích loại con lăn căng xích kđc=1,1.  Nếu trục khơng điều chỉnh đƣợc kđc = 1,25.  kb: hệ số xét đến điều kiện bơi trơn:  Nếu bơi trơn liên tục kb= 0,8.  Nếu bơi trơn nhỏ giọt kb= 1.  Nếu bơi 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 (8.3) Bảng 8.3 Áp suất cho phép [p] về bền mịn của xích t, mm [p], Mpa, khi n1, vg/ph < 50 200 400 600 800 800 1200 1600 2800 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 - - 111 44,45 - 50,8 35 26 21 17,5 15 - - - - Xích răng 12,7 - 15,875 20 18 16,5 15 14 13 12 8,5 8 19,05 – 25,4 20 17 15 13 12 11 8 8,5 - 31,75 20 16,5 14 12 8,5 9,5 7 - - Trị số cơng suất cho phép [N], kW, của bộ truyền xích (với Z01 = 25) Bảng 8.4 Cỡ xích Bƣớc xích t, mm [N], kW, khi số vịng quay đĩa nhỏ n01 ,vg/ph 50 200 400 600 800 800 1200 1600 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 8,8 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 8,5 34,8 57,7 75,7 88,9 99,2 88 - P 44,45-172400* 44,45 14,7 43,7 70,6 88,3 81 - - - P 50,8 – 226800* 50,8 22,9 68,1 18 138 157 - - - Xích răng Chiều rộng B=8 mm 12,7 0,13 0,49 0,88 1,23 1,53 1,80 1,97 2,28 15,875 0,19 0,69 1,25 1,72 2,15 2,52 2,76 3,20 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 cĩ dấu * đƣợc chế tạo 1 dãy, 2 dãy và 3 dãy Để tính tốn thiết kế xích được thuận tiện hơn, cơng thức trên được biến đổi thành: 112 Nt=  N k Nkkk x nz  ... (8-15) Trong đĩ: Nt: cơng suất tính tốn. [N]: cơng suất cho phép của bộ truyền xích một dãy, cĩ bƣớc t, số răng đĩa dẫn Z01= 25 và số vịng quay đĩa dẫn n01 cho trong bảng (8.4). Khi sử dụng số liệu trong bảng (8-4), ta lấy kz= 1 25 Z , kn= 1 01 n n , trị số n01 tùy thuộc việc chọn trị số [N] theo cột trong bảng. 8.4.3. Kiểm nghiệm số lần va đập của mắt xích trong 1 giây: Cần đảm bảo điều kiện số lần va đập trong 1 giây là: u = L v.4 = 1000 . 1000.60 .. .4 tX tnZ = X nZ .15 .  [u] (8-16) [u]: số lần va đập cho phép, tra ở bảng (8-5) theo loại xích và bƣớc xích. Bảng 8-5 Số lần va đập cho phép [u] trong 1 giây Loại xích Bƣớc xích t, mm 12 hoặc 15 hoặc 19,05 25 hoặc 30 hoặc 35 hoặc 44,45 50 hoặc 12,7 15,87 hoặc 20 25,4 31,75 40 hoặc 45 50,8 Xích ống con lăn 60 45 35 30 25 20 15 12 Xích răng 80 65 50 30 25 - - - 8.4.4. Khoảng cách trục và điều chỉnh khoảng cách trục: 8.4.4.1-Xác định khoảng cách trục: A(mm): nhƣ hình 8-1 ở mục trƣớc. Chọn A: Amin  A  Amax (8-17) 1. Khoảng cách trục nhỏ nhất Amin :đƣợc qui định theo hai điều kiện sau: a) Gĩc ơm trên đĩa dẫn 1  120 o thì Amin  d2 – d1 (8-18) Trong đĩ: - d1 :đƣờng kính vịng chia của đĩa dẫn:d1 = 1 sin Z t  (8-19) 113 - d2: đƣờng kính vịng chia của đĩa bị dẫn:d2 = 2 sin Z t  (8-20)  Z1- số răng đĩa dẫn (răng): Z1  Z1 min= 17  Z2 – số răng đĩa bị dẫn (răng): Z2 = i. Z1  Z2 max= 120  t - bƣớc xích (mm)-tra bảng 8.1 b) Để hai đĩa xích khơng chạm vào nhau thì: Amin  0,5 (de1 + de2) + (30  50) (8-21) Trong đĩ: de1, de2: là đƣờng kính vịng đỉnh răng của đĩa xích dẫn và bị dẫn.  Đối với xích con lăn: de = t [cotg /Z + (0,5  0,6)]. (8-22)  Đối với xích răng : de = t. cotg /Z. (8-23) 2. Khoảng cách trục lớn nhất Amax : Đƣợc giới hạn theo cơng thức: Amax  80. t (8-24)  Để dung hồ hai giới hạn trên người ta thường tính sơ bộ khoảng cách trục A theo cơng thức sau: A = (30  50)t (8-25) 3. Số mắt xích X: Khi đã chọn đƣợc khoảng cách trục A, ta tính số mắt xích X theo cơng thức sau: X  t A.2 + 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2  Z1) 2 . 2.A t  (826) X: phải đƣợc lấy trịn và là số chẳn Chiều dài L (mm) của xích tính theo cơng thức: L = X.t (827) Trong đĩ: X số mắt xích, t bƣớc xích. 4. Tính chính xác khoảng cách trục A: A= 0,25.t                      2 122 2121 .25,05,0  ZZ ZZXZZX (8-28) 8.4.4.2. Điều chỉnh khoảng cách trục A: Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn cần rút khoảng cách trục A đƣợc tính theo cơng thức (8-28) một khoảng A:  Đối với bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng dƣới 600 thì A đƣợc rút ngắn một khoảng : A = (0,002  0,004). A (8-29)  Đối với bộ truyền nằm nghiêng 600 trở lên thì khơng cần điều chỉnh A =0 114 8.4.5. Cơ học truyền động xích: 1. Vận tốc và tỉ số truyền: Hình 8.8 2. Vận tốc và tỉ số truyền tức thời: - Vì mắt xích ăn khớp với các răng của đĩa xích theo hình đa giác cho nên vận tốc của xích và tỉ số truyền thay đổi theo thời gian. - Ta cĩ vận tốc tuyệt đối của mắt xích: v1 = r1. 1 (8-29) Thành phần nằm ngang: vxích = v1. cos = 1. r1.cos  (8-30) Trong đĩ: v1: là vận tốc của đĩa dẫn Với - 11 ZZ      Nhận xét: 1 khơng đổi, nhưng 1 thay đổi nên vxích thay đổi - Xét trên đĩa xích bị dẫn: vxích = v2. cos  = 2. r2.cos  (8-31) với - 22 ZZ      2 =   cos. cos. 2 11 r r (8-32) 2 thay đổi theo chu kỳ, vớigĩc quay 1 = const  Tỉ số truyền tức thời: i= 2 1   thay đổi  Chú ý: Để giảm bớt chuyển động khơng đều răng, ta cần: 115  Tăng số đĩa xích (chủ yếu Z1)  Lấy chiều dài của nhánh dẫn là bội của bánh xích. 3. Vận tốc và tỉ số truyền trung bình: - Vận tốc trung bình v (m/s): v = 1000.60 .. 11 tZn = 1000.60 .. 22 tZn (8-33) Trong đĩ: - Z1, Z2: số răng của đĩa dẫn và đĩa bị dẫn. - n1, n2: số vịng quay trong một phút của đĩa dẫn và đĩa bị dẫn (vg/ph). - t : bƣớc xích (mm) Vận tốc xích càng tăng thì xích càng chĩng mịn, tải trọng động và tiếng ồn tăng. Do đĩ nên chọn v  15 m/s - Tỉ số truyền trung bình của bộ truyền i: i = 2 1 n n = 1 2 Z Z (nên chọn i  8) (8-34) 8.4.6. Tải trọng động Fđ (N): Trong bộ truyền xích, tải trọng động sinh ra do vận tốc của xích và đĩa bị dẫn thay đổi (quay khơng đều). Aùp dụng cơng thức: Fđ = 7 2 1 10.18 ... tnqA m (N) (8-35) Trong đĩ: - A: khoảng cách trục (mm) - qm: khối lƣợng một mét xích (kg/m) - n1 : số vịng quay trong một phút (vg/ph) - t: bƣớc xích (mm)  Bước xích t càng tăng hoặc xích càng dãn thì tải trọng động càng tăng. 8.5. Trình tự thiết kế bộ truyền xích 1. Chọn loại xích: - loại xích con lăn. - loại xích răng: khi tải lớn (vận tốc cao). 