Câu4. ( hình vẽ ) Nêu các yếu tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi của CTM .Các biện pháp nâng cao độ bền mỏi của CTM. a. Sự tập trung ứng suất :Xuất hiện tại chỗ thay đổi kích thước đột ngộtlàm cho ứng suất tăng từ dn max VD:góc lượn,lỗ Hệ số tập trung ứng suất :Dùng hai thông số là hệ số tập trung lý thuyết và hệ số tập trung thực tế Lý thuyết = max min >1 = maxdn Thực tế k =r rc >1 r ,rc : giới hạn mỏi của mẫu có hoặc không có tập trung ứng suất k < nhờ sự trợ lực tế vi của các lớp vật liệu bên cạnh lớp vật liệu chịu tải lớn nhất , đồng thời do hiệu ứng tăng bền trên lớp bề mặt do gia công b.ảnh hưởng của kích thước tuyệt đối : Kích thước càng lớn thì cấu trúc vật liệu càng không đồng đều Càng tồn tại nhiều khuyết tật khi gia công Tỉ số giữa lớp tăng bền trên kích thước chi tiết giảm càng lớn càng giảm = rd rdo Fms trong đai xuất hiện trượt trơn từng phần do quá tải từng phần gây lên nếu tiếp tục tăng Ft đai trượt trơn hoàn toàn Trượt trơn có thể khắc phục được Vẽ và phân tích đường cong trượt ,đường cong hiệu suất và trình bày phương pháp tính đai theo khả năng kéo Gọi là hệ số kéo = Ft 2F0 = lực vòng có thể truyền được tổng lực căng = Vì ( F1 F2 ) là nguyên nhân gây nên trượt đàn hồi cho nên giữa hệ số kéo và hệ số trượt có mối quan hệ Bằng thí nghiệm người ta có thể xác định đường cong trượt (hình 2)
Trang 1Câu4 ( hình vẽ ) Nêu các yếu tố ảnh hởng đến giới hạn mỏi
của CTM Các biện pháp nâng cao độ bền mỏi của CTM
a Sự tập trung ứng suất :Xuất hiện tại chỗ thay đổi kích thớc
đột ngột→làm cho ứng suất tăng từ σdn→σmax
VD:góc lợn,lỗ
-Hệ số tập trung ứng suất :Dùng hai thông số là hệ số tập
trung lý thuyết α và hệ số tập trung thực tế
Lý thuyết ασ = σmax / σmin >1 στ = τmax/τdn
Thực tế kσ =σr / σrc >1 σr ,σrc : giới hạn mỏi của
mẫu có hoặc không có tập trung ứng suất
kσ < α σ→ nhờ sự trợ lực tế vi của các lớp vật liệu bên
cạnh lớp vật liệu chịu tải lớn nhất , đồng thời do hiệu ứng
tăng bền trên lớp bề mặt do gia công
b.ảnh h ởng của kích th ớc tuyệt đối :
- Kích thớc càng lớn thì cấu trúc vật liệu càng không đồng
đều
-Càng tồn tại nhiều khuyết tật khi gia công
-Tỉ số giữa lớp tăng bền trên kích thớc chi tiết giảm → càng
lớn càng giảm
εσ = σrd / σrdo <1, ετ <1 do: đờng kính tiêu chuẩn
(7→10mm)
c Trạng thái bề mặt β:
d ảnh hởng của chế độ ứng suất : ảnh hởng của ứng suất trung
bình →giới hạn mỏi
-Khi σm tăng thì giảm , chỉ cần biên độ nhỏ cũng gây ra h
hỏng (tức là chỉ cần σa nhỏ cũng gây ra hỏng )
Câu 5 ( 2 hình vẽ ) Các hiện tợng trợt trong bộ truyền đai
Nêu rõ nguyên nhân và hậu quả đến khả năng làm việc của bộ
truyền đai Vẽ và phân tích đờng cong trợt ,đờng cong hiệu
suất và trình bày các phơngpháp tính đai theo khả năng kéo
.Thiết lập công thức tính đai dẹt và đai thang theo khả năng
kéo
1.Hiện tợng trợt trong đai :
a.Trợt đàn hồi :Trên bánh bị động đai vào tiếp xúc với bánh
đai ở điểm C chịu sức căng F2 tơng ứng đai bị dãn một lợng
δ2λ2, tơng ứng với bánh đai dãn một lợng λ1→đai dãn thêm
một lợng (λ1 -λ2 ) do F1> F2
-Đai vừa chuyển động vừa dãn → sự trợt trên bánh đai
-Trên bánh chủ động A F1→λ1
B F2→λ2
-Sự trợt trên hai bánh do biến dạng đàn hồi khác nhau gây ra
cho nên gọi là trợt đàn hồi
+trợt đàn hồi càng nhiều khi (λ1 -λ2 ) tăng F1 - F2 =Ft tăng
+trợt đàn hồi phụ thuộc vào tải trọng làm việc cứ truyền lực
vòng Fv→ có sự trợt
+trợt đàn hồi không phải xảy ra trên toàn khung ôm AB,CD
mà chỉ xảy ra trên một cung trợt nhỏ hơn cung ôm
-Tại A,C chênh lệch lực căng cha đáng kể chỉ khi đến điểm
Kvà I xác định khi mà chênh lệch lực căng đủ lớn thì nó suất
hiện trợt
b Trợt trơn:Nếu tăng Ft > Fms trong đai xuất hiện trợt trơn
từng phần do quá tải từng phần gây lên nếu tiếp tục tăng Ft
→đai trợt trơn hoàn toàn
-Trợt trơn có thể khắc phục đợc
*Vẽ và phân tích đờng cong trợt ,đờng cong hiệu suất và trình
bày phơng pháp tính đai theo khả năng kéo
-Gọi Ψ là hệ số kéo Ψ = Ft/ 2F0 = lực vòng có thể
truyền đợc / tổng lực căng
Ψ=
0
F 2
1
2
1
2σ
σ
F
F
F
F
=
+
−
Vì ( F1 - F2 ) là nguyên nhân gây nên trợt đàn hồi cho nên giữa hệ số kéo và hệ số trợt có mối
quan hệ
-Bằng thí nghiệm ngời ta có thể xác định đờng cong trợt (hình
2)
-Lúc đầu khi tăng Ft→Ψ tăng thì hệ số trợt ε tăng đờng biểu
diễn là đờng cong bậc nhất ở giai đoạn này chỉ có trợt đàn hồi
.Bắt đầu từ ϕ0 nếu tiếp tục tăng Ft thì ngoài trợt đàn hồi trong
đai bắt đầu có trợt trơn từng phần đờng biểu diễn là đờng
cong với hệ số góc tăng dần
-Còn đờng cong η lúc đầu Ft tăng →η tăng chủ yếu là do tổn
thất ma sát tăng chậm so với sự tăng của công suất
-Từ đồ thị đờng cong trợt và đờng cong hiệu suất →đai làm việc có lợi tại Ψ=Ψ0 .Tại đó hiệu suất đạt cực đại và khả năng kéo tơng đối lớn
-Ψ0 đợc gọi là hệ số kéo tới hạn dựa vào Ψ0 ngời ta tính toán
đai thiết lập khả năng kéo tính toán sao cho trong đai không xảy ra trợt trơn
*Thiết lập công thức tính đai dẹt và đai thang theo khả năng kéo :
-Đai làm việc có lợi khi hệ số kéo bằng hệ số kéo tới hạn Vì vậy ứng suất có ích trong đai đợc xác định theo công thức :
] [σ A
.K F
F = < Ft: lực vòng (N) A: diện tích tiết diện đai
Kđ:hệ số kể đến ảnh hởng tính chất tải trọng Thay Ft =1000P/V (KW/ (m/s)) A=b.δ mm2
[σF0] : đã xác định bằng thực nghiệm
**Tính đai dẹt theo khả năng kéo : [σF]= [σF0].Cα.CVCb
Cα.:Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm ≠1800 Cα. =1-0,003(180-α1)
CV: Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc (ảnh hởng đến độ bám của đai vào bánh đai do lực li tâm ) CV =1,04-0,0004V2(V=10 m/s là điều kiện thí nghiệm )
-Hệ số Cb:là hệ số ảnh hởng đến bộ truyền
β ≤60 Cb=1 60<β≤180 Cb=0,9 80<P≤90 Cb=0,8 [σF0]:ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm đối với bộ truyền đai làm việc với Ψ= Ψ0 ứng với góc ôm
α=1800(d1-d2) ,bộ truyền đặt nằm ngang ,với vận tốc làm việc
10 m/s tải trọng tĩnh → thu đợc [σF0] -Thay vào ta tính đợc chiều rộng đai : b=
b V σ F
d
.C C ].C σ.V[σ
1000.P.K
0
*Cách sử dụng công thức :
-Trớc tiên tính d1=(1000ữ1300)3
1
1
n
P
lấy d1 tiêu chuẩn ,
từ d1 suy ra V=Πd1/60.1000 -Chọn δ theo tỷ số (δ/d1)max ứng với từng loại đai nhằm đảm bảo cho đai không bị uốn Đối với vải cao su (δ/d1)max
=1/40, lấy δ tiêu chuẩn -Các hệ số còn lại đợc xác định =đk thực tế chiều rộng btính
đợc phải tiêu chuẩn hoá
**Tính đai thang theo khả năng kéo
σF=Ft.Kđ/A≤[σF] A=Z.A1 với A1 (mm2) tra bảng tiêu chuẩn
-Sau đó biến đổi công thức Ft=Z.A1.[σF]/Kđ
P1=FtV/1000=
60.1000
n σ.d 10
1 K
] [σ
3 d
F 1
P1=Z
d
K
[P]
(**) [P] : công suất có ích cho phép xác định với bộ truyền đai làm việc với Ψ= Ψ0 cho bộ truyền có Z=1 Công suất [P] chỉ
đợc xác định ứng với một số điều kiện nhất định [P] =[P0].CαCZ.CU Cl
[P0]: là công suất có ích cho phép đợc xác định bằng thực nghiệm cho mỗi loại tiết diện đai ứng với các đờng kính d1
khác nhau và vận tốc khác nhau Z=1 U=1 ,α=1800 chiều dài đai l0 làm việc êm
CU :ảnh hởng của tỉ số truyền
