GIÁO TRÌNH CHI TIẾT máy năm 2016

Dựa trên điều kiện chuyển vị thực tế chuyển vị dài hoặcchuyển vị góc, giá trị chuyển vị không được vượt quá trị số chophép.- Khi chi tiết máy chịu lực dọc trục: 1.8Trong đó: Fa: lực dọc

KHOA CƠNG NGHỆ HĨA HỌC

GIÁO TRÌNH

CHI TIẾT MÁY

LƯU HÀNH NỘI BỘ - NĂM 2016

Chương 1

CƠ SỞ VỀ THIẾT KẾ MÁY VÀ CHI TIẾT MÁY

Các yêu cầu có thể khác nhau đối với từng loại máy Một cáchtổng quát nhất người ta có thể chia các yêu cầu thành 3 nhóm:

- Yêu cầu về thiết kế, chế tạo

- Yêu cầu về vận hành

- Yêu cầu xã hội

1.1.1 Đảm bảo khả năng làm việc

Các chỉ tiêu chủ yếu đảm bảo khả năng làm việc của máybao gồm:

- Độ bền

- Độ cứng

- Độ ổn định

- Độ bền mòn

- Độ ổn định dao động

- Khả năng chịu nhiệt

1.1.3 Mức độ quy cách hóa, tiêu chuẩn hóa cao

Quy cách hóa là sự vay mượn các chi tiết hoặc cụm chi tiết củacác máy sẵn có trong quá trình thiết kế chế tạo máy mới

Tiêu chuẩn hóa là việc sử dụng trong máy mới các chi tiết hoặccụm chi tiết được tiêu chuẩn hóa

Việc sử dụng các chi tiết hoặc cụm chi tiết được quy cách hóahoặc tiêu chuẩn hóa sẽ giúp giảm thời gian chế tạo, gia công chitiết, ít loại chi tiết hơn, giá thành máy hạ, dễ sửa chữa và thaythế

1.1.4 Mức độ tiêu hao nguyên vật liệu

Việc thiết kế hợp lý, tối ưu, lựa chọn vật liệu hợp lý sẽ làmgiảm mức độ tiêu hao vật liệu và từ đó mang lại hiệu quả kinhtế lớn

1.1.5 Khả năng phát minh sáng chế

1.2.1 Độ tin cậy

Tiêu chuẩn này đang ngày càng được chú trọng khi mà máy mócngày càng phức tạp, mức độ tự động hóa ngày càng cao vàcường độ làm việc lớn hơn Vì thế người thiết kế cần phải đánhgiá đầy đủ xác suất làm việc, độ tin cậy của các chi tiết máy,tính dễ sửa chữa và tuổi thọ của máy

1.2.2 Năng suất máy

Đây là một trong các chỉ tiêu quan trọng nhất vì nó quyết địnhđến giá thành sản xuất Năng suất máy được đánh giá bằng sốlượng công việc thực hiện được trong một khoảng thời gian nhấtđịnh.

1.2.3 Giá thành máy

Để giảm giá thành, nhà thiết kế cần phải lựa chọn sơ đồnguyên lý vào sơ đồ động thích hợp, tính công nghệ máy cao, mứcđộ tiêu chuẩn hóa cao, lượng tiêu hao vật liệu hợp lý

1.2.4 Giá thành gia công

Giá thành gia công phụ thuộc vào năng suất, giá thành máy,chất lượng gia công và độ tin cậy của máy

1.2.5 Chất lượng gia công

1.2.6 Tỉ suất lợi nhuận

Là chỉ tiêu kinh tế đánh giá hiệu quả sử dụng máy đến giáthành máy

- Vệ sinh thực phẩm

- Hỏng do mỏi: xảy ra trong điều kiện tải trọng thay đổi Cácdạng hỏng gồm tróc vì mỏi, tróc rỗ bề mặt, gãy răng hoặctrục do mỏi …