2. Chọn số răng đĩa dẫn và tính số răng đĩa bị dẫn: - Chọn số răng đĩa dẫn Z1 :  Tra theo bảng (8-2) sau:  Theo điều kiện sau: Z1= 29 – 2.i  19=Z1 min  Z1 min  19 khi v  2 m/s 116  Z1 min = 13  15 khi v  2 m/s - Tính số răng đĩa bị dẫn Z2 theo cơng thức : Z2 = i. Z1  Z2 max  Z2 max  80  120: đối với xích con lăn.  Z2 max  120  140: đối với xích răng. 3. Tính bước xích t: Kiểm nghiệm bƣớc xích xem cĩ nhỏ hơn trị số giới hạn cho trong bảng (8.1) khơng. Nếu lớn hơn:  Đối với xích con lăn: cần phải giảm bƣớc xích và tăng số dãy xích thoả mãn điều kiện: Nt=  N k Nkkk x nz  ... Trong đĩ: Nt: cơng suất tính tốn. [N]: cơng suất cho phép của bộ truyền xích một dãy, cĩ bƣớc t, số răng đĩa dẫn Z01= 25 và số vịng quay đĩa dẫn n01 cho trong bảng (8.4). Khi sử dụng số liệu trong bảng (8.4), ta lấy kz= 1 25 Z , kn= 1 01 n n , trị số n01 tùy thuộc việc chọn trị số [N] theo cột trong bảng.  Đối với xích răng: phải tăng chiều rộng xích B (để giảm bƣớc xích t) theo cơng thức: B   N N t.10 (mm) Trong đĩ: Nt: cơng suất tính tốn. [N]: cơng suất cho phép.Tra bảng 8.4 4. Định sơ bộ khoảng cách trục A: nếu A chưa cho trước: A = (30  50).t 5. Tính số mắt xích X: X  t A.2 + 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2  Z1) 2 . 2.A t  X: phải đƣợc lấy trịn và là số chẳn. Qui về số chẳn gần nhất. Kiểm nghiệm số lần va đập u trong 1 giây theo cơng thức: u = X nZ .15 .  [u] [u]: số lần va đập cho phép, tra ở bảng (8.5) theo loại xích và bƣớc xích. 6. Tính chính xác khoảng cách trục A: 117 A= 0,25.t                      2 122 2121 .25,05,0  ZZ ZZXZZX (*) Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn cần rút khoảng cách trục A đƣợc tính theo (*) một khoảng : A = (0,002  0,004). A 7. Tính đường kính đĩa xích: a) Đường kính vịng chia của đĩa dẫn d1: d1 = 1 sin Z t  Với: Z1- số răng đĩa dẫn (răng), thay π =180 0 b) Đường kính vịng chia của đĩa bị dẫn d2: d2 = 2 sin Z t  Với: Z2- số răng đĩa bị dẫn (răng) 8. Tính lực tác dụng lên trục Fr: Fr = kt . tnZ N .. .10.6 7 Trong đĩ: -kt :hệ số xét đến tác dụng của trọng lƣợng xích lên trục. Chọn: kt = 1,15 : khi bộ truyền nằm ngang kt = 1,05 : khi bộ truyền thẳng đứng 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 , cơng suất N= 2,5 kW, tải trọng êm. Xích nằm nghiêng một gĩc lớn hơn 600 so với đƣờng nằm ngang, trục đĩa xích cĩ thể điều chỉnh đƣợc, bơi trơn xích bằng phƣơng pháp nhỏ giọt. Giải: 1. Chọn loại xích: Vì vận tốc khơng cao nên ta chọn loại xích con lăn. 2. Chọn số răng đĩa dẫn và tính số răng đĩa bị dẫn: Ta cĩ: Z1 = 29 – 2.i = 29 – 2 . 2,5 = 24 > 19=Z1min thoả mãn điều kiện Tra bảng 8.2 ta chọn Z1 = 25 răng. Z2 = i . Z1 = 2,5 . 25 = 62,5 < Z2 max. Lấy Z2 = 63 răng. Tỷ số truyền thực của bộ truyền xích là: 118 i = 1 2 Z Z = 25 63 = 2,52 3. Tính bước xích t: Chọn một trị số bước xích t và lấy số răng đĩa xích dẫn Z1 ở trên. Áp dụng cơng thức: Nt=  N k Nkkk x nz  ... Trong đĩ: - 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 truyền nằm nghiêng 1 gĩc > 600) ; kđc= 1 (bộ truyền cĩ thể điều chỉnh đƣợc); kb= 1 (bơi trơn nhỏ giọt). Thay các hệ số trên vào (*) ta đƣợc: k = 1 . 1 . 1,25 . 1 . 1 = 1,25 - kz: hệ số răng đĩa dẫn. kz= 1 25 Z = 25 25 = 1 - kn: hệ số số vịng quay. (lấy n01 = 200 vg/ph) kn= 1 01 n n = 140 200 = 1,428 - kx: hệ số xét đến số dây xích. Chọn loại xích 1 dãy, cĩ kx = 1  Ta cĩ cơng suất tính tốn: Nt = 1 5,2.428,1.1.25,1 = 4,46 kW Theo bảng 8.4 (với n01= 200 vg/ph), chọn loại xích 1 dãy cĩ bƣớc t= 19,05 cĩ ký hiệu: P 19,05 -32000* cĩ cơng suất cho phép: [N]= 4,8 kW. Trị số bƣớc xích t nhỏ hơn trị số giới hạn ở Bảng 8.1 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 5. Tính số mắt xích X: X  t A.2 + 0,5(Z1 + Z2) + 0,25 (Z2  Z1) 2 . 2.A t  119 = 05,19 762.2 + 0,5 (25+63) + 0,25 (63 – 25)2. 214,3.762 05,19 = 124,9 X: phải đƣợc lấy trịn và là số chẳn. Qui về số chẳn gần nhất.Lấy X= 124 - Kiểm nghiệm số lần va đập u trong 1 giây theo cơng thức: u = X nZ .15 . = 124.15 140.25 = 1,88  [u]=35 (tra bảng 8.5) 6. Tính chính xác khoảng cách trục A: A= 0,25.t                      2 122 2121 .25,05,0  ZZ ZZXZZX A = 0,25. 19,05                     2 2 14,3 2563 .2)6325(5,012463255,0124 = 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: - Đƣờng kính vịng chia của đĩa dẫn d1: d1 = 1 sin Z t  =  25/sin 05,19  = 152 mm - Đƣờng kính vịng chia của đĩa bị dẫn d2: d2 = 2 sin Z t  =  63/sin 05,19  = 382 mm 8. Tính lực tác dụng lên trục Fr: Fr = kt . tnZ N .. .10.6 7 - kt :hệ số xét đến tác dụng của trọng lƣợng xích lên trục. Chọn: kt = 1,15 : khi bộ truyền nằm ngang - N= 2,5 kW ; Z = 25 răng ; n = 140 vg/ph ; t= 19,05 mm Ta cĩ: Fr = 1,15 . 05,19.140.25 5,2.10.6 7 = 2587 N 120 CÂU HỎI ƠN TẬP 1-Trình bày ƣu, nhƣợc 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 thơng số của cấu tạo đĩa xích ? 4-Để chọn khoảng cách trục A, ta phải tính tốn nhƣ thế nào và điều chỉnh ra sao? (nêu ngắn gọn). 121 Chƣơng 9. TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 9.1. Khái niệm chung 9.1.1. Nguyên lí làm việc: Truyền động bánh răng là một phƣơng pháp truyền chuyển động và cơng suất nhờ sự ăn khớp của các răng trên các bánh răng. 9.1.2. Phân loại: Được phân loại theo các đặc điểm về hình học và về chức năng. 1. Theo vị trí tương quan giữa các trục: - Hai trục song song: bộ truyền với cặp bánh răng hình trụ (răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V) - (hình 9.1a, b, c) a) b) c) Hình 9.1Bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng - Hai trục cắt nhau (thƣờng là vuơng gĩc với nhau):bộ truyền với cặp bánh răng cơn (nĩn) nhƣ: răng thẳng, răng nghiêng, răng cong hoặc xoắn-(hình 9.2a,b). a) Bánh răng cơn răng thẳng b) Bánh răng cơn răng cong Hình 9.2Bánh răng cơn 122 - Hai trục chéo nhau (giao nhau):bộ truyền với cặp bánh răng trụ chéo, bánh răng nĩn chéo (hình 9.3a, b). a) Bánh răng trụ chéo a) Bánh răng cơn chéo Hình 9.3 Bánh răng chéo - Bộ truyền bánh răng-thanh răng: hình 9.4, trong đĩ thanh răng đƣợc coi là một bánh răng