Cl : ảnh hởng của chiều dài đai
CZ: ảnh hởng của số đai hay ảnh hởng của sự phân bố không
đều tải trọng cho các đai
Trang 2-Lúc cha biết số đai Z bằng bao nhiêu thì dựa vào tỉ số P1/
[P0]=Z'
-Thay vào (**) suy ra công thức thiết kế
Z=
Z l U
σ
0
d
1
.C C
C
].C
[p
.K
P
Z tính ra phải ≤6 bởi vì số đai càng lớn thì sự phân bố các đai
càng khômg đều
-Tính đai thang thờng và đai thang dẹt giống về công thức Z
chỉ khác ở [P0] cho phép
Câu 6 Vai trò và cách xác định lực ép trong truyền động bánh
ma sát
Muốn truyền lực vòng Ft tại chỗ tiếp xúc của bánh ma sát
phải có đủ lực ma sát cần thiết Muốn vậy phải ép các bánh
ma sát với lực ép Fe nhằm tạo ra lực pháp tuyến Fn trên bề
mặt tiếp xúc sao cho Fms=f.Fn >Ft hoặc để an toàn tránh
tr-ợt trong khi làm việc do mòn , rung động hoặc quá tải lấy
Fms=f.Fn =S.Ft
Trong đó S :hệ số an toàn với các bộ truyền lực S=1,25ữ1,5
Tuỳ theo kết cấu của bộ truyền bánh ma sát và cơ cấu ép biết
lực pháp tuyến sẽ tính đợc lực ép
+đối với bộ truyền bánh ma sát tụ hoặc bộ biến tốc mặt đĩa
Fe=Fn→Fe=S.ft /f
+đối với bộ truyến bánh ma sát côn Fe1=Fn
.sin δ1=S.Ft.sinδ1/f
Fe2=Fnsinδ2=S.Ft sinδ2/f
+với bộ truyền giảm tốc (u>1) vì δ2> δ1 nên Fe2>Fe1do đó để
tạo ra cùng một lực ma sát nên ép bánh một vào bánh 2 nh thế
lực ép sẽ nhỏ hơn
Từ công thức tính lực ép có thể thấy răng để truyền lực vòng
Ft phải ép các bánh ma sát với nhau với lực ép khá lớn đối với
bộ truyền bánh ma sát trụ bằng thép không bôi trơn f=0,15
nếu lấy S=1,5 thì tính đợc Fe=10.Ft nhợc điểm này hạn chế
khả năng truyền công suất của truyền động bánh ma sát
Câu7 ( hình vẽ ) Phân tích các dạng hỏng trong truyền động
bánh ma sát và thiết lập công thức tính truyền động bánh ma
sát trụ
a Các dạng hỏng trong truyền động bánh ma sát
*Tróc rỗ bề mặt : Khi làm việc bộ truyền chịu lực ép gây nên
ứng suất tiếp xúc Khi bộ truyền chuyển động ứng suất tiếp
xúc theo chu kì theo chu trình mạch động gián đoạn do đó
sau một số chu kì chịu tải sinh ra các vết nứt vì mỏi chiều các
vết nứt nh hình vẽ
Khi bộ truyền đợc bôi trơn đầy đủ thì dầu sẽ chui vào các vết
nứt Trên bánh chủ động miệng vết nứt vào tiép xúc trớc bị bịt
lại do đó làm cho áp suất dầu tăng lên →tiếp tục sự phát triển
của vết nứt cả về bề rộng và chiều sâu cuối cùng làm bong ra
những mẩu kim loại nhỏ để lại trên bề mặt bánh ma sát những
hốc lõm li ti gây nên hiện tợng tróc rỗ bề mặt
-Trên bánh chủ động vết nứt vào tiếp xúc dầu bị ép ra do đó
không có tác dụng làm phát triẻn vết nứt
-Nh vậy tróc rỗ bề mặt do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp
xúc thay đổi có chu kì có giá trị vợt quá một giá trị cho phép
trong điều kiện bộ truyền đợc bôi trơn đầy đủ
-Tróc rỗ bề mặt chỉ xảy ra trên bề mặt chậm
*Mòn : cũng là kết quả của ứng suất tiếp xúc nhng mà ở
những bộ truyền đợc bôi trơn đầy đủ
-Sự phát triẻn của mòn là do trong dầu bôi trơn có dính bụi
*Dính
-Các dạng vừa nêu đều liên quan đến ứng suất tiếp xúc Để
không xảy ra các dạng hỏng ta phải tính sao cho σH ≤ [ σH]
b.Thiết lập công thức tính truyền động bánh ma sát trụ
-Sử dụng công thức Herlf
σH =ZM qn/2l
-Do bánh ma sát bằng gang ,thép (à=0,3 )ta có điều kiện bề
tiếp xúc
σH=0,418 qnE/σ≤[σH] ,
qn=Fn/b=S.Ft/f.b =2.ST/d1.f.b ,
a=d1+d2/2=d1(1+d2/d1)/2 =d1(1+u)/2 → d1=2a/
(u+1) ,d2=u.d1=2au/(u+1)
qn=
f.b.d
1) (u
ST1 + ,
2
1 σ
1 σ
1 = + =
au
1) (u d
2 d
2 1
+
=
E=2E1.E2/E1+E2
-Thay vào công thức Herlf ta đợc công thức kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ
σH=
f.b.u
E 1) (u S.T a
1 + ≤[σH]
Câu 8 Các dạng hỏng trong truyền động bánh răng và chỉ tiêu tính toán
a.Các dạng hỏng
*Gãy răng :dới tác dụng của lực Fn chân răng xuất hiện ứng suất uốn thay đổi có chu kì Sau một số chu kì chịu tải chân răng là nơi tập trung ứng suất tiếp tục làm việc →vết nứt sâu vào phái trong Vậy gẫy răng làdo tác dụng lâu dài của ứng suất uốn thay đổi có chu kì ,đồng thời gãy răng do quá tải Để
đảm bảo độ bền σF ≤ [σF] b.Tróc rỗ bề mặt
-Tróc rỗ bề mặt là hiện tợng do chịu ứng suất tiếp xúc thờng thấy rong các bộ truyền bôi trơn đầy đủ
-Tróc rỗ thờng xảy ra trên mặt chân răng (mặt chân răng là mặt chậm ) vào tiếp xúc ,miệng vết nứt bị bít lại làm tăng áp suất thuỷ động dẫn đến làm tróc rỗ răng Trái lại khi mặt đỉnh răng vào tiếp xúc ,đáy vết nứt vào tiếp xúc trớc dầu đợc vuốt
ra không làm tăng áp suất thuỷ động và do đó không gây nên tróc rỗ mặt đỉnh răng
-Vết tróc đầu tiên xuất hiện ở vùng đờng tâm ăn khớp về phía chân răng tại vì ở đây ứng suất tiếp xúc là lớn nhất và chịu lực
ma sát là lớn nhất -Tróc rỗ làm giảm diện tích tiếp xúc , tăng ứng suất tiếp xúc làm cho bánh răng có va đập
*Mòn : do tác dụng của ứng suất tiếp xúc nhng trong điều kiện không bôi trơn đầy đủ
-Mòn nhiều nhất ở đỉnh và chân răng , mòn càng tăng khi dầu
có nhiều cặn
*Dính răng : thờng quan sát thấy ở bộ truyền tải nặng vận tốc cao ,tại chỗ tiếp xúc các răng nhiệt độ sinh khá cao phá vỡ màng dầu bôi trơn làm cho các răng tiếp xúc trực tiếp nhau Khi chuyển động tơng đối trong điều kiện áp suất và nhiệt đọ cao các mảnh kim loại có thể bị đứt ra khỏi một mặt răng và bám lên mặt răng kia gây nên hiện tợng dính ,dính thờng xảy
ra ở các cặp bánh răng làm cùng một loại vật liệu và không tôi mặt răng
Cả 3 dạng hỏng trên đều liên quan đến ứng suất tiếp xúc Để khắc phục tính trạng này để bộ truyền bánh răng làm việc ổn
định lâu dài phải đảm bảo chỉ tiêu tính 0toán sau : +Tính răng về độ bền tiếp xúc xuất phát từ điều kiện σH≤
[σH] [σH] :ứng suất tiếp xúc cho phép xác định bằng thực nghiệm ,nhằm tránh tróc rỗ là chủ yếu đồng thời cũng hạn chế mòn và dính răng
+Tính răng về độ bền uốn đề phòng gãy răng xuất phát từ diều kiện σF ≤ [σF]
+kiểm nghiệm răng về quá tải đề phòng gãy giòn hoặc biến dạng dẻo lớp bề mặt
Câu9 ( hình vẽ ) thiết lập công thức tính bánh răng trụ răng thẳng theo độ bền tiếp xúc và độ bền uốn (cho biết công thức )
a tính bánh răng trụ răng thẳng theo độ bền tiếp xúc: -Mục đích :nhằm đề phòng các dạng hỏng bề mặt trớc hết là tóc rỗ Vì vết tróc rỗ đầu tiên xuất hiện ở vùng đờng tâm ăn khớp chân răng nên để tiện ta tính luôn ở tâm ăn khớp p(hình 3)
Trang 3-Sử dụng công thức herlz : σh=zh qH/2l , ZM=
)]
(1 E )
(1
[E
E
2E
2 1 2 2
2
1
2 1
μ μ
Tính qh: qh =(Fn/lh)Kh Fn = Ft /cosαw ,
lh =
w
w
2b
b
lH=bw/zε2 zε2=
3
σ
4 − σ
Thay vào qH =
w w
H
2 σ t
cosσ b
K Z F
Tính ρ
w w w w 2
2 /sinσ
d
2 σ
1 σ
1 σ
1
2 1
±
= +
=
→
w
wusinσ
d
1) 2(u
σ
σH =ZM
2 σ w w
w
H
usin2σ b
d
1)2 (u K
b.Tính bánh răng trụ răng thẳng theo độ bền uốn
-Mục đích :đề phòng gẫy răng
-Tính : tính tại vị trí gây nên ứng suất uốn lớn nhất tại chân
răng nếu tiếp xúc tại đỉnh răng thì cánh tay đòn lớn nhất Với
các bộ chuyền bánh răng với cấp chính xác từ 7 trở xuống thì
ngay cả khi tiếp xúc tại đỉnh coi nh chỉ có một đôi răng ăn
khớp (hình vẽ 3)
dời lực pháp tuyến về tâm trục đối Fn =Fn cosα' gây uốn
σu=
u
t
,,
n
W
.h
.cosσ
F
Fn =Fn sinα' gây nén σn =
A
σ'.