- Biến dạng dẻo: xảy ra do chi tiết bằng vật liệu dẻo bị quátải Các dạng biến dạng dẻo: cong trục, giãn trục hoặc bulông

…

- Lão hóa: là hiện tượng chi tiết máy mất khả năng chịu tảisau một quá trình chịu tải thay đổi, chịu biến dạng Dạng hỏngnày thường gặp ở các chi tiết phi kim loại, chất dẻo…

- Phá hủy giòn: thường gặp ở các chi tiết làm bằng vật liệugiòn, có tập trung ứng suất lớn, tải va đập

Có 2 loại độ bền chi tiết máy: độ bền thể tích (độ bền uốn,xoắn, kéo, nén, cắt …)và độ bền tiếp xúc (dập, tiếp xúc)

Để tránh biến dạng dư lớn và gãy hỏng chi tiết máy cần có đủđộ bền thể tích Để tránh phá hủy bề mặt làm việc của chi tiếtmáy cần có đủ độ bền tiếp xúc

Ngoài ra người ta còn chú ý đến tính chất thay đổi của ứng suấtsinh ra trong chi tiết máy (hoặc tải trọng tác động lên chi tiết máy)

Nếu ứng suất không đổi, ta tính theo độ bền tĩnh, nếu ứng suấtthay đổi, ta tính theo độ bền mỏi.

Điều kiện bền dùng để xác định kích thước và kiểm nghiệm cácchi tiết tại các tiết diện nguy hiểm:

2.1.2 Các phương pháp nâng cao độ bền mỏi

Các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của chi tiết gồm:

- Vật liệu và phương pháp nhiệt luyện

- Hình dạng kết cấu chi tiết

- Kích thước chi tiết

- Công nghệ gia công bề mặt

- Đặc tính tải trọng

- Trạng thái ứng suất

- …

Để nâng cao độ bền mỏi của chi tiết, ta cần thực hiện các biệnpháp:

- Biện pháp thiết kế:

o Kết cấu hình dạng chi tiết hợp lý

o Giảm tập trung ứng suất

- Biện pháp công nghệ:

o Dùng phương pháp gia công đặc biệt để tăng độ bền chochi tiết bằng cách tạo ra cấu tạo tinh thể nhỏ hơn, tạo bềmặt có ứng suất dư là nén

o Nhiệt luyện, hóa luyện bề mặt

o Gia công tinh thể bề mặt: phun bi, lăn ép … làm tăngchắc bề mặt, gây cứng nguội lớp bề mặt…

2.2.1 Khái niệm

Độ cứng là khả năng chống lại sự biến đổi hình dáng và kíchthước của chi tiết máy dưới tác dụng của tải trọng Nếu một chitiết không đủ độ cứng, khi làm việc sẽ bị biến dạng đàn hồi vượtquá trị số cho phép, do đó sẽ phá hủy điều kiện làm việc bìnhthường của tiết máy

2.2.2 Tính toán độ cứng.

Dựa trên điều kiện chuyển vị thực tế (chuyển vị dài hoặcchuyển vị góc), giá trị chuyển vị không được vượt quá trị số chophép.

- Khi chi tiết máy chịu lực dọc trục:

(1.8)Trong đó:

Fa: lực dọc trục

L: chiều dài chi tiết

A: tiết diện mặt cắt ngang

E: modun đàn hồi

- Khi chi tiết máy chịu tác động moment uốn:

Trong đó:

f và : độ võng và góc xoay tính toán

và : độ võng và góc xoay cho phép

- Khi chi tiết máy chịu moment xoắn:

(1.10)Trong đó:

T: moment xoắn

G: modun đàn hồi trượt

l: chiều dài tính toán

: moment quán tính toán độc cực: góc xoắn tính toán và cho phép

Độ cứng tiếp xúc biểu diễn mối quan hệ giữa áp suất và biếndạng tại các chỗ tiếp xúc trên bề mặt Chỗ tiếp xúc có thể làđiểm (bi lăn tiếp xúc với vòng trong và vòng ngoài của ổ bi), làđường thẳng (tiếp xúc giữa 2 cặp bánh răng, bánh ma sát …)