cĩ đƣờng kính dài vơ tận, dùng để biến đổi chuyển động quay của bánh răng thành chuyển động tịnh tiến (thẳng) của thanh răng và ngƣợc lại. Hình 9.4 Thanh răng 2. Theo hình dạng răng: - Truyền động bánh răng thân khai. - Truyền động bánh răng Xiclơit. - Truyền động bánh răng Nơvikov 9.1.3. Ƣu – nhƣợc điểm: 1. Ưu điểm: - Đảm bảo độ chính xác truyền động (v,i) vì khơng cĩ sự trƣợt. - Tỉ số truyền cố định. - Cĩ thể sắp đặt vị trí tƣơng đối giữa cặp bánh răng ăn khớp theo những gĩc mong muốn trong khơng gian (song song, chéo hay vuơng gĩc với nhau). - Hiệu suất cao = 0,96  0,98, thậm chí = 0,99 cho một cặp bánh răng. 123 - Kích thƣớc bộ truyền tƣơng đối nhỏ gọn, khả năng tải lớn. - Tuổi thọ và độ tin cậy cao. - Làm việc trong phạm vi cơng suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng. 2. Nhược điểm: - Khơng thực hiện đƣợc truyền động vơ cấp. - Khơng cĩ khả năng tự bảo vệ an tồn khi quá tải. - Cĩ nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn. - Địi hỏi độ chính xác cao trong chế tạo (chế tạo tƣơng đối phức tạp) và lắp ráp. - Chịu va đập kém vì độ cứng của bộ truyền khá cao. 9.1.4. Phạm vi ứng dụng: - Tốc độ cĩ thể đạt tới 140 m/s hoặc cao hơn. - Cơng suất truyền đƣợc cĩ thể rất nhỏ (0,1 kW) nhƣ trong các dụng cụ đo và cơ cấu điều khiển, đến khá lớn (300 kW) nhƣ trong các máy mỏ, máy xây dựng và làm đƣờng, hoặc rất lớn (100.000 kW) nhƣ trong các máy phát điện. - Tỉ số truyền (của 1 cặp bánh răng) cĩ thể từ 1 đến 10 hoặc cao hơn. 9.1.5. Độ chính xác ăn khớp: Độ chính xác ăn khớp của bộ truyền bánh răng phụ thuộc vào độ chính xác chế tạo các bánh răng và các tiết máy đỡ chúng (võ hộp, ổ trục) và biến dạng của các tiết máy này. - Ả-nh hƣởng của các sai số về chế tạo của các bánh răng nhƣ sau: + Sai số về bƣớc răng và dạng răng: ảnh hƣởng đến sai số động học, gây tải trọng động, va đập tiếng ồn. + Sai số về phƣơng của răng: gây ra sự phân bố khơng đều của tải trọng trên chiều dài của răng. Để tránh bị kẹt răng khi ăn khớp, phải đảm bảo khe hở cạnh răng. 9.1.6. Kết cấu bánh răng: - Trƣờng hợp đƣờng kính chân răng ít chênh lệch với đƣờng kính d của trục thì nên chế tạo bánh răng liền trục – cĩ khoảng cách từ đáy răng đến rãnh then: + Đối với bánh răng trụ :  2,5.m (mơđun). + Đối với bánh răng nĩn :  1,6.m 124 - Bánh răng cĩ đƣờng kính nhỏ hơn 500 mm, thƣờng chế tạo bằng phơi rèn hoặc phơi dập. Trƣờng hợp khơng quan trọng cĩ thể đúc hoặc chế tạo bằng phơi cán. - Khi bánh răng cĩ đƣờng kính trên 500 mm, thƣờng chế tạo riêng vành răng rồi ghép với may ơ (phần lõi) bằng hàn. Kết cấu bánh răng nhƣ hình 9.3 Hình 9.3. Kết cấu bánh răng 9.2. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính tốn 9.2.1. Gãy răng: - Do ứng suất uốn gây nên, răng cĩ thể gãy do quá tải hoặc do mỏi. Đây là dạng hỏng chủ yếu củabộ truyền khơng bơi trơn tốt. Vết gãy thƣờng bắt đầu từ đáy răng, chổ gĩc lƣợn. Nếu bánh răng quay một chiều, vết nứt xuất hiện ở các thớ bị kéo. Ở các bánh răng nghiêng và chữ V, răng thƣờng gãy do tiết diện xiên Hình 9.4 Các dạng hỏng của răng * Tác hại: bộ truyền khơng làm việc được, cịn gây nguy hiểm cho các chi tiết khác. - Tính theo điều kiện bền uốn: u  []u 125 9.2.2. Trĩc vì mỏi bề mặt răng: - Do ứng suất tiếp xúc gây nên, đây là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền bơi trơn tốt. - Trĩc thƣờng bắt đầu ở vùng tâm ăn khớp (phía chân răng). Trong quá trình làm việc, các vết trĩc phát triển và số vết trĩc cũng tăng dần, cuối cùng tồn bộ bề mặt răng phía dƣới đƣờng tâm ăn khớp phá hỏng. Bộ truyền nĩng nhiều rung động và kêu to. - Hiện tƣợng trĩc nhất thời (là hiện tƣợng trĩc chỉ xảy ra trong thời gian ngắn rồi dừng lại) xảy ra khi độ rắn mặt răng thấp (HB < 350). - Hiện tƣợng trĩc lan (là hiện tƣợng trĩc dẫn đến phá hỏng tồn bộ bề mặt chân răng) xảy ra răng cĩ độ rắn bề mặt cao (HB > 350). * Tác hại: khi xuất hiện các vết trĩc rỗ chất lượng mặt răng giảm, dẫn đến ăn khớp khơng chính xác và tăng độ mịn, làm kích thước răng giảm. - Tính theo sức bền tiếp xúc: tx  []tx 9.2.3. Mịn mặt răng: hình 9.4b - Là dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền bơi trơn khơng tốt, răng mịn nhiều ở đỉnh và chân răng vì ở đĩ vận tốc trƣợt lớn. - Mịn làm dạng răng thay đổi, tải trọng động tăng lên, tiết diện của răng giảm xuống và cuối cùng răng bị gãy. - Tính theo sức bền tiếp xúc (nhƣng chƣa cĩ cơ sở đầy đủ): tx  []tx 9.2.4. Dính răng: hình 9.4c - Xảy ra nhiều nhất ở các bộ truyền chịu tải trọng lớn và cĩ vận tốc cao, nhất là đối với cặp bánh răng làm bằng cùng vật liệu và khơng tơi bề mặt răng. - Do áp suất và nhiệt độ cao, phần kim loại bánh răng này dính lên răng bánh kia, làm mặt răng xù xì, cào xƣớc mặt răng và dạng răng bị phá hỏng. - Tính theo sức bền tiếp xúc (nhƣng chƣa cĩ cơ sở đầy đủ): tx  []tx 9.2.5. Biến dạng dẻo bề mặt răng: - Do tác dụng lực ma sát, thƣờng xảy ra với các bộ truyền bánh răng bằng thép cĩ các độ rắn thấp, chịu tải lớn và cĩ vận tốc thấp. Làm dạng răng bị hỏng, bộ truyền ăn khớp mất chính xác. 126 9.2.6. Bong bề mặt răng: - Xảy ra khi các răng đƣợc thấm Nitơ, thấm than hoặc tơi bề mặt, trong trƣờng hợp nhiệt luyện khơng tốt và răng chịu tải trọng lớn.  Chỉ tiêu tính tốn: hiện nay người ta thường tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng theo sức bền tiếp xúc và tính kiểm nghiệm sức bền uốn. 9.3. Vật liệu bánh răng - ứng suất cho phép 9.3.1.Vật liệu: Cần thoả các yêu cầu: - Cĩ đủ sức bền bề mặt (tránh trĩc , rỗ, mài mịn, dính, )và sức bền uốn. - Dễ tạo phơi, dễ gia cơng. Chủ yếu dùng thép nhiệt luyện, ngồi ra cịn dùng gang và chất dẻo. Thép làm bánh răng cĩ hàm lƣợng các bon từ 0,1%  0,6%. Để nâng cao khả năng tải của bánh răng thép ngƣời ta dùng các phƣơng pháp nhiệt luyện nhƣ: tơi, thấm than, thấm nitơ, tơi cải thiện 9.3.2. Ứng suất cho phép: Đƣợc xác định dựa vào chế độ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền và cơ tính của vật liệu. 9.4. Tính tốn bộ truyền bánh răng 9.4.1. Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: 9.4.1.1. Các thơng số hình học chủ yếu: Trên hình 9.5 trình bày 2 bánh răng ăn khớp nhau. Tên gọi Ký hiệu Cơng thức tính Mơ đun m Dùng mơđun tiêu chuẩn TCVN 2257- 77 Số răng Z i = 1 2 2 1 Z Z n n  Đƣờng kính vịng chia d d = m.Z Chiều cao đỉnh răng ha ha = m Chiều cao chân răng hf hf = 1,25m Chiều cao răng h h = ha + hf = 2,25m Đƣờng kính vịng đỉnh da da = m (Z + 2) Đƣờng kính vịng chân df df = (Z – 2,5) Bƣớc răng t t = m Khoảng cách tâm của hai bánh răng ăn khớp a a = 2 )( 2 2121 ZZmdd   127 Hình 9.5 Bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng Hình 9.6 Đoạn ăn khớp P: tâm ăn khớp ; α : gĩc ăn khớp; to: bƣớc răng trên vịng cơ sở t: bƣớc răng trên vịng chia; N1N2: đoạn tthẳng ăn khớp lý thuyết -L: đoạn thẳng ăn khớp thực. 128 Chú ý: Khi vẽ để cho răng vào khớp và ra khớp đƣợc với nhau thì L phải lớn hơn t (L > t). 1. Số răng: - Số răng bánh nhỏ Z1 (Z1  17) - Số răng bánh lớn Z2 2. Tỉ số truyền i: i = 2 1 n n = 1 2 Z Z (9-1) 3. Bước răng trên vịng chia: t (mm) băng bƣớc của thanh răng. 4. Gĩc prơfin sinh: 0 – thƣờng 0 = 20 0 Đây là thơng số cơ bản về dạng răng. 5. Bước răng trên vịng cơ sở (bước cơ sở): t0 (mm) t0 = t. cos0 (9-2) 6. Mơđun ăn khớp: m(mm) – đi...0.3.1. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính tốn: Các dạng hỏng của bộ truyền trục vít tƣơng tự các dạng hỏng bộ truyền bánh răng (gồm: hiện tượng dính, mịn bề mặt răng, trĩc rỗ bề mặt răng), nhƣng do vận tốc trƣợt lớn nên mịn nhanh và sinh nhiệt nhiều, dạng dính răng nguy hiểm hơn. Do đĩ, phải tính sức bền tiếp xúc, sức bền uốn, tính nhiệt. Ngồi ra, phải tính kiểm nghiệm sức bền trục vít nhƣ một trục thơng thƣờng. 158 10.3.2. Tính sức bền tiếp xúc: 1. Mục đích và điều kiện tính tốn: - Giới hạn ứng suất tiếp xúc trên răng bánh vít để tránh dạng hỏng dính và một phần hạn chế dạng hỏng mịn. - Tính lại tâm ăn khớp vì tại đây xảy ra hiện tƣợng dính - Xem bánh vít nhƣ răng nghiêng ( = ); trục vít nhƣ thanh răng nghiêng. 2. Thiết lập cơng thức: Dùng cơng thức Héc:   qE tx 4180, (10-21) Tải trọng riêng q: Ta cĩ: q= tx n l P ; Pn: lực pháp tuyến, ltx: chiều dài tiếp xúc (10-22) Với Fn = 22 2 6 2 10119 nd KNP nn ..cos.cos .., cos.cos   (10-23) ltx cos , 131 d (10-24) Thay vào (10-22) ta đƣợc 122 2 6 31 10119 dnd KN q n .,...cos ..,   (10-25) Bán kính cong tƣơng đƣơng: 21 111   (10-26) a) Trục vít (tƣơng tự thanh răng, dạng thanh thẳng): ρ1 ≈   1 1  = 0 b) Bánh vít (tƣơng tự bánh răng nghiêng):  ρ2 = n tđ d sin. 2 2 =   cos.sin. cos. 2 2 2 d (10-27)     sin. cos. 2 21 d  (10-28) 159 Mơ đun đàn hồi tƣơng đƣơng : E = 21 212 EE EE  .. (10-29) E1= Ethép = 2,15. 10 5 N/mm 2 ; E2= Ehợp kim màu = 0,9. 10 5 N/mm 2 Thế q, E,  vào cơng thức (10-21) lấy: n   = 20 0 ; cos  0,95 rồi rút gọn, ta đƣợc cơng thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc sau:   txtx nd NK d         21 2 2 610451 . . . ., (10-30) Thay d1 = m.q; d2 = m.Z2 vào cơng thức kiểm nghiệm (10-30) rồi bién đổi, ta đƣợc cơng thức thiết kế: m 3 q   3 2 2 2 610451 n NK Z tx . . . .,           (10-31) Chọn m 3 q theo tiêu chuẩn, rồi suy ra m và q phù hợp. 10.3.3. Tính sức bền uốn: 1. Mục đích và điều kiện tính: -Tính sức bền uốn cho răng bánh vít để tránh hiện tƣợng gãy mõi. -Tính nhƣ bánh răng nghiêng, bổ sung các đặc điểm sau: Chiều dài tiếp xúc của bánh vít: ltx = cos ., 131 d (10-32) Đặc điểm về dạng răng: bánh vít cĩ chân răng cong và chiều dài chân răng ở các tiết diện khác lớn hơn ở tiết diện mặt phẳng chính (hiện tƣợng dịch chỉnh tự nhiên). Do đĩ lấy hệ số dạng răng: ybv = 1,4. ytđ (10-33) Do vận tốc trƣợt lớn nên răng bánh vít bị mịn nhanh.Nhằm đảm bảo cho răng bánh vít đủ sức bền uốn đến khi bị mịn 20% lấy ứng suất uốn tăng gấp 1,5 lần. 2. Thiết lập cơng thức: Ứng suất của răng bánh vít:   u tđn u ydm P     .,..,. .cos., 4131 51 1 2 2 (10-34) 160 Thay mn= m. cos ; P2= 22 2 6 2 2 1055922 nd NK d M . ...,..  ; d1; d2; cos= 0,95 vào (10- 34) ta cĩ đƣợc cơng thức kiểm nghiệm sức bền uốn sau: m 3 q   3 22 2247 utđ nyZ NK ... . . (10-35) Chọn m 3 q theo tiêu chuẩn, từ đĩ suy ra m và q. 10.3.4. Tính nhiệt bộ truyền trục vít: 1. Mục đích: Giới hạn nhiệt độ làm việc của dầu, vì nếu nhiệt độ cao thì dầu bị giảm độ nhớt dẫn đến mịn, dính răng. 2. Thiết lập cơng thức: Nhiệt lƣợng sinh ra trong một giờ Q1= 3600nm (Kj/h) Với nm= (1- ). N1 : cơng suất mất mát của bộ truyền. Q1 = 3600(1- ). N1 (Kj/h) (10-36) Nhiệt lƣợng thốt qua vách hộp trong một giờ: Q2 = KtFt ( t - t0 ) (Kj/h) (10-37) Kt: hệ số toả nhiệt (Kj/m 2.h độ) Ft: diện tích bề mặt thốt nhiệt (m 2 ) t, t0: nhiệt độ của dầu và mơi trƣờng xung quanh Điều kiện cân bằng nhiệt là nhiệt lƣợng sinh ra trong một giờ bằng nhiệt lƣợng thốt qua vách hộp trong một giơ nghĩa là: Q1 = Q2 (10-38) (10-36), (10-37), (10-38) tt FK N tt 1 0 13600 )(   (10-39) Điều kiện tính nhiệt:   Ctt 08575 )(  (10-40) Nếu điều kiện trên khơng thoả phải làm nguội nhân tạo: dùng quạt giĩ, dùng ống dẫn nƣớc làm nguội. Lƣu ý: Dùng dầu bơi trơn cĩ độ nhớt lớn thì chống dính tốt nhƣng cơng suất mất mát do khuấy dầu lớn và sinh nhiều nhiệt. 161 10.4. Vật liệu và ứng suất cho phép 10.4.1.Vật liệu:  Trục vít: Thƣờng dùng loại thép hợp kim 15 Cr, 20 Cr, 10 Cr Ni 3A,... Thấm than rồi tơi hoặc thép cacbon trung bình nhƣ C45,... Tơi bề mặt hoặc tơi thể tích.  Bánh vít: Vành răng thƣờng bằng đồng thanh thiếc, đồng thanh nhơm, sắt hoặc gang xám với vận tốc trƣợt nhỏ và vt  2m/s. 10.4.2. Ứng suất cho thép: Xác định dựa vào vật liệu và điều kiện làm việc. 10.5.Trình tự thiết kế bộ truyền trục vít 1. Dự đốn vận tốc trƣợt vt, chọn vật liệu và cách chế tạo, phƣơng pháp nhiệt luyện và cấp chính xác của bộ truyền; 2. Xác định ứng suất cho phép; 3. Chọn số mối ren Z1, hệ số đƣờng kính q, tính số răng bánh vít Z2=i. Z1, chọn sơ bộ hiệu suất ; 4. Tính sơ bộ khoảng cách trục A và mơđun m, lấy m theo tiêu chuẩn; 5. Kiểm nghiệm vận tốc trƣợt vt, hệ số tải trọng K và hiệu suất ; kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc; 6. Kiểm nghiệm ứng suất uốn của răng bánh vít; 7. Xác định các kích thƣớc chính của bộ truyền; 8. Kiểm nghiệm độ bền của thân trục vít; 9. Tính kiểm tra hộp giảm tốc trục vít về nhiệt. 10. Xác định lực tác dụng trong bộ truyền trục vít. CÂU HỎI ƠN TẬP 1. Trình bày ƣu nhƣợc điểm và phạm vi ứng dụng của truyền động trục vít ? 2. Nêu các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền trục vít? 3. Phƣơng, chiều, độ lớn lực tác dụng của bộ truyền trục vít? 4. Vật liệu và ứng suất cho phép của bộ truyền ? 162 Chƣơng 11. TRỤC 11.1. Khái niệm chung 11.1.1. Giới thiệu về trục Trục là chi tiết máy để đỡ các chi tiết quay nhƣ bánh răng, đĩa xích, truyền mơmen xoắn hoặc thực hiện cả hai nhiệm vụ trên. 11.1.2. Phân loại trục Trục đƣợc phân loại theo đặc điểm tải trọng, theo hình dạng đƣờng tâm trục, theo cấu tạo trục. a) Theo đặc điểm chịu tải trọng Trục truyền: chịu đồng thời cả hai mơmen uốn và mơmen xoắn . Trục truyền gồm cĩ: + Trục truyền động (mang các chi máy truyền động nhƣ bánh răng, bánh xích, bánh đai,...). + Trục chính (ngồi các chi tiết truyền động cịn mang các bộ phận khác nhƣ dụng cụ cắt, cánh khuấy,...). Trục tâm: chỉ chịu mơmen uốn và cĩ hai loại: + Trục tâm khơng quay cùng chi máy lắp trên nĩ (ví dụ nhƣ trục xe đạp, xe máy,...). + Trục tâm quay cùng chi tiết máy. b) Theo hình dạng đường tâm * Trục khuỷu: biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và ngƣợc lại. * Trục thẳng: cĩ đƣờng tâm trục là một đƣờng thẳng. * Trục mềm: trục cĩ hình dạng đƣờng tâm trục thay đổi, cĩ độ uốn cong trục khá lớn. c) Theo cấu tạo trục thẳng * Trục trơn: cĩ đƣờng kính khơng thay đổi (thƣờng dùng trong máy xay xát lúa). * Trục bậc: gồm nhiều đoạn trục cĩ đƣờng kính khác nhau ( hình 1.1) * Trục rỗng: địi hỏi khắt khe về khối lƣợng trục, khi cần thiết làm lỗ thơng qua trục hoặc khi lắp đặt bên trong trục của các chi tiết khác... d) Theo tiết diện trục Gồm cĩ trục trịn, trục then hoa và trục định hình. 163 11.1.3. Kết cấu và vật liệu trục a) Kết cấu trục * Kết cấu trục đƣợc xác định dựa trên: - Trị số và sự phân bố lực tác dụng lên trục - Cách bố trí và cố định các chi tiết máy trên trục - Phƣơng pháp gia cơng, yêu cầu về lắp ghép,... * Trục thƣờng đƣợc chế tạo dƣới dạng trục bậc. Trục trơn thì ít đƣợc dùng vì khơng phù hợp với đặc điểm phân bố ứng suất khác nhau theo chiều dài trục và lắp ghé khĩ khăn hơn. Khi cần ta phải giảm khối lƣợng, dùng trục rỗng (tuy nhiên giá thành chế tạo trục rỗng rất đắt). * Trục thƣờng bao gồm các chi tiết sau: Hình 11.1. Kết cấu trục - Ngõng trục: phần tiếp xúc giữa trục và ổ trục. Đƣờng kính ngõng trục phải lấy theo tiêu chuẩn: 11; 9; 10; 12; 15; 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45;50; 55; 60; 65;... - Thân trục : dùng để lắp các chi tiết máy quay. Đƣờng kính thân trục nên lấy theo dãy tiêu chuẩn để thuận lợi cho việc kiểm tra: 15; 16; 17; 111; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 211; 30; 32; 34; 36; 311; 40; 42; 45; 411; 50; 52; 55; 60;... - Đoạn chuyển tiếp: nối liền thân với ngõng trục, khơng yêu cầu cao độ chính xác và độ bĩng. - Phần định vị (vai, gờ trục...). Vị trí này thƣờng tập trung ứng suất ảnh hƣởng đến sức bền mỏi của trục. * Biện pháp nâng cao độ bền mỏi của trục 164 Bảng 11.1. Bảng cơ tính vật liệu chế tạo trục - Về mặt kết cấu: tăng bán kính gĩc lƣợn ở chỗ chuyển tiếp giữa hai bậc trục, đƣờng kính hai đoạn trục kề nhau nên chênh lệch cịn ít cịn tốt. Đối với rãnh then ta Ký hiệu thép Đƣờng kính trục khơng lớn hơn Độ rắn khơng nhỏ hơn b  MP a ch  MPa ch  MPa 1 MPa 1 MP a Tỉ số b ch   1 2 3 4 5 6 7 11 9 CT51 Bất kỳ  190 510 275 147 216 1211 1,115 C20  60  145 392 235 1111 167 911 1,67 C35  100  1117 510 304 167 255 1211 1,611  100 190240 631 1 343 206 294 177 1,116 C45  60 240270 711 5 540 324 3113 226 1,45  40 270300 111 13 6311 3113 432 255 1,311  300 200..220 736 490 294 353 216 1,50 40Cr  100 240270 711 5 5119 353 392 235  60 270300 111 13 736 441 451 275 1,33  300 240270 711 5 569 343 392 235 1,20 40CrNi  100 270300 903 736 441 461 275 1,311  60 300320 911 1 7115 471 490 294 1,23 40CrMnB  70 270300 532 1134 540 490 324 1,25 45CrZn  110  300 113 4 6011 392 412 265 1,12 20Cr  60  197 631 1 392 235 304 167 1,37 12CrNi3A  60  260 932 6117 4111 451 226 1,63 12Cr2Ni4 A  60  300 107 9 1134 5119 530 265 1,36 12Cr2Ni4 A  150  360 122 6 1050 736 6111 314 1,29 111CrMn Ti  30  330 112 11 932 647 559 304 1,17  150 240270 117 3 697 4111 441 226 1,21 30CrMnT i  120 270300 922 736 510 461 253 1,25  60  300 911 1 7115 549 490 245 1,25  111 0  320 107 9 1163 6011 530 245 1,25 25Cr2Mn  100  340 122 6 9111 6117 5911 304 1,25  60  360 147 2 1226 1153 1126 373 1,25 165 nên dùng dao phay đĩa để gia cơng. Đối với mối ghép cĩ độ dơi cĩ thể vát mép hoặc tăng độ mềm của mép moay ơ... - Về mặt cơng nghệ: dùng các phƣơng pháp lăn nén, phun bi để san phẳng các nhấp nhơ bề mặt; thấm than, thấm xianua sau đĩ đem tơi để tăng độ rắn bề mặt; gia cơng tinh bề mặt trục nhằm làm giảm các nhấp nhơ... b) Vật liệu chế tạo trục * Các yêu cầu của vật liệu làm trục - Cĩ độ bền cao; - Ít nhạy với ứng suất tập trung; - Cĩ thể nhiệt luyện đƣợc và dễ gia cơng. * Các vật liệu thƣờng dùng (chủ yếu là thép các bon và thép hợp kim) - Đối với trục chịu ứng suất khơng lớn lắm cĩ thể dùng: CT5, C35, C45, C50, ...(C45 đƣợc dùng phổ biến nhất). - Trƣờng hợp trục chịu ứng suất lớn cĩ thể dùng thép hợp kim 40Cr, 40CrNi,...nhiệt luyện hoặc tơi cao tần. - Đối với trục quay nhanh lắp với ổ trƣợt, ngõng trục cần độ rắn cao thì dùng thép C20, 20Cr, thấm than rồi tơi. Nếu trục chịu ứng suất lớn, vận tốc cao thì dùng 12Cr, Ni2A, 12Cr2Ni4A thấm than và tơi. - Khi chế tạo trục thƣờng dùng phơi cán, phơi rèn, ít dùng phơi đúc. 11.2. Tính tốn thiết kế trục Một số quy ƣớc khi tính tốn trục : - Mặt phẳng chiếu: lực tƣơng tác giữa chi tiết dẫn và bị dẫn đƣợc phân tích thành hình vuơng gĩc với nhau P , Fr , Fa . Do vậy biểu đồ momen uosn đƣợc xây dựng trong hai mặt phẳng vuơng gĩc . - Lực vịng tF : tiếp tuyến với vịng lăn của hai chi tiết ăn khớp . - Lực hƣớng tâm Fr: hƣớng từ điểm ăn khớp tới tâm trục . - Lực chiều trục Fa: song song với đƣờng tâm của trục . 11.2.1. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính tốn a ) Các dạng hỏng : Các dạng hỏng chủ yếu của trục ao gồm : gãy trục , mịm trục, khơng đủ độ cứng ( Độ võng trục quá lớn ). 166 Khi trục quay chịu tác dụng momen uốn và xoắn thay đổi thì các vết nứt cĩ thể đƣợc hình thành tại vị trí bất kì trên chu vi trục. Đối với trục tâm khơng quay vết nứt hình thành trên hƣớng đối diện và nghiêng một gĩc khoảng 150 so với phƣơng lực tác dụng.  Gãy trục : trục bị gãy do quá tải hoặc mỏi bỡi những nguyên nhân sau : - Thƣờng xuyên làm việc quá tải khi tính tốn khơng đánh giá đúng đặc điểm và trị số trọng tải . - Khơng đánh giá đúng ảnh hƣởng của sự tâp trung ứng suất do trục gây nên . - Cĩ sự tập trung ứng suất lớn do chất lƣợng chế tạo xấu . - Sử dụng và lắp ráp khơng đúng kĩ thuật hoặc lắp khơng đúng kiểu lắp ghép . Bảng 11.2 TT HƢ HỎNG NGUYÊN NHÂN HẬU QUẢ 1 Bề mặt làm việc của các cổ trục bị cào xước. Do dầu cĩ chứa nhiều cặn bẩn, nếu vết cào xước sâu cĩ thể do cát hoặc kim loại. Làm cho các cổ trục bị mịn nhanh, mịn thành gờ. 2 Các vị trí cổ trục, cổ biên bị mịn cơn và ơvan. - Do ma sát giữa bạc và cổ trục.- Chất lượng dầu bơi trơn kém, trong dầu cĩ chứa nhiều tạp chất.- Do bạc bị mịn.- Do lực khí cháy thay đổi theo chu kỳ.- Do làm việc lâu ngày. - Làm tăng khe hở lắp ghép sinh ra va đập trong quá trình làm việc.- Làm tăng khe hở giữa cổ trục và cổ biên dẫn tới giảm áp suất dầu bơi trơn. 3 Trục bị bĩ cháy lớp kim loại trên bề mặt làm việc. - Do khe hở lắp ghép giữa trục và bạc quá nhỏ, do thiếu dầu bơi trơn, tắc đường dẫn dầu hoặc do lỗi chế tạo. Làm giảm tuổi thọ của trục khuỷu cũng như của bạc. Nếu lặng cĩ thể phá hỏng chi tiết của trục khuỷu. 4 Cổ trục bị cong, xoắn. - Do lọt nước vào trong buồng cháy, do kích nổ hoặc do sự cố piston thanh truyền.- Do làm việc lâu ngày.- Do tháo, lắp khơng đúng kỹ thuật. - Làm cho piston chuyển động xiên trong xilanh gây hiện tượng mịn cơn và ơvan cho xilanh, piston. 5 Trục bị nứt, gãy. - Do hiện tượng kích nổ., do sự cố piston thanh truyền gây ra., do vật liệu chế tạo khơng đảm bảo yêu cầu., do tháo lắp khơng đúng kỹ thuật. - Làm phá hỏng trục khuỷu., phá hỏng động cơ.  Mịn trục : đối với ngõng trục lắp ổ trƣợt , khi tính tốn và sử dụng sai yêu cầu kỹ thuật thì màng dầu ơi trơn khơng hình thành đƣợc , sinh ra ma sát trên ề mặt 167 làm việc ,ngõng trục bị nĩng lên và lĩt trục mịn nhanh. Trục cĩ thể ị dính ,ị xƣớc và mất khả năng làm việc .  Trục khơng đủ độ cứng : dƣới tác dụng của lực tác dụng lên trục , làm trục bị biến dạng , ảnh hƣởng đến hả năng làm việc của ổ trục ,phá hỏng sự tiếp xúc bề mặt làm việc của chi tiết truyền động Đối với các trục chính của các máy gia cơng cắt gọt , làm mất độ chính xác và độ nhẵn các bề mặt gia cơng.  Ngồi ra, khi làm việc do trục bị biến dạng và quay nhanh dƣới tác dụng của tải trọng sinh ra dao động . b) Chỉ tiêu tính: Các tiêu chuẩn chính về khả năng làm việc của trục là độ bền và độ cứng. Độ bền của trục phụ thuộc vào giá trị và đặc trƣng của ứng suất sinh ra do tác dụng của các lực tác dụng. Sự thay đổi lực tác dụng và chiều của lực tác dụng lên trục gây nên ứng suất thay đổi . Nếu tải trọng cĩ giá trị và chiều khơng thay đổi nhƣng tác dụng lên trục khơng quay thì gây nên ứng suất khơng đổi, cịn nếu tác dụng lên trục quay, sinh ra ứng suất thay đổi. Đối với trục khơng quay và ứng suất sinh ra khơng dổi thì ta tính theo độ bền tĩnh. Dạng hƣ hỏng chủ yếu của trục quay nhanh là phá hủy do mỏi, do vậy ta phải tính toaasn chúng theo độ ền mỏi . Đối với các trục quay chậm, khơng những tính tốn theo độ bền mỏi mà cịn phải tính tốn theo độ ền tĩnh để tránh quá tải. Do đĩ, khi tính tốn thiết kế trục để xác định sơ bộ đƣờng kính và kết cấu trục theo ứng suất cho phép ,sau đĩ phải tính tốn kiểm nghiệm hệ số an tồn.  Ngồi ra, để các chi tiết lắp với trục làm việc đƣợc bình thƣờng , ta phải tính chúng theo độ cứng. Đối với các trục quay nhanh , ta cịn phải tính tốn dao động của trục . Các đại lƣợng tải trọng cho trƣớc là momen xoắn T , momen uốn Mx, My . ảnh hƣởng của lực kéo nén khơng đáng kể nên ta bỏ qua. 11.2.2. Tính tốn trục về độ bền Chỉ tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục là độ bền , ngồi ra là độ cứng và đối với trục quay nhanh là ổn định dao động . 168 Tính thiết kế trục về độ bền bao gồm các bƣớc sau đây : chọn vật liệu trục ,xác định các ứng suất cho phép , tính sơ bộ đƣờng kính trục , tính gần đúng các đƣơng kính đoạn trục , kiểm nghiệm trục về bền mỏi , kiểm nghiệm trục về quá tải. Cĩ 3 bƣớc tính tốn : - Tính sơ bộ - Tính gần đúng - Tính kiểm nghiệm. - Tính sơ bộ trục: Tính tốn thiết kế hay tính sơ bộ ở giai đoạn này ta xách định đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm ,đồng thời thiết kế kết cấu trục.  Tính theo cơng thức kinh nghiệm : Chỉ xét tác dụng của momen xoắn Tx vì lúc này chiều dài trục chƣa đƣợc xác định nên chƣa tìm đƣợc momen uốn. - Đối với đƣờng kính đầu trục vào hộp giảm tốc đƣợc lấy bằng (0.11÷ 0.12) đƣờng kính trục động cơ điện. d1 = (0.11÷ 0.12).dđộng cơ - Đối với đƣờng kính đầu trục ra d2 = (0.3÷ 0.35).A (A khoảng cách trục )  Tính theo điều kiện ền xoắn : Dƣới tác dụng của momen xoắn :   6 x 9.55 10 N T N.mm n    Trong trục sinh ra ứng suất xoắn : x x 3 0 T T W 10 d     Điều kiên ền xoắn là :  x x 3 0 T T W 10 d       (11-1) Trong đĩ : Tx ( N.mm) : momen xoắn của trục . [τ] = 20 ÷ 35 ( N.mm2 ) : ứng suất cho phép . Thay giá trị Tx vào cơng thức 11-1 ta cĩ 169     6 6 3 3 9.55 10 N 9.55 10 N d n 0.2 d n 0.2              Đặt   6 33 9.55 10 N C d 0.2 n       C (11-2) Trong đĩ : 0W (N.mm) : momen cản xoắn của trục d (mm) : đƣờng kính trục N (Kw ) : cơng suất truyền qua trục n (vịng/phút) : số vịng quay trong 1 phút của trục [τ] ( N/ mm2 ) : ứng suất xoắn cho phép Hệ số C đƣợc chọn nhƣ sau : C = 130 ÷ 110 với [τ] = 20 ÷ 30 (N/mm2 )đối với trục vào hộp giảm tốc C = 160 ÷ 150 với [τ] = 12 ÷ 15(N/mm2 ) đối với tiết diện nguy hiểm của trục - Tính gần đúng: Từ đƣờng kính trục sơ bộ, xác định sơ bộ kết cấu trục, chiều dài các đoạn trục Sau đĩ tính tốn momen uốn trên các tiết diện trục. Bƣớc tính gần đúng trục nhằm xác định đƣờng kính các đoạn trục dựa trên tác dụng đồng thời của monem uốn và momen xoắn. Xác định tải trọng tác dụng lên trục :Để tính tốn đƣờng kính trục ta cần xây dựng biểu đồ ứng lực trên tồn bộ chiều dài của trục muốn vậy ta phải xác định ngoại lực tác dụng lên trục chính là lực ăn khớp của các cặp bánh răng đƣợc lắp lên trục. Cơng thức tính lực ăn khớp cho trong bảng sau ,chú ý gĩc β là gĩc nghiêng của răng ( với bánh răng trụ thẳng thì gĩc β = 0). Lực ăn khớp Bánh nhỏ(bánh dẫn ) Bánh lớn( bánh bị dẫn) Lực vịng 1 t1 1 2 T F d   2 t2 2 2 T F d   Lực hƣớng tâm r1 1 tg F P cos    r2 2 tg F P cos    Lực dọc trục a1 1 F P tg   a 2 2F P tg   Trong đĩ : 1 2T (N.mm); T (N.mm) : momen cản xoắn của trục 1 2d (mm); d (mm) : Đƣờng kính trục 170 N (Kw ) : Cơng suất trên trục  : Gĩc nghiêng của răng  : Gĩc ăn khớp trong tiếp diện pháp tuyến  Lưu ý : - Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên chẳng hạn, bao gồm : lực vịng Ft , lực hướng tâm Fr , lực dọc trục Fa ,coi như tập trung tại tâm ăn khớp và đặt tại điểm giữa bề mặt bánh răng .Khi dời về tâm trục ,lực Ft tương đương với một lực Ft đặt tại tâm trục và momen xoắn T , lực Fa tương đương với một lực Fa đặt tại tâm trục và momen uốn Mu. - Đối với ộ truyền đai/xích, lực tác dụng Fr lên trục do lực căng đai/xích tạo nên. Các lực này điều là lực hướng tâm ,cĩ điểm đặt nằm trên đường tâm trục ,tại điểm giữa bề rộng bánh đai/ đĩa xích, hướng từ bánh đai /xích lắp len trục đến tâm bánh vít /xích kia . 11.2.3. Tính trục về độ cứng a) Độ cứng uốn : Trục cĩ độ võng gây nên sự phân bố khơng đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, khi gĩc xoay quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong ổ . Do đĩ, điều kiện để đảm bảo độ cứng uốn là : f ≤ [f] ; θ ≤ [θ] ,trong đĩ [f] và [θ] là độ võng và gĩc xoay cho phép . Hình 11.2. Độ võng và gĩc xoay của trục o Các cơng thức tính độ võng f và gĩc xoay θ của các sơ đồ đơn giản o Gía trị [f] và [θ] phụ thuộc vào yêu cầu kết cấu , cĩ thể cho trƣớc b) Độ cứng xoắn: Trong đa số các trƣờng hợp thì độ cứng xoắn khơng cĩ ý nghĩa quan trọng và khơng cần tính tốn. Tuy nhiên nĩ cĩ ý nghĩa đặt biệt quan trọng đối với các cơ cấu phân độ , máy phay răng vì chuyển vị gĩc làm giảm độ chính xác chế tạo. chuyển vị 171 gĩc trong các bánh răng liển trục và trục then hoa làm tăng sự phân bố khơng đều tải trọng theo chiều rộng vành răng .   0 T l G J       (11-3) 11.3. Trình tự thiết kế trục - Ta tính tốn thiết kế trục theo trình tự sau: - Chọn vậtt liệu chế tạo trục và tra các giá trị giới hạn bền b , và giới hạn chảy ch . - Tính hoặc chọn ứng suất uốn cho phép [ơ]. - Xác định lực tác dụng lên trục từ các chi tiết máy lắp trên nĩ. - Nếu chƣa biết kích thƣớc theo chiều dài trục thì ta tính tốn sơ bộ đƣờng kính trục - Cịn nếu kích thƣớc theo chiều dài trục ta biết trƣớc thì ta bỏ qua giai doạn này. - Thiết kế sơ bộ kết cấu trục, chọn các kích thƣớc trục theo chiều dài trục. -Vẽ các biểu đồ mơmen xoắn và uốn, tìm các tiết diện nguy hiểm - Sau đĩ tính tốn đƣờng kính trục tại các tiết diện nguy hiểm theo cơng thức (10.111). - Kiểm nghiệm trục theo hộ số an tồn. - Kết hợp với tính tốn ổ trục để quyết định lần cuối kết cấu trục. - Kiểm tra trục về quá tải, kiểm tra độ bền dập của then và then hoa. - Đối với các trục quan trọng, ta cần phải kiểm tra trục theo độ cứng, độ ổn định dao động. Ví dụ 6.1 Tính trục 1 Ta cĩ: + Lực vịng : Ft1 = 3126,55 (N) + Lực hướng tâm : Fr1= 1075,111(N) 172 + Lực dọc trục : Fa1= 1075,111(N) + Đƣờng kính vịng lăn trung bình: dtb1= mtb1. Z1= 4,25. 23= 97,75 (mm) - Lực căng ban đầu đối với mỗi đai: S0 = .F= 1,2.1311 = 165,6 (N). - Lực tác dụng lên trục: R = 2S0.Z.sin =2.165,6.4.sin = 1220 (N). Giải - Phản lực tại gối đỡ:  1 ' ' " 1. . . 0d 1 1 2 d tbM R l Y l F l l FAy B r a         ' " 1. .1 1 1 2 ' d tbF l l R l F r d a Y B l      97,75 1075,81(85 62) 1220.95 1075,81. 2 1115,58 85      (N) d 1 Y R Y Y F AB r      =0 + YA= Rd – YB+ Fr1 = 1220– 1115,511 +1075,111 = 11110,23(N) +    3126,55' " 85 621 5407,09 ' 85 F l l t X B l          (N) + 0 1 X X X F A tB      XA= -XB- Ft1=-5407,09 - 3126,55=- 22110,54 (N) - Tính momen uốn tại tiết diện nguy hiểm: + Tại tiết diện k-k: Muy =Rd. l1= 1220. 95= 115900(N.mm) Mux = 0 (N.mm)   1 152 2 2 20 115900900 M M Muy ux k k        (N.mm) 173 + Tại tiết diện m-m: Muy = Rd.(l1 + l’) – YA.l’ = 1220.(95+ 115) – 1153,31.115 = 1215611,65(N.mm) Mux =XA.l ’ =22110,54.115= 1931145,9( N.mm)   2 2 121568,6 2 2193845,9 22885 12,52 UY UX M M M m m        (N.mm) + Tại tiết diện n-n: 97,751. 1075,81. 52580,21 1 2 2 d tbFM uy a      (N.mm) Mux = 0   ( 52580,2 2 2 20 52580, 11) 22 n n M M M uy ux        (N.mm) - Tính đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm theo cơng thức:   d 3 0,1. tMd   + Momen xoắn trên trục I: 5,996 69,55.10 . 9,55.10 . 152810,2 374,35x N IM n I    (N.mm) + Tại đai: 2 2 2 2 1 0,75. 0 0,75.152810,2 132337,51 d U M M M t      (N.mm)   =50 N/mm2   132337,51d3 3 29,8 0,1. 0,1.50 M td dai      (mm.) Lấy dđai= 30 (mm) + Tại tiết diện K-K 2 2 2 20,75. 0,75.152810,2 175914,83 d 1 115900M M M t u      (N.mm)   =50 N/mm2 174     175914,83d3 3 32,77 0,1. 0,1.50 M td k k       (mm.) Lấy d(k-k) = 35 (mm) Tại tiết diện m-m: 2 22 20,75. 228812,52 0,75.152810,2 264326,29 d M M Mu xt      (N.mm)   =50N/mm2     264326,29d3 3 37,53 0,1. 0,1.50 M td m m       (mm). Lấy d(m-m) = 40 (mm) Tại tiết diện n-n: 2 2 2 2152810,252580,210,75. 0,75. 142400,47 d M M Mu xt      (N.mm)   =50 N/mm2     142400,d3 3 30,54 0,1. 0,1.5 47 0 M td n n      (mm). Lấy d(n-n)= 35 (mm) 175 CÂU HỎI ƠN TẬP 1- Trục đƣợc phân loại nhƣ thế nào 2- Dựng biểu đồ moment uốn và xoắn để làm gì? Mặt cắt nào của trục gọi là mặt cắt nguy hiểm? 3- Giải thích tại sao trên cùng một đoạn thân trục để lắp chi tiết quay ta lại chọn hai chế độ lắp khác nhau. Ví dụ H7/s6 và H7/e9 176 Chƣơng 12. Ổ LĂN 12.1. Khái niệm chung 12.1.1. Giới thiệu về ổ lăn Ổ lăn là loại ổ mà tải trọng truyền từ trục đến các gối trục phải qua các con lăn. Nhờ cĩ con lăn nên ma sát trong ổ là ma sát lăn. Vịng trong và vịng ngồi thƣờng cĩ rãnh để dẫn hƣớng cho con lăn và để giảm ứng suất. Vịng trong lắp với ngõng trục, vịng ngồi lắp với gối trục (vỏ máy, thân máy). Thƣờng thì vịng trong quay cùng với trục, cịn vịng ngồi thì đứng yên, nhƣng cũng cĩ khi vịng ngồi quay cùng với gối trục cịn vịng trong đứng yên cùng với trục. Hình 12.1 ổ lăn 1: vịng ngồi; 2: vịng trong; 3: con lăn; 4: Vịng cách 12.1.2. Phân loại ổ lăn - Con lăn cĩ thể là bi hoặc đũa, lăn trên rãnh lăn. Vịng cách cĩ tác dụng ngăn cách các con lăn khơng cho chúng tiếp xúc với nhau. Theo hình dáng con lăn phân ra: ổ bi và ổ đũa. ổ kim là biến thể của ổ đũa trụ dài. Bi, đũa trụ ngắn, đũa trụ dài, đũa cơn, đũa hình trống đối xứng hoặc khơng đối xứng, đũa kim, đũa xoắn, (H.12.2) Do đĩ theo hình dạng con lăn, ngƣời ta chia ra ổ bi và ổ đũa. Ổ kim xem nhƣ là ổ đũa trụ dài. 177 a, Bi; b, Trụ ngắn; c, Trụ dài; d, Đũa xoắn; e, Cơn; f, Trống đối xứng; g, Trống khơng đối xứng; h, Kim Hình 12.2: Các dạng con lăn Hình 12.3 Các loại ổ bi Hình 12.4 Các loại ổ đũa Theo khả năng chịu tải trọng phân ra: - Ổ đỡ: chịu lực hƣớng tâm là chủ yếu - Ổ chặn: chỉ chịu đƣợc lực dọc trục - Ổ đỡ chặn: chịu đƣợc đồng thời cả lực hƣớng tâm và lực dọc trục - Ổ chặn đỡ: chịu lực dọc trục đồng thời chịu đƣợc một ít lực hƣớng tâm Theo số dãy con lăn phân ra: ổ một dãy, hai dãy, bốn dãy. Theo cỡ đường kính ngồi và chiều rộng ổ lăn (với cùng đƣờng kính trong) chia ra: ổ đặc biệt nhẹ, nhẹ, nhẹ rộng, trung bình, trung bình rộng, nặng. 178 Theo khả năng tự lựa của ổ: ổ tự lựa và ổ khơng tự lựa. ổ lăn tự lựa cĩ mặt trong của vịng ngồi là mặt cầu, nhờ đĩ gĩc nghiêng của vịng trong và vịng ngồi cĩ thể tới 20-30. 12.1.3. Độ chính xác chế tạo ổ lăn - Độ chính xác chế tạo ổ lăn quyết định bởi độ chính xác của kích thƣớc lắp ghép các vịng ổ và độ chính xác khi quay (độ đảo hƣớng tâm, độ đảo dọc trục) - Tiêu chuẩn quy định 5 cấp chính xác: 0, 6, 5, 4, 2 (theo đọ chính xác tăng dần) Cấp chính xác 0 6 5 4 2 Độ đảo hƣớng tâm ( 20 10 5 4 2,5 Giá thành tƣơng đối 1 1,3 2 4 10 Thƣờng dùng cấp chính xác 0 (hộp giảm tốc, hộp tốc độ, các kết cấu thơng dụng trong ngành cơ khí). Cấp chính xác cao hơn đƣợc dùng trong trục chính máy cắt kim loại, trục trong các dụng cụ đo chính xác 12.1.4. Các loại ổ lăn thƣờng dùng Ổ bi đỡ một dãy (Hình 12.3a): chủ yếu là để chịu lực hƣớng tâm, nhƣng cũng cĩ thể chịu lực dọc trục bằng 70% lực hƣớng tâm khơng dùng đến (lực hƣớng tâm khơng dùng đến là hiệu giữa lực hƣớng tâm cho phép với lực hƣớng tâm thực tế). ổ bi đỡ một dãy cĩ thể làm việc bình thƣờng khi trục nghiêng một gĩc nghiêng nhỏ, khơng quá 15’-20’. Ổ bi đỡ lịng cầu hai dãy (Hình 12.3b): chủ yếu chịu tải trọng hƣớng tâm, nhƣng cĩ thể chịu thêm tải trọng dọc trục bằng 20% khả năng chịu lực hƣớng tâm khơng dùng đến. ổ cĩ thể làm việc bình thƣờng khi trục nghiêng một gĩc nghiêng tới 2-30. Ổ đũa trụ ngắn đỡ một dãy (Hình 12.4a): chủ yếu để chịu lực hƣớng tâm. So với ổ bi đỡ một dãy cùng kích thƣớc loại ổ này cĩ khả năng chịu lực hƣớng tâm lớn hơn khoảng 70%, đồng thời chịu va đập tốt hơn. Tuy nhiên một số kiểu ổ đũa trụ ngắn đỡ khơng chịu đƣợc lực dọc trục và cũng khơng cho phép nghiêng trục. Ổ đũa đỡ lịng cầu hai dãy (Hình 12.4b): chủ yếu để chịu lực hƣớng tâm, khả năng chịu lực hƣớng tâm của loại này gấp hai lần so với ổ bi đỡ lịng cầu hai dãy cùng kích thƣớc và cĩ thể chịu đƣợc lực dọc trục bằng 20% lực hƣớng tâm khơng dùng tới. 179 Ổ kim (Hình 12.4c): là ổ mà con lăn là những đũa trụ nhỏ và dài - gọi là kim. Số kim nhiều gấp mấy lần so với số đũa trong các ổ đũa thơng thƣờng. ổ kim hay dùng ở những chỗ cần hạn chế kích thƣớc hƣớng kính. Ổ đũa trụ xoắn đỡ (Hình 12.4e): là ổ mà con lăn là hình trụ rỗng, bằng băng thép mỏng cuốn lại (gọi là đũa trụ xoắn), ổ này khơng chịu đƣợc lực dọc trục. Nhờ đũa trụ xoắn cĩ tính đàn hồi cao nên ổ chịu tải trọng va đập tốt, cĩ thể làm việc bình thƣờng khi trục nghiêng tới 30’. Ổ bi đỡ chặn một dãy (Hình 12.3c): chịu đƣợc cả lực hƣớng tâm và lực dọc trục. Khả năng chịu lực hƣớng tâm của ổ này lớn hơn ổ bi đỡ một dãy khoảng 30á40%. Khả năng chịu lực dọc trục phụ thuộc vào gĩc tiếp xúc giữa bi với vịng ngồi - gĩc tiếp xúc càng lớn thì khả năng chịu lực càng lớn. Ổ đũa cơn đỡ chặn (Hình 12.4d): cĩ thể chịu cả lực hƣớng tâm lẫn lực dọc trục lớn. ổ đũa cơn đỡ chặn cĩ thể chịu đƣợc lực hƣớng tâm bằng 170% so với ổ bi đỡ một dãy cùng kích thƣớc. Loại này đƣợc dùng nhiều trong chế tạo máy vì tháo lắp đơn giản, điều chỉ khe hở và bù lƣợng mịn thuận tiện. 12.2. Lực và ứng suất trong ổ lăn 12.2.1. Sự phân bố lực trên các con lăn Lực hƣớng tâm Fr từ trục truyền tới vịng trong và phân bố khơng đồng đều trên các con lăn. Dƣới tác dụng của lực Fr chỉ cĩ các con lăn nằm trong miền chịu tải chống cung khơng quá 180 0 mới chịu lực. Con lăn chịu lực lớn nhất nằm trong mặt phẳng tác dụng của lực Fr. Bài tốn về phân bố lực giữa các con lăn là bài tốn siêu tĩnh. Để đơn giản ta giả thiết các con lăn bố trí đối xứng với mặt phẳng tác dụng của lực Fr. Theo điều kiện cân bằng của lực ta cĩ : 0 1 2 2 .cos 2 .cos2 ..... 2 .cos    r nF F F F F n   (12-1) Trong đĩ: 4  z n với z là số con lăn Fi lực tác dụng lên con lăn thứ i (i=1÷n) Giả thiết dƣới tác dụng của lực Fr các vịng ổ khơng uốn và cĩ khe