.sin
Fn
A:diện tích
Để xác định S,W,A phải biết vị trí tiết diện nguy hiểm chính
là nơi σmax bằng cách kẻ tiếp tuyến với đờng lợn chân răng và
làm với trục đối xứng của răng một góc 300
A= bwS , Wu=
6
.s
b 2 w
-Vì khả năng chịu kéo của vật liệu kém hơn khả năng chịu
nén và theo thực nghiệm vết nứt đầu tiên xuất hiện ở phía
chịu kéo do đó tiến hành ứng xuất tổng ở phía chịu kéo
σ =σu-σn =
) S
sinσ S
.cosσ
6.h
(
b
2
, t
w
-Thay : Fn=
w
t
cosσ
F
ht ,s ∼m (vì kích thớc răng tỉ lệ với modun) S=g.m
ht=e.m
-ảnh hởng của phân bố không đều tải trọng
σ=
) g.cosσ
sinσ cosσ
g
6.e.cosσ (
.m b
K F
w
, w
2
, w
F
σF =σ ασ =
m b
.Y K F
w
F F t
,YF =
) g.cosσ
sinσ cosσ
g
6.e.cosσ (
w
, w
2
,
σF=
.m b
Y K F
w
F F t
≤[σF]
YF: thể hiện hình dáng của răng phụ thuộc vào e,g,α,
Câu 10 ( hình vẽ ) Các đặc điểm chính trong tính toán sức bền bánh răng trụ răng nghiêng
-Dođờng răng nghiêng một góc β xo với đờng sinh nên răng vào khớp dần dần từ từ→bánh răng ăn khớp êm , tải trọng
động giảm , chiều dài tiếp xúc tăng ( lH tăng ), khảnăng tải tăng , tải trọng riêng giảm
lH = b
w
cosσ
b
, εσ= b t
σ
p
b
=1 lH = b
w
cosσ b
εσ= b t
σ
p
b
>1 lH=cosσ
bw
εαkε kε=0,9ữ1 bánh răng nghiêng
kε:kể đến sự thay đổi chiều dài tiếp xúc trong quá trình ăn khớp kε=0,97ữ1 bánh răng chữ V
Tải trọng riêng qH =
H
n
l F
-Đờng tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng nếu giả sử chân răng bánh bị động bị tróc thì tải trọng sẽ bị dồn lên đỉnh răng làm giảm tỉa cho chân răng trong khi đó đỉnh răng chịu tải nhiều hơn lại tiếp xúc với chân răng bánh chủ động có độ bền cao hơn dẫn đến độ bền tiếp xúc cao [σH]=
2
] [σ ] [σH 1 + H 2
≤ 1,25[σHmin] đối với bánh răng trụ [σH] ≤1,16[σHmin] đối với bánh răng côn
-Làm cho tiết diện nguy hiểm nằm chếch trên mặt răng tạo thành 1góc àso với đờng sinh dẫn đến độ bền tăng -Răng trong mặt cắt pháp quyết định đến độ bền của bánh răng nghiêng vì vậy để sử dụng kết quả tính bánh răng thẳng cho bánh răng nghiêng ngời ta tiến hành tính cho bánh răng tru răng thẳng tơng đơng Cắt bánh răng bằng mặt cắt vuông góc với mặt răng →mặt cắt là hình elip với các bán trục a
=d/2cosβ ,c=d/2 Trong mặt cắt này ta đợc bán kính bánh răng trụ răng thẳng
t-ơng đt-ơng rV=ρE , ρE=a2/c
ρE:bán kính cong đờng elip ρE=d/2cos2 β Vậy bánh răng thẳng răng trụ tơng đơng có các thông số : -Đờng kính vòng chia dV=2rV=d/cos2 β
-Modun trong mặt cắ pháp :mn
-Số răng tơng đơng : ZV=dV/mn=
σ.m.cosσ cos
d
Khi tính bánh răng nghiêng ta thay nó bằng các thông số trên
Trang 4Câu 11( hình vẽ ) Giải thích và nêu rõ cách xác định các
thông số trong công thức sau :công thức tính ứng suất tiếp
xúc ,tính ứng suất uốn ,tính khoảng cách tâm trục và modun
trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ,bộ truyền bánh
răng côn và bộ truyền trục vít (cho biết công thức ).Nêu rõ
cách sử dụng các công thức đó
*Bánh răng trụ răng nghiêng :
-Công thức tính ứng suất tiếp xúc σH=
u b
1) (u K 2T
d
Z
Z
Z
w
H 1 w
σ
H
M
1
±
≤ [σH] trong đó :
ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH=
tw
b
sin2σ
2cosσ
β là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb=cosαt tgβ
, αwt =αt =arctg(tgα/cosβ)
Zε hệ số kể đến trùngkhớp của răng
Zε = (4 − σσ)/3 khi εβ=0
Zε=
σ
σ σ σ
σ
σ 3
) σ )(1
σ
(4 − − + khi εβ<1
Zε=
σ
σ
1
khi εβ≥1
εβ=b w sinβ/mΠ
εα=[1,88-3,2(1/Z 1+1/Z2)]cosβ
KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH= KH β KH α KHV
KH β hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng tren chiều rộng
vành răng
KH α hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
KHV hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp
KHV=1+υH.bw.dw1/(2T1KH βK H α)
*tính ứng suất uốn : σF1=2T1KFYεYβYF1/
(bwdw1m)≤[σF1]
σF2= σF1YF2/YF1≤[σF2]
T1: momen xoắn trên bánh chủ động (Nmm)
m : modun pháp mm
bw :chiều rộng vành răng mm
dw1: đờng kính vòng lăn bánh chủ động mm
Yε =1/εα hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số
trùng khớp ngang
Yβ =1-β0/140: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1 YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2
KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF=KF βK F αK FV
KF β hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính vềuốn
KF α hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
KFV là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn
KFV=1+ υFbwdw1/(2T1KF βK F α)
-Khoảng cách tâm trục aw=Ka(u
3
ba
2
F
Hσ
1
uσ
]
[σ
K
T
1)
±
aw: khoảng cách tâm trục mm
Ka:hệ sốphụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
T1: momen xoắn trên trục bánh chủ động
*Bánh răng côn :
-công thức tính ứng suất tiếp xúc : σH= ZMZHZε
u) (0,85bd
1 u
K
m
2 H 1
1
εα=[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosβm
ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
β là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Zε hệ số kể đến trùngkhớp của răng (giống bánh răng tru răng nghiêng) -Công thức tính ứng suất uốn :
σF1=2T1KFYεYβYF1/ ( 0,85b.dm1mm n)≤[σF1]
σF2= σF1YF2/YF1≤[σF2]
mm n:modun pháp trung bình mm
b :chiều rộng vành răng mm
dm1:đờng kính trung bình của bánh chủ động ( các thông số tiếp theo giống bánh răng trụ răng nghiêng )
*trục vít : Khoảng cách trục : aW=(Z2+q)3 (
q
K T ) ] [σ Z
170 2 2 H
H 2
Z2:số răng bámh vít
q =d1/m hệ số đờng kính trục vít đợc tiêu chuẩn hoá theo modun tiêu chuẩn m
T2: mo men xoắn trên trục bámh vít T2=T1.η(Nm) T1 momen xoắn trên trục vít và η là hiệu suất
KH: hệ số tải trọng [σH] ứng suất tiếp xúc cho phép -Modun dọc trục vít đợc xác định từ aW
m=2.aW/( Z2+q)
m lấy theo tiêu chuẩn -công thức tính ứng suất tiếp xúc
σH=(170/Z2)
q
K T ) a
q Z
W
2 +
≤[σH]
aW, Z2,q đã biết ở trên -Để xác định đợc σH cần phải xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo VS ,T2,η và hệ số tải trọng KH
+ Vận tốc trợt VS= ΠdW1n1/6000cosγW trong đó γW=arctg[Z1/ (q+2x)]
dW1=(q+2 x)m
n1 số vòng quay của trục vít
Z1 số mối ren trục vít +Hiệu suất của bộ truyền trục vít : η =0,95 tg(γW)/tg(γW+ϕ) -Hệ số tải trọng : KH =KH β.K HV
KH β: Hệ số phânbố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
KHV: hệ số tải trọng động
KH β=1+(Z 2/θ)3(1-T2m/T2max)
θ:hệ số biến dạng trục vít
T2m ;momen xoắn trung bình trên trục vít T2m=
∑ T2itin2/ ∑ tin2i
T2i,ti ,n2i là momen xoắn thời gian làm việc ,số vòng trong một phút
T2max momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn T2i
-Công thức ứng suất uốn
σF=1,4.T2.YF.KF/(b2.d2mn)≤[σF] -Trong đó
mn=m cosγ modun pháp của răng trục bánh vít
KF=KF β.K FV hệ số tải trọng KF β= K H β ,K FV =KHV d2=mZ2 đ-ờng kính vòng chia bánh vít
b2 :bề rặng vành răng bánh vít
YF hệ số dạng răng [σF]: ứng suất uốn cho phép của bánh vít
Trang 5Câu12 ( hình vẽ ):Suy diễn công thức tính tỷ số truyền và vận
tốc trợt trong truyền động trục vít ý nghĩa
*Tỷ số truyền :
-Trụcvít quay một vòng bánh vít di chuyển một bớc px∼px/Πd2
vòng ,n2=n1 px/Πd2→u=n2/n1=Πd2/px=Π.m.Z2/Z1.p=Z2/Z1
Nhận xét Z1=1ữ4 ,Z2=26ữ28→tỉ số truyền khá lớn
Từ công thức u=Πd2/px ,tgγ=px/Πd1→ u=( Πd2/Πd1.tgγ )
≠d2/d1→ u≠d2/d1
-v1⊥v2,v1≠v2
*Vận tốc trợt :-vt=v1/cosγ v1=d1m1Π/60.1000
cosγ=
2 2 2
q )
q
Z ( 1
1 σ
tg
1
1
+
= +
=
19100
-Trợt dọc răng làm tăng tổn thất ma sát →làm tăng sự mòn về
răng
-Vật liệu bánh vít :nếu vt tăngcần phải chọn vật liệu có hệ số
ma sát giảm
Câu 13:Thiết lập công thức tính bộ truyền trục vít về nhiệt
.Nêu các giải pháp khi nhiệt độ bên trong hộp vợt quá nhiệt
độ cho phép
-Bộ truyến xích đợc thiết kế theo độ bền có thể làm việc ổn
định ,trong quá trình làm việc nhiệt độ sinh ra quá cao và
nhiệt lợng toả ra không kịp thời →nung nóng bộ truyền vì vậy
cần phải tiến hành tính toán về nhiệt xuất phát từ điều kiện
:nhiệt độ sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải bằng với
nhiẹt thoát ra Qt=QS
Pms=P1-P2=P1(1-η) (kw)→QS=1000P1(1-η) (w) trongđó
η=ηAKηổ.ηkhuây =(0,95ữ0,96) ηAK
ηô:hiệu suất kể đến tổn thất
ηAK: hiệu suất kể đến tổn thất do khuấy dầu
Qt=Kt(θ-θ0)A(1+ψ)β
θ-θ0 :chênh lệch nhiệt độ
Kt hệ số tảo nhiệt ra xung quanh (m2)
ψ:hệ số kể đến nhiẹt lợng toả ra xuống phần đáy =0,25
β =
∑ i
1
i
CK
.t
P
P
t
phản ánh sự làm việc không liên tục
giảm đi do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng thay đổi
Pi ,ti :cônh suất và thời gian làm việc ứng với chế độ i
P1:là công suất lớn nhất
-Nhiệt độ làm việc
θ =
0 t
σ).σ]
.A.(1
[K
σ)σ
(1
+
−
≤θmax =75ữ850C Các giải pháp khi nhiệt độ trong hộp vợt quá nhiẹt độ cho
phép :
Khi θ > θmax →phải dùng quạt gió
]σ A K σ) )(1
A
-(.A
[K
σ) (1 1000.P
q tq q
t
1
+ +
−
Aq≈0,3A -Dùng cánh toả nhiệt làm tăng A lên 10ữ20%
Dùng hệ thống dẫn nớc làm lạnh
Câu14 ( hình vẽ ):: Cơ sở và cách chọn số răng đĩa xích và
b-ớc xích trong bộ truyền xích
*Chọn số răng đĩa xích : số răng đĩa xích liên quan đến góc xoay số răng càng giảm góc xoay t]ơng đối của bản lề khi xích vào ra khớp càng lớn (ϕ=2Π/z) do đó xích bị mòn nhanh Mặt khác khi số răng càng giảm vận tốc và tỷ số truyền dao
động càng lớn tải trọng động và va đập tăng .Vì vậy khi thiết kế không chọn số răng Z1 của đĩa nhỏ nhỏ hơn số răng nhỏ nhất Zmin xác định bằng thực nghiệm khi V≥ 2 m/s ,Zmin=17 đối với xích con lăn và xích ống
Zmin=19 đối xới xích răng khi vận tốc V< 2m/s có thể giảm
t-ơng ứng thành Zmin=15 và 19 răng Nh vậy khi số răng lớn thì mòn xảy ra chậm hơn tuy nhiên khi tăng số răng đĩa nhỏ Z1thì
sổ răng đĩa lớn Z2=Z1u sẽ tăng lên và nếu tăng nhiều quá sẽ xảy ra tình trạng sau một thời gian làm việc xích bị mòn rất
dễ bị tuột xích -Số rănglớn nhất bị hạn chế bởi độ tăng bớc xích bị mòn sau 1 khoảng thời gian làm việc
∆d =∆p/sin(Π/Z) -Nếu Z tăng → sin(Π/Z) giảm →∆d tăng → ăn khớp càng xa tâm đĩa dẫn đến tuột xích
∆p/p = 1,25ữ2,5%
Z2≤Zmax =
140
120
đối với xích con lăn , xích răng
Câu15 ( hình vẽ ):: Vận tốc và tỷ số truyền trung bình trong
bộ truyền xích Chứng minh tính không ổn định của tỷ số truyền tức thời trong bộ truyền
a.Vận tốc và tỷ số truyền : V=Πdn/60.1000 = Z.p.n/60.1000 (m/s) < 15 (m/s) ,
V1=V2→Z1.p.n1=Z2pn2
U=n1/n2=Z1/Z2→đây là tỷ số truyền trung bình
Tỷ số truyền tức thời nó thay đổi liên tục vì các má xích ăn khớp với răng đĩa theo đa giác
ϕ1=2Π/Z1(góc tâm ) -Giả sử lúc đầu xích chiếm vị trí 1 sau khi quay một góc (
β
2
1 )→ xích chiếm vị trí 2 tại đó V1=ω1r1 ,
Vx1=ω1r1cosβ vận tốc của xích tiếp xúc với răng đĩa hớng dọc theo dây xích
VΥ⊥ gây nên dao động vuông góc với phơng dọc dây xích
Vị trí tiếp xúc của răng đĩa xác dịnh bằng β mà βthay đổi từ
(-2 2
1
ϕ → ) mặc dù vận tốc góc =conts→vận tốc xích
vẫn thay đổi Vx1=Vmaxkhi β =0 Trên đĩa xích bị động Vx2=ω2r2cosγ với γ
=(-2 2
1
), ϕ2=2Π/Z2
-Nếu bỏ qua ảnh hởng biến dạng các phần tử của xích coi
Vx1= Vx2→ xác địng đợc ω2
ω2 =
cosσ r
cosσ r σ
σ u cosσ r
cosσ r σ
1
2 2
1 tt 2
1
-Vì β,γ thay đổi →tỷ số truyền tức thời thay đổi
Câu 16:Các dạng hỏng của bộ truyền xích Thiết lậpcông thức tính xích theo độ bền mòn
1/Các dạng hỏng a/ Mòn bản lề : là dạng hỏng nguy hiểm nhất đối với phần lớn
bộ truyền xích
→làm tăng bớc xích , xích ăn khớp xa tâm đĩa → tuột xích Nếu mòn nữa → gây đứt xích
b/ Tróc rỗ và gẫy vỡ con lăn Thờng xảy ra đối với bộ truyền xích làm việc với V lớn →
hỏng về mỏi c/ Mòn răng đĩa
Trang 6*Tính xích về độ bền mòn để hạn chế các hỏng trên
áp suất p0 ≤[ p0]
2/Tính toán về độ bền mòn
để xích không bị mòn quá 1 giá trị cho phép trớc thời hạn quy
định thì áp suất sinh ra trên bề mặt làm việc giữa chốt và ống
p0=Ft k/A≤[ p0] ()
Trong đó :
Ft :Lực vòng (N)
A:diện tích chiếu của bề mặt làm việc
mm2;đối với xích con lăn :A=d.l (d: đờng kính chốt ;l :chiều
dài ống )
[p0]:áp suất cho phép ,MPa
xác định =thực nghiệm ứng với những điều kiện xác định
Vì đk làm việc thực tế khác với đk thí nghiệm cho nên ngời ta
đa vào tính toán thiết kế hệ số sử dụng k
k=kđ.kA.k0.kđc.kb.kc
Trong đó
kđ: hệ số kể đến đặc tính của dẫn động :tĩnh, êm có va đập
tĩnh và êm kđ=1
có va đập :1,2ữ1,5 tuỳ theo mức độ va đập
kA:Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài hoặc khoảng cách
trục đến độ mòn
kA=1 khi a=(30ữ50)p
= 1,25 khi a<30p
=0,8 khi a>50p
k0: Hệ số kể đến ảnh hởng vị trí bộ truyền, xác định bởi góc
làm với đờng tâm và đờng nằm ngang
**Hình vẽ
β≤600→ k0=1
β>600→ k0=1,25
kđC:hệ số kể đến khả năng điều chỉnh lực căng xích
+Nếu di chuyển 1 trong 2 đĩa xích thì dãy kđc=1
(tốt hơn thì giảm đi )và ngợc lại
+ kđc=1,1 → căng xích
=1,25→ không điều chỉnh đợc
kb :kể đến ảnh hởng của bôi trơn
Thí nghiệm kb=1 :bôi trơn nhỏ giọt
kb=0,8 :bôi trơn liên tục
kb=1,5 :bôi trơn định kỳ
kC :kể đến ảnh hởng của bôi trơn
1 ca=1; 2ca=1,25; 3ca=1,45
→ k lớn lên thì áp suất làm việc lớn
Từ công thức()
→ Ft ≤[p0].A/k
công suất P=Ft.V/1000 ≤
k 1000
].A [P0
1000 60
n p
Z1 1
=
1
01 1 01 7
01 01
0
n n
1 Z Z
1 k
1 10
.