Độ cứng tiếp xúc được xác định theo công thức:

(1.11)Trong đó:

: lực nény: đại lượng biến dạng do tiếp xúc

2.2.3 Các biện pháp nâng cao độ cứng

- Dùng vật liệu hợp lý: vật liệu có modun đàn hồi cao, có thể dễdàng chế tạo các chi tiết có hình dáng phức tạp và tiết diện hợplý

- Chọn hình dáng tiết diện ngang hợp lý: độ cứng tỉ lệ thuận với moment quán tính tiết diện hoặc W0-moment chống xoắn Trong kếtcấu có thể tạo gân để tăng độ cứng uốn và xoắn

J Chọn kết cấu chịu tải trọng hợp lý: sử dụng kết cấu chịu tải đốixứng để tránh chuyển vị đàn hồi theo phương lực tác dụng hoặc sửdụng càng nhiều càng tốt các kết cấu chịu kéo nén thay thế chocác kết cấu chịu uốn, xoắn

- Sử dụng và phân bố các ổ trục hợp lý để tăng độ cứng tiếpxúc

- Có thể tạo ra các biến dạng ngược lại nhờ các đối trọng để cânbằng với biến dạng do trọng lượng riêng của các bộ phận máygây ra.

- Đảm bảo độ cân bằng hợp lý của hệ thống về độ cứng (tránhdùng những chi tiết có độ cứng quá nhỏ hoặc quá lớn trong cùngcụm chi tiết máy hoặc máy)

- Giảm biến dạng cục bộ trong các chi tiết thân, vỏ hộp

2.3.1 Khái niệm

Mài mòn trên bề mặt là sự thay đổi kích thước, hình dáng trạngthái bề mặt, khối lượng chi tiết do sự tàn phá lớp bề mặt ngoàidưới sự cọ xát trực tiếp giữa các bề mặt

Mòn là do tác dụng của ứng suất tiếp xúc, hoặc áp suất khibề mặt tiếp xúc trượt tương đối với nhau

2.3.2 Tính toán độ bền mòn

Mòn sẽ không xảy ra giữa hai bề mặt tiếp xúc làm việc nếunhư giữa chúng luôn tồn tại lớp dầu bôi trơn, ngăn không cho cácđỉnh nhấp nhô trược tiếp tiếp xúc nhau Trong trường hợp khôngthể tạo ra chế độ bôi trơn ma sát ướt, tính toán về độ mòn dựatrên cơ sở hạn chế áp suất không cho vượt quá giá trị cho phép:

Trong đó:

p0: áp suất sinh ra trên bề mặt

2.3.3 Các biện pháp giảm mài mòn

- Sử dụng vật liệu giảm ma sát (đồng thanh, gang chịu ma sát …)trong trường hợp vận tốc trượt lớn

- Giảm tải cho bề mặt chịu ma sát, phân bố tải đều trên bề mặttiếp xúc, tránh ứng suất tập trung …

- Bôi trơn và làm nguội tốt, chú ý độ nhám bề mặt, hình dạngbề mặt và vận tốc trượt tương đối tối ưu để hình thành màng dầutrên bề mặt tiếp xúc, đảm bảo ma sát sinh ra là ma sát ướt

- Giảm lượng hạt mài rơi vào trong bề mặt ma sát bằng cách chechắn kín và làm bề mặt tiếp xúc đứt quãng để hạt mài sinh ratrong quá trình làm việc dễ thoát ra ngoài