6
n
p
.
].A.Z
[P
→ P≤[p0]
n
Z K
K
.
K
1
→ Pt=P.k.kz.kn ≤[p0]
[p0]=
7 01 01 0
10
.
6
n p ].A.Z
[P
→ Công suất cho phép xác
định giống nh xác định áp suất cho phép
ứng với Z01=2,5 răng
vòng quay n01 khác nhau
bảng 7.5
kz=Z01/Z1; kn=n01/n1
đầu bài sẽ cho P=P1 ; n1; u
muốn thiết kế
-dựa vào đầu bài chọn k
-chọn Z1 để tính kz
-chon n01để tính kn (chọn n01 gần nhất với n1 )
tra bảng bớc xích (bảng 7.3 )
Muốn giảm bớc xích để bộ truyền ít bị va đập và kích thớc
đĩa không quá lớn thì nên dùng xích nhiều dãy: khi đó
Pt=
d
n z
k
k P.k.k
≤[P0] ()
kd: phụ thuộc vào số dãy
Câu17:Các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của truyền
động vít đai ốc.Lập công thức tính truyền động vít đai ốc theo độ bền mòn và theo độ bền
1/Các chỉ tiêu làm việc -đợc dùng để đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến
-phân loại tuỳ theo dạng chuyển động Vít
quay vừa quay vừa tịnh tiến tịnh tiến
đứng yên
Đai ốc tịnh tiến -vít chạy ,dao máy tiện
đứng yên -máy ép kích vít quay
quay+ tịnh tiến +u điểm
-đơn giản về kết cấu và chế tạo -tạo đợc lực lớn
-gọn , khả năng tải lớn, chắc chắn -làm việc êm
+nhợc điểm -mài mòn nhanh, hiệu suất thấp -dùng ở chỗ cần tạo ra lực lớn (vì nó sinh lợi về lực )và khi cần di chuyển chậm và chính xác
2/Tính truyền động vít đai ốc về độ bền mòn -để đảm bảo V không vợt quá trớc thời hạn quy định thì yêu cầu
p0=Fa/A≤[po]
Fa (N):lực dọc A: diện tích chiếu (mm2) [p0] MPa :áp suất cho phép A=π.d2.h.x
***hình vẽ
x : số vòng ren x=H/p; h=ψh.p p:bớc ren
thay vào ta đợc công thức thực nghiệm
p0=Fa/π.d2.ψh.H≤[ p0] Muốn thiết kế thì thay ψH=H/d2
đờng kính trung bình của vít
d2=
] p [
.
Fa
0 H
hψ ψ
Fa: (N)
ψh:tuỳ thuộc vào loại ren chọn=0,5đối với ren CN và T
=0,75 đối với răng ca
ψH=1,2ữ2,5 :đối với đai ốc nguyên =2,5ữ3,5 :đối với đai ốc ghép (2 vật liệu) [p0]= 11ữ13 MPa đối với thép tôi và đồng thanh = 8ữ10 MPa đối với thép không tôi và đồng thanh = 4ữ6 MPa đối với thép không tôi và gang 3/Tính toán truyền động vít đai ốc về độ bền (chịu tải nặng ) -vừa chịu lực dọc vừa có mômen quay khi chuyển động tịnh tiến +quay
khi làm việc vít → kéo (nén)+xoắn
điều kiện bền: σ = σ2 + τ 3 2 ≤[σ]
σ=Fa/(π.d2/ 4); τ=T/(π.d 3
1/ 16) [σ]=σch/ S ; S=3 :hệ sốan toàn T:mômen xoắn đợc xác định vào vị trí của đai ốc và điểm tì của lực dọc đối với mômen quay vít
*Máy ép
**hình vẽ +đai ốc và phôi tì của Fa nằm cùng phía so với điểm đặt của mômen tay quay
*Kích vít
**hình vẽ +đai ốc và phôi tì của Fa nằm 2 phía so với điểm đặt của mômen tay quay
+TH1: T=Tr+Tt
Tr=Fa tg(γ+ϕ' )d2/ 2
Trang 7Tt=Fms.rtơng đơng=f.Fa.rtđ
rtđ:là bán kính tơng đơng
+TH2: T= → lớn hơn
Trị số Tr hoặc Tt
Câu18 ( hình vẽ )::Cấu tạo trục và phơng pháp cố định các chi
tiết trên trục Nêu các biện pháp nâng cao độ bền mỏi của
trục
-Quyết định hay phụ thuộc vào trị số tình hình phân bố lực
cách bố trí và cố định các tiết máy lắp trên trục, tình hình gia
công và lắp ghép
-Thông thờng thì ngời ta hay sử dụng trục bậc tuy rằng việc
gia công khó khăn
-Tiết máy dùng để đỡ trục thì gọi là ổ trục, đoạn trục lắp với
ổ trục gọi là ngõng trục, đoạn trục lắp với chi tiết khác gọi là
thân trục
Chú ý :thân trục và ngõng trục thờng đợc tiêu chuẩn hoá
Hình vẽ
Cố định các tiết máy:Để cố định các tiết máy trên trục theo
chiều trục thờng dùng vai trục, gờ, mặt hình nón, bạc, vòng
chặn đai ốc hoặc lắp bằng độ dôi
Các biện pháp nâng cao sức bền mỏi của trục: Vì trục chịu
ứng suất thay đổi cho nên thờng bị hỏng do mỏi Những vết
nứt vì mỏi thờng sinh ra ở những chỗ tập trung ứng suất
-Khi thiết kế trục ta phải chọn kết cấu sao cho sự tập trung
ứng suất thấp nhất
-Trong những trờng hợp cần thiết, để nâng cao sức bền mỏi
của trục thì ngời ta có thể dùng các phơng pháp công nghệ
:Phun bi, lăn nén, thấm than., nitơ hoặc xianua rồi tôi, gia
công nhẵn mặt trục
Câu 19 :Lập công thức và nêu rõ mục đích, ý nghĩa bớc tính
thiết kế trục (Tính sơ bộ )lấy thí dụ minh hoạ
Hình vẽ
-Dựa vào mômen xoắn cần truyền để tính toán
τ=T/WX=T/0,2d3≤[τ]
↓coi trục chỉ bị xoắn
thuần tuý
→d ≥3
]
[
2
,
0 τ
T
()
T ta phải lấy nhỏ rất nhiều vì thực tế phải chịu mômen uốn
T=9,55.10 6 N/n ()
thay () vào ()→d ≥ 3
] [ 2 , 0
T
τ =
3
6
n
]
[
2
,
0
N
10
.
55
,
9
τ
đặt C=3
6
]
[
2
,
0
10
.
55
,
9
τ =C 3 n
N
C :hệ số tính toán phuj thuộc vào vật liệu
Sau khi có d sơ bộ, theo sơ đồ để tính kết cấu của trục
hình vẽ
l1=B/2+khe hở +b/2; b:bề rộng của ổ
Khe hở tơng đối để đảm bảo làm việc
Vẽ mômen Tính các phản lực gối tựa
=
Σ
=
Σ
0
0
1
F
M
→R2
-Để tính công thức sơ bộ đờng kính trục, có thể dùng các
công thức kinh nghiệm Thí dụ đờng kính đầu trục vào của
hộp giảm tốc đợc lấy bằng 0,8ữ1,2 đờng kính trục động cơ
Đờng kính trục bị dẫn của mỗi cấp trong hộp giảm tốc lấy
bằng 0,3ữ0,35 khoảng cách giữa 2 trục Khi không có công
thức kinh nghiệm thích hợp, đờng kính trục đợc định sơ bộ
theo mô men xoắn
Câu20: Mục đích bớc tính chính xác trục Giải thích và nêu phơng pháp xác định các thông số trong công thức tính hệ số
an toàn trục Nêu các giải pháp khi không đảm bảo hệ số an toàn
+Tính chính xác -dới tác dụng của σu và τ thay đổi có chu kỳ trục sẽ bị hỏng vì mỏi nên ta phải tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi theo hệ số an toàn
Trong đó có đánh giá đúng ảnh hởng của một số nhân tố ảnh hởng tới sức bền mỏi
Xác định S: hệ số an toàn
S=
2 2
.
τ σ
τ σ
S S
S S
+ ≥[S]=1,5ữ2,5
Sσ,Sτ:Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp
Sσ=
m m a
k
σ ψ ε β
σ
−
.
1
; Sτ=
m m a
k
σ ψ ε β
τ
−
. 1
σ-1, τ-1: giới hạn bền mỏi theo chu kỳ đối xứng của vật liệu kσ: hệ số tập trung ứng suất
β: Hệ số tăng bền bề mặt
εσ: hệ số kích thớc
ψm: hệ số kể đến ảnh hởng của ứng suất trung bình
σm:ứng suất trung bình
σa: biên độ ứng suất
σa=σmax - σmin/ 2
**hình vẽ
σm=σmax + σmin/ 2
σ=±Mu/Wu
Khi trục quay 1 chiều không liên tục
τmax=T/W0
Không liên tục τmin=0; σa=σmax ; σm=0; τm= τ
Khi quay 2 chiều τm=-τmin
Với T : quay 1 chiều không liên tục hoặc quay 2 chiều →τm
và τa thay đổi, σm , σa không thay đổi
S≤[S]
-xét sự tơng quan với các kích thớc khác
- Giảm chiều dài trục nếu có thể -nâng đờng kính trục hoặc thay đổi vật liệu -Tìm các biện pháp giảm tập trung ứng suất (dao phay đĩa thay dao ngón )
-tăng bán kính góc lợn -chọn kiểu lắp ghép có độ dôi hơn
S≤[S] -xét trờng hợp tơng quan với các tiết diện khác , nến không ảnh hởng → giảm
-chỉ tiêu tra sổ những tiết diện gây nguy hiểm → hạ kích thớc ghi rõ lý do khi hạ
Câu 21 ( hình vẽ ): Các loại ổ lăn và phạm vi sử dụng của chúng
a/ổ bi đỡ một dãy :Chủ yếu chịu lực Fr, đồng thời có thể chịu
đợc lực Fa nhỏ ≈ 70% Fr không dùng hết
- cho phép trục nghiêng 1/4 độ -Kết cấu đơn giản, rẻ nhất Hình vẽ
b/ ổ đũa trụ ngắn đỡ -chỉ chịu đợc Fr, nhờ diện tích tiếp xúc >hơn ổ bi đỡ 1 dãy nên (70%ữ90%)
-chịu va đập, tốt hơn -Không cho phép trục nghiêng, không chịu đợc lực dọc trục c/ổ bi đỡ lòng cầu 2 dãy
-mặt trong của vòng ngoài là mặt cầu, bán kính là R, nhờ đó cho phép trục nghiêng 1 góc từ 20ữ30
-trục dài, T0 lớn , →giãn nở nhiệt, trục vít -chịu đợc Fr > ổ bi đỡ 1 dãy đồng thời chịu đợc Fa; Fa ≈
20%Fr:không dùng hết d/ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy
Trang 8+Fr>so với ổ bi đỡ lòng cầu
+giá thành cao hơn
+gia công khó
e/ổ bi đỡ chặn
-Góc tiếp xúc α:vừa chịu Fr, Fa
α=12, 26, 360
Fr=120%
Hình vẽ
g/ổ đũa đỡ chặn(ổ đũa côn)
α=120
ổ bi đỡ :Fr,Fa lớn hơn, va đập tốt, rẻ hơn, thuận tiện trong lắp
ráp
-chỉ trờng hợp n t/bình nhỏ
Câu 22 :
Viết và giải thích công thức tính tải trọng tơng đơng trong
tính toán khả năng tải động của ổ lăn Nêu rõ cách xác định
tải trọng dọc trục trong ổ đỡ-chặn :
1/Chọn ổ lăn theo khả năng tải trọng động
Tiến hành xác định khả năng tải động tính toán:
C=QL1/m
Trong đó Q:là (kN)gọi tên là tải trọng quy ớc
+Đối với ổ bi đỡ và ổ bi đỡ chặn Q=(XVFr+YFa)kđ.kn
+Đối với ổ chặn đỡ Q=(XFr+YFa)kđ.kn
+Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ Q=VFr.kđ.kn
+Đối với ổ chặn Q=Fa.kđ.kn
L:tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Lh: → L60nLh/106
Fr,Fa:lực hớng tâm và dọc trục
X,Y:hệ số tải trọng hớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục
V:hệ số kể đến vòng nào quay
Vòng trong quay V=1
Vòng ngoài quay V=1,2
Kđ:hệ số tải trọng động
Kn:hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ :khi nhiệt độ
t<1050→Kn=1
Kn=(108+0,4t)/150
a/ Xác định hệ số tải trọng hớng tâm
X,Y phụ thuộc vào
e : nghiệm thực
số Hệ VFr iFa
ổ loại
*ổ bi đỡ và ổ bi đỡ chặn:có α=120 thì giá tri e thay đổi phụ
thuộc vào tỷ số iFa/C0
Dựa vào d, tra bảng 11.4 để xác định e
-Đối với các ổ còn lại : e không đổi
ví dụ:ổ đũa côn e=1,5tgα
Tính iFa/VFr i:số dãy con lăn (1,2,3 dãy )
Nếu iFa/VFr ≤ e thì X=1,Y=0
iFa/VFr > e thì X<1,Y>0 (Tra bảng 11.4 suy ra X,Y)
Với các ổ thì chịu lực hớng tâm Fr mà không chịu lực Fa thì
do tồn tại khe hở, các con lăn chịu lực không đều nhng khi
tồn tại lực dọc trục Fa thì lực dọc trục có tác dụng làm thay
đổi khe hở do đó làm cho tải trọng phân bố đều hơn cho các
con lăn Kết quả là ổ chịu bớt lực hớng tâm nhng lại chịu
thêm lực hớng tâm mới Fr' do lực dọc trục Fa gây ra và cho
đến giá trị e sự giảm đi và tăng lên của Fr có thể bù trừ nhau
→cho nên X=1,Y=0
Bắt đầu lớn hơn e thì không thể bù trừ đợc nữa →X<1,Y>0
b/Xác định tải trọng tác dụng vào ổ
Fr: đợc xác định khi tính trục
Fa:phụ thuộc vào loại ổ
Trờng hợp ổ đỡ: Lực Fa hớng vào ổ nào thì ổ đó chịu (Fa :lực
dọc trục ngoài )
Hình vẽ
ổ đỡ chặn:Do tồn tại góc tiếp xúc α cho nên bắt ổ phải chịu
thêm một lực dọc trục Fs do lực hớng tâm Fr sinh ra Fs=
eFr:đối với ổ bi
Fs=0,83eFr đối với ổ đũa
Để ổ có thể chuyển động đợc thì khi thí nghiệm ngời ta phải
đặt vào vòng ngoài 1 lực Fs'=về trị số nhng ngợc chiều với Fs
để giữ trạng thái cân bằng
Fs' tác dụng vào vòng ngoài qua con lăn → vòng trong →
ngõng trục → vào gối đỡ bên kia
Vậy tổng lực dọc
+
chiều ngựoc khi
'-'
Fs chiều cùng tổng Fa khi '
= Σ
<
=
t 0 1
0 t 1 0
Fa -Fs Fa
Fs Fa -Fs Fa
Vì có thể xảy ra trờng hợp tổng lực dọc trục gồm lực dọc trục
do lực hớng tâm ở gối kia sinh ra và lực dọc trục ngoài nhỏ hơn lực dọc trục do lực hớng tâm tại ổ đó sinh ra, tức là : ∑Fai
< Fsj do đó sau khi tính đợc lực dọc trục Tổng ∑Fai cần so sánh nó với Fsj và lấy giá trị lớn hơn để tính toán
Câu 23 ( hình vẽ )::Các dạng ma sát trong ổ trợt và nguyên lý bôi trơn thuỷ động Chứng minh rằng trong ổ trợt có khả năng
để hình thành chế độ ma sát ớt -Ma sát nửa khô : tồn tại với các ổ không bôi trơn, giữa các
bề mặt tiếp xúc thì tồn tại các màng, lớp khí hoặc hơi nớc,hệ
số ma sát ớt lớn f=0,1 0,3 -Ma sát nửa ớt :tồn tại giữa các ổ có bôi trơn nhng lớp dầu f=0 không đủ dày
Hình vẽ
- Ma sát ớt :là ma sát đợc bôi trơn có bề dày màng ngăn cách
đủ dày không cho các đỉnh mấp mô
f=0,005ữ0,001
→ổ làm việc tốt nhất trong điều kiện bôi trơn ma sát ớt
*Nguyên lý bôi trơn thuỷ động dùng ổ thuỷ động thì cần một khoảng thời gian khởi động (2ữ3s) →rẻ→dùng chủ yếu
hình vẽ Giả sử có hai mặt phẳng tạo với nhau một góc α→làm với nhau một khe hở hình chêm Trong đó có độ nhớt động lực là
à
Nếu cho mặt phẳng A di chuyển với vận tốc V đủ lớn thì các lớp chất lỏng bám sát A sẽ di chuyển và nhờ có độ nhớt các lớp chất lỏng phía dới cũng sẽ di chuyển theo
-Dầu hay chất bôi trơn đi vào trong khe hở ở phần động → bị nén lại phần hẹp→tạo nên áp suất d cân bằng với tải trọng -Sự thay đổi áp suất d tuân theo phơng trình Râynol
3 m x
p
h
h h v 6σ d
*Chứng minh
Điều kiện để hình thành ma sát ớt theo nguyên lý bôi trơn thuỷ động là :giữa 2 bề mặt trợt phải có khe hở hình chêm, dầu có độ nhớt xác định phải liên tục chảy vào khe hở hình chêm, vận tốc tơng đối của 2 bề mặt trợt phải có chiều thích hợp và trị số đủ lớn để đủ khả năng cân bằng với tải trọng ngoài
Hình vẽ
Câu 24 Tính toán ổ trợt bôi trơn ma sát ớt Nêu các giải pháp khi ổ không đảm bảo chế độ bôi trơn ma sát ớt
+điều kiện đảm bảo bôi trơn ma sát ớt là chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn phải thoả mãn:
hmin ≥ S(Rz1+ Rz2) s:hệ số ma sát ,s=2;
Rz1 , Rz2 :chiều cao mấp mô trung bình của ngõng trục và lót
ổ 6,3 0,2 àm
- Nên gia công ngõng trục là không thấp hơn Rz1=3,2 àm
- lót ổ là không thấp hơn Rz2 =6,3 àm chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn hmi n cũng chính
là khe hở nhỏ nhất của ổ
hmi n=(δ/2) ( 1-χ ) = (ψd/2).( 1-χ) +chọn khe hở tơng đối : ψ=δ 10 -4.v 0,25 (v:m/s) Xác định χ
Tính P=F/ld ; chọn tỷ số l/d =0,5 0,9 (nên dùng)
Trang 9-chọn độ nhớt động lực của dầu bôi trơn
-tính đợc CF χ
So sánh hmi n với vế phải nêu nghiệm : ổ trợt vừa thiết kế
đảm bảo làm việc trong chế độ bôi trơn ma sát ớt
-Các giải pháp
Nếu không nghiệm hmi n < S(Rz1+ Rz2)
*Tăng hmin bằng cách
+Giảm χ
.Tăng tỷ số l/d
Giảm CF : -giảm khe hở tơng đối ψ
-Tăng độ nhớt à (ω không thay đổi đợc )
+Giảm Rz1 ,Rz2 nâng cao độ bóng bề mặt, độ chính xác =
giải pháp kết cấu, công nghệ
Câu 25:Mục đích và phơng pháp tính ổ trợt bôi trơn ma sát
nửa ớt theo áp suất p và tích số pv
+mục đích : Vì không phải bao giờ cũng có thể tạo đợc điều
kiện để ổ trợt làm việc với chế độ bôi trơn ma sát ớt mà nhiều
khi ổ trợt phải làm việc với chế độ ma sát nửa ớt hoặc nửa khô
(ngay cả đối với ổ trợt đợc bôi trơn ma sát ớt, khi mở máy
hoặc dừng máy vẫn tạm thời bị ma sát nửa ớt ) Do đó trong
thực tế còn dùng phơng pháp tính quy ớc ổ trợt theo áp suất
[p] cho phép và tích số giữa áp suất với vận tốc [pv] cho phép
để ổ trợt có thể làm việc tơng đối lâu khi bị ma sát nửa ớt
+Tính theo áp suất cho phép
Khi ngõng trục và lót ổ trực tiếp tiếp xúc nhau, trị số áp suất
thực, sinh ra giữa các bề mặt tiếp xúc, đợc giải theo bài toán
đàn hồi về nén của hai hình trụ tiếp xúc trong, có bán kính
gần bằng nhau Tính toán nh vậy rất phức tạp (đối với ổ trợt
không dùng đợc công thức Héc ).Để đơn giản, trong thực
dụng thờng quy ớc tính áp suất theo công thức
P=F/dl
trong đó F:tải trọng hớng tâm (N);
d và l: đờng kính và chiều dài ổ (mm);
áp suất sinh ra trong ổ không đợc vợt quá giá trị cho phép Ta
chọn điều kiện
F/dl≤[p] N/mm2
Trị số áp suất cho phép [p] của một số loại vật liệu lót ổ cho
trong bảng
Ta có l=ξd => d≥
] p [
F
Trị số ξ=l/d thờng lấy khoảng 0,5ữ9 Nếu l/d lấy nhỏ hơn
(l/d<4) ổ có khả năng tải thấp, còn nếu lấy l/d lớn (l/d >1),
trục cần có độ cứng lớn và chế tạo đòi hỏi chính xác cao
+Tính theo tích số giữa áp suất với vận tốc tr ợt
Tích số pv giữa áp suất với vận tốc trợt một phần nào đặc trng
cho sự sinh nhiệt trong ổ (nếu coi hệ số ma sát không đổi ) và
mài mòn
từ điều kiện pv ≤ [pv]
với áp suất p=F/ld và vận tốc trợt chính là vận tốc vòng của
ngõng trục v=πdn/60.1000 ta có
Fn/191001 ≤ [pv] N/mm2.m/s
trong đó n:số vòng quay trong 1 phút của ngõng trục
Trị số [pv] của một số loại vật liệu tra trong bảng11.1
Câu26: Thiết lập công thức tính đờng kính và vẽ số vòng lò
xo chịu kéo nén 1,Tính đờng kính dây lò xo
-Dới tác dụng mômen xoắn T=FD/2
Trong mặt cắt dây lò xo τ=T/W0
T:mômen xoắn, W0: mômen cản xoắn
Vì dây lò xo bị uốn cong cho nên ứng suất ở bên trong tăng
thêm một lợng do đó công thức kiểm nghiệm độ bền xoắn
τ=KXT/W0≤[τ] (∗)
Kx:hệ số kể đến độ tăng ứng suất ở bên trong lò xo do dây bị
uốn cong
Kx=4C+2/4C-3
C:chỉ số của lò xo C=D/d
Thay
=
=
FD/2
T
/16 σd
Công thức kiểm nghiệm độ bền xoắn :khi F=Fmax là
τ=8.Kx.Fmax.C/ πd2 ≤ [τ]
→Công thức tính đờng kính dây lò xo : d ≥
[σσ Kx.Fmax.C/
-để sử dụng công thức cần dự kiến d,C theo d [τ]: MPa xác định tuỳ theo vật liệu, đặc tính tải trọng và mức
độ quan trọng của lò xo +Chia ra làm 3 nhóm A:lò xo chịu tải trọng thay đổi dùng trong (động cơ đốt trong )
B:lò xo chịu tải trọng ít hoặc không thay đổi ( van an toàn ) C:tải trọng tĩnh không quan trọng (lò xo cửa)
-Lò xo dùng để tạo lực ép(chuyển động bánh ma sát, khớp nối )
+thực hiện chuyển vị về vị trí cũ (lò xo van) +Đo lực (Lực kế, thiết bị đo )
+Giảm chấn +Tích luỹ cơ năng làm việc nh động cơ(dây cót đồng hồ )
2, Tính số vòng làm việc lò xo :dựa vào chuyển vị đàn hồi Fmin→λmin
Fmax→λmax -Chuyển vị x=λmax-λmin-λ1n(Fmax-Fmin)=
Fmin) n(Fmax
Gd
8.C3
−
Fmin) (Fmax
8.C
G.d.x
-Làm tròn đến 0,5 vòng khi n ≤ 20 -Làm tròn đến 1 vòng khi n>20
câu 27:So sánh u nhợc điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền bánh răng và bộ truyền trục vít
+Truyền động bánh răng có nhiều u điểm nổi bật -kích thớc nhỏ, khả năng tải lớn
-hiệu suất cao -tuổi thọ cao , làm việc chắc chắn -Tỷ số truyền cố định
-làm việc tốt trong phạm vi công suất, tốc độ và tỷ số truyền khá rộng
Tuy nhiên truyền động bánh răng có các nhợc điểm sau -đòi hỏi chế tạo chính xác cao
-có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn -Chịu va đập kém (vì độ cứng của bộ truyền khá cao) +truyền động trục vít có các u điểm chính sau -Tỷ số truyền lớn
-làm việc êm và không ồn -Có khả năng tự hãm Nhợc điểm chủ yếu của truyền động trục vít -Hiệu suất thấp (trong các bộ truyền có thể tự hãm, hiệu suất càng thấp )
-Cần dùng vật liệu giảm ma sát đắt tiền (đồng thanh)để làm bánh vít
Vì bộ truyền có hiệu suất thấp cho nên thờng chỉ dùng để truyền công suất nhỏ và trung bình (thờng không quá 50-60kW).Tỷ số truyền u thờng trong khoảng từ 8 đến 100, trờng hợp đặc biệt có thể tới 1000(nhng chỉ dùng với công suất nhỏ) Truyền động trục vít thờng dùng trong các máy trục, máy cắt kim loại, ô tô
Câu 28:Ưu nhợc điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền đai
so với bộ truyền xích Truyền động đai -nguyên lý :truyền động bằng ma sát gián tiếp (đai)
-khi mắc đai phải đảm bảo lực căng ban đầu
+u điểm: *kết cấu đơn giản,giá thành rẻ
*làm việc êm,thích hợp với v<25ữ30m/s ,thích hợp để bố trí bộ truyền cấp nhanh
*đề phòng đợc qúa tải cho máy (vì
đai bị trợt trơn tách khỏi chuyển động )
*chăm sóc bảo dỡng đơn giản +nhợc điểm:
-khả năng tải thấp =>khuôn khổ kích thớc lớn ,bộ truyền cồng kềnh
truyền động xích -ăn khớp gián tiếp (xích )
[∆a=(0,002ữ0,004)a]
+u điểm -khả năng tải lớn nhờ vật liệu bằng thép (nhiệt luyện) -tỷ số truyền trung bình là hằng
số -hiệu suất η cao hơn -lực tác dụng lên trục nhỏ so với lực vòng cần truyền
Fr=1,15Ft
-cùng 1lực có thể truyền chuyển động từ một trục đến một số trục
+nhợc điểm
Trang 10-tỷ số truyền không phải là hằng số
mà thay đổi phụ thuộc vào tải trọng
cần truyền ε -> Ft(P)
-hiệu suất thấp do ma sát
-lực tác dụng lên trục lớn
Fr=(2ữ3)Ft (so với lực vòng cần
truyền )
+Phạm vi sử dụng
Với các u nhợc điểm trên thì ngời ta
sử dụng bộ truyền động với v=3ữ5
m/s
Công suất 0,3ữ50 kw đồng thời nhờ
làm việc êm nên thờng dùng bộ
truyền động ngay sau máy, động cơ
để đề phòng quá tải
kết cấu phức tạp,kêu, chỉ làm việc với v<15 m/s
-chăm sóc và bảo dỡng phức tạp, tốn kém
+Phạm vi sử dụng -đợc sử dụng nhiều trong xe máy, ôtô,máy nâng, làm việc với v tới 15 m/s và công suất tới hàng trăm kw
Câu29: So sánh u nhợc điểm của ổ lăn so với ổ trợt Những
trờng hợp nào dùng ổ trợt tốt hơn ổ lăn
+Ưu nhợc điểm :so sánh với ổ trợt ,ổ lăn có các u điểm chính
sau
-hệ số ma sát nhỏ, vào khoảng 0,0012 ữ 0,0035 đối với ổ bi
và 0,0020 ữ 0,0060 đối với ổ đũa; do đó dùng ổ lăn có thể
nâng cao hiệu suất của máy và nhiệt sinh ra cũng ít, mặt khác
mômen mở máy cũng giảm hơn nhiều so với dùng ổ trợt
Ngoài ra hệ số ma sát tơng đối ổn định (rất ít chịu ảnh hởng
của vận tốc )nên có thể dùng ổ lăn làm việc với vận tốc rất
thấp
-Chăm sóc và bôi trơn đơn giản, ít tốn vật liệu bôi trơn Đối
với ổ lăn có thể dùng mỡ vẫn đảm bảo cho ổ lăn làm việc tốt;
vì ít sinh nhiệt nên không cần lợng dầu nhiều để toả nhiệt, ổ
lăn lại có bộ phận che kín cho nên dầu ít bị chảy ra ngoài
-Với cùng đờng kính ngõng trục chiều rộng của ổ lăn nhỏ hơn
của ổ trợt, nh vậy trong nhiều trờng hợp có thể làm cho kết
cấu máy đợc gọn hơn
-Một số loại ổ lăn có thể chịu đợc vừa lực hớng tâm vừa lực
dọc trục, do đó đơn giản đợc kết cấu gối trục
-Không cần phải dùng kim loại màu, yêu cầu không cao về
vật liệu và nhiệt luyện trục
-Mức độ tiêu chuẩn hoá và tính lắp lẫn cao, sản xuất tập
trung, do đó việc sử dụng, thay thế thuận tiện, giá thành chế
tạo tơng đối thấp khi sản xuất loạt lớn
Nhờ có các u điểm chính trên đây ổ lăn đợc dùng phổ biến
trong các máy
*Tuy nhiên ổ lăn có một số nhợc điểm sau
-ứng suất tiếp xúc lớn, do đó hạn chế thời gian làm việc (tuổi
thọ) mặt khác khả năng chịu va đập kém so với ổ trợt
-kích thớc lớn về đờng kính
-Lắp ghép khó(vì không thể làm thành hai nửa),yêu cầu lắp
ghép phải chính xác
-Giá thành chế tạo tơng đối cao nên phải sản xuất số lợng
nhỏ
+các trờng hợp dùng ổ trợt tốt hơn ổ lăn:
- khi trục quay với vận tốc rất cao, nếu dùng ổ lăn, tuổi thọ
của ổ (số giờ làm việc cho tới khi hỏng ) sẽ thấp
-khi yêu cầu phơng của trục phải rất chính xác (trong các máy
chính xác ) ổ trợt gồm ít chi tiết nên dễ chế tạo chính xác cao
và có thể điều chỉnh đợc khe hở
-Trục có đờng kính khá lớn (đk 1m hoặc lớn hơn );trong trờng
hợp này nếu dùng ổ lăn, phải tự chế tạo lấy rất khó khăn
-khi cần phải dùng ổ ghép để dễ lắp, tháo(thí dụ đối với trục
khuỷu)
-khi ổ phải làm việc trong những điềukiện đặc biệt (trong nớc,
trong các môi trờng ăn mòn ) vì có thể chế tạo ổ trợt bằng
những vật liệu thích hợp với môi trờng nh cao su, gỗ, chất dẻo
-khi có tải trọng va đập và dao động; ổ trợt làm việc tốt nhờ
khả năng giảm chấn của màng dầu
-trong các cơ cấu có vận tốc thấp, khong quan trọng, rẻ tiền
Câu 31:Cấu tạo của nối trục vòng đàn hồi: Cấu tạo của nối
trục vòng đàn hồi cũng tơng tự nh nối trục đĩa, gồm hai đĩa có
mayơ, lắp trên đoạn cuối mỗi trục, nhng để ghép hai đĩa với
nhau, không dùng bu lông mà dùng từ 4 đến 12 chốt có bọc
vòng đàn hồi bằng cao su nh hình vẽ Mỗi chốt có 3 hoặc 4
vòng đàn hồi, tiết diện của vòng có hình thang để tăng độ
mềm và tạo điều kịên một phần nào cho ứng suất dập phân bố
đợc đều hơn Phần chốt bọc vòng đàn hồi lắp xuyên qua lỗ hình trụ của một đĩa, còn phần chốt hình côn đầu có ren thì xuyên qua lỗ côn của đĩa thứ hai rồi vặn chặt bằng đai ốc -Nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, giá rẻ nên đợc dùng rất nhiều, nhất là trong bộ truyền có mô men xoắn nhỏ và trung bình, đợc dẫn động bằng động cơ điện Nó cho phép hai trục có thể lệch dọc trục ∆≈1ữ15mm; lệc tâm δ
≈ 0,3ữ0,6 mm và lệch góc α đến 10 Nối trục có thể bù độ lệch dọc trục nhờ sự di động tơng đối giữa bộ phận đàn hồi với nửa nối trục, bù độ lệch tâm và độ lệch góc nhờ vòng
đàn hồi có thể biến dạng nén
tuy nhiên cần chú ý rằng trờng hợp hai trục lệch nhau,tải trọng sẽ phân bố không đều giữa các chốt, do đó vòng cao su mòn rất nhanh; mặt khác trục lệch sẽ tạo nên tải trọng phụ hớng tâm, gây uốn trục và tác dụng lên ổ Do đó nên có gắng
đảm bảo điều kiện đồng tâm đối với các trục đợc nối kích thớc chính của nối trục vòng đàn hồi đã đợc tiêu chuẩn hoá, có thể chọn trong các tài liệu[9],[21],[30] theo trị số mômen xoắn tính, sau đó kiểm nghiệm ứng suất dập sinh ra giữa các chốt với vòng cao su và ứng suất uốn trong chốt giả thiết là ứng suất dập phân bố đều trên các chốt
σd=2k.Mx/ZDdl ≤ [σ]d
Trong đó Z: là số chốt ; D: là đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt ; d: đờng kính chốt ;
l :là chiều dài đoạn vòng có cao su ứng suất dập cho phép [σ]d đối với vòng tròn cao su có thể lấy khoảng từ 2 ữ 3 N/mm2
kiểm nghiệm ứng suất uốn trong chốt theo công thức
σu=
3
0,1d
1 2
l ZD
2k.Mx
= 0 , 1 d ZD
k.Mx.l
3
≤ [σ]u
ứng suất uốn cho phép [σ]u của chốt có thể lấy khoảng 60ữ80 N/mm2
Vật liệu làm đĩa là gang loại C 21-40 trở lên hoặc thép rènч
30 hay thép đúc 35 trở lên Chốt làm bằng loại thép 45 trởл lên, đợc thờng hoá Vật liệu làm vòng là cao su có giới hạn bền kéo trên 6N/mm2 và độ rắn so - rơ khoảng 55ữ75
để tránh hỏng vòng cao su do nhiệt sinh quá lớn, cần hạn chế
số vòng quay trong một phút của nối trục số vòng quay cho phép của mỗi cỡ nối trục cho trong các bảng
Câu 32 Vẽ sơ đồ cấu tạo và miêu tả cách làm việc của ly hợp
ma sát nhiều đĩa
Để giảm bớt lực ép cần thiết của Q và kích thớc ly hợp ,dùng
ly hợp nhiều đĩa ma sát hình vẽ
a, Đĩa ngoài có răng ngoài b,đĩa trong có răng trong Nửa ly hợp 1: có rãnh then hoa bên trong Nửa ly hợp 2: có rãnh then hoa bên ngoài Chiều dãy đĩa
Khi có bôi trơn S=1,5ữ2,5 mm Khi không có bôi trơn S=2,5ữ5 mm Khe hở giữa các đĩa K=0,2 1,5mm
Số đĩa Z≤11 -Cấu tạo :gồm có nửa ly hợp 1 có rãnh then hoa bên trong nửa
ly hợp 2 lắp trên trục bị động có rãnh then hoa bên ngoài Trên nửa li hợp 1 có lắp đĩa ngoài a có răng ngoài Trên nửa li hợp 2 có lắp đĩa trong b có răng trong chiều dày các đĩa = thép có bôi trơn 1,5-2,5mm chiều dày các đĩa = thép không có bôi trơn 2,5-5mm
số đĩa không nên lấy quá 11 đĩa vì lực ép lên đĩa cuối rất nhỏ
→không tạo lực ma sát Tất cả các đĩa đảm bảo độ đồng tâm Fe=
tb
fZD
2TK
lực Fe giảm khá nhiều
Đợc sử dụng nhiều trong thực tế õ-khi quá tải, các đĩa ma sát tách ra →đề phòng quá tải cho máy