- Thay thế ma sát trượt bằng ma sát lăn

2.3.4 Các biện pháp để giảm ảnh hưởng xấu của độ mòn

tới khả năng làm việc của máy

- Đảm bảo mòn đều cho các chi tiết để cùng điều chỉnh, sửachữa, thay thế …

- Chuyển mòn vào các chi tiết ít ảnh hưởng đến độ chính xác củamáy hay vào chi tiết dễ điều chỉnh, dễ thay thế khi mòn

- Sử dụng các kết cấu điều chỉnh được để điều chỉnh mòn ởnhững chi tiết quan trọng, dùng hệ thống lò xo nén, đối trọng đểđiều chỉnh tự động khi mòn

Nhiệt sinh qua trong quá trình làm việc của máy, hoặc do sự masát giữa các chi tiết máy

Nhiệt gây ra các tác hại:

- Giảm khả năng tải của chi tiết máy do thay đổi các đặc tính

cơ học của vật liệu

- Giảm khả năng bảo vệ của màng dầu và hậu quả là sựmài mòn tăng lên hoặc dẫn đến hiện tượng dính.

- Thay đổi khe hở trong các mối ghép động do biến dạng nhiệtthuận nghịch

- Thay đổi tính chất bề mặt làm việc Ví dụ làm giảm ma sáttrong hệ thống phanh

- Giảm độ chính xác của máy do biến dạng thuận nghịch nhấtlà trong các máy gia công

Để nâng cao khả năng chịu nhiệt của chi tiết máy, cần chế tạocác chi tiết bằng vật liệu chịu nhiệt, sử dụng các biện pháp bôitrơn, làm mát

Độ ổn định dao động là khả năng của chi tiết máy có thể làmviệc trong một phạm vi vận tốc cần thiết mà không bị rung quámức

Dao động xuất hiện ở các chi tiết máy quay không được cânbằng, không đủ độ cứng, làm việc với vận tốc cao …

Dao động gây nên ứng suất phụ thay đổi có chu kỳ, có thể dẫnđến vì mỏi, dao động trong máy cắt kim loại làm giảm độ chính xácgia công và độ nhẵn bề mặt sản phẩm Ngoài ra dao động gây ratiếng ồn do va chạm của các chi tiết máy chuyển động

- Bộ phận căng xích.

- Bộ phận che chắn

- Bộ phận bôi trơn

Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn động sang trục

bị dẫn nhờ vào sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩaxích

Hình 2.1: cấu tạo bộ truyền xích -Phân loại

Theo công dụng:

Hình 2.2: phân loại xích

7.2 Kết cấu xích truyền động và đĩa xích.

- Xích con lăn.

Hình 2.3: cấu tạo xích ống con lăn

Các má ngoài 2 lắp chặt với các chốt 3, các má trong 1 lắpchặt ống 4

Ống 4 lắp có khe hở với chốt 3 tạo thành bản lề, nhờ đó khixích vào khớp các má ngoài 2 lắp chặt với chốt 3 sẽ xoay tươngđối với các má trong 1 lắp chặt ống 4.

Sự ăn khớp của xích với răng 6 của đĩa xích thực hiện qua con lăn

5 (con lăn 5 và ống 4 có thể xoay tương đối với nhau) Vì con lăn 5lăn trên bề mặt răng của đĩa xích, do đó ma sát sinh ra trên bềmặt răng một phần là ma sát lăn và làm giảm độ mài mòn chorăng

Xích này được sử dụng cho bộ truyền có vận tốc thấp Thông thường, số mắc xích phải là số chẵn để tận dụng cácmá xích ngoài nối lại với nhau Nếu số mắc xích là số lẽ, thì việcnối xích phức tạp hơn và kém bền hơn vì phải dùng các má chuyểnđể nối xích

Hình 2.4: má xích thường và má xích chuyển

- Xích ống

Có kết cấu giống xích con lăn nhưng không có con lăn 5 Vì khôngcó con lăn nên bề mặt răng của đĩa xích mài mòn nhanh hơn,nhưng khối lượng xích và giá thành xích ống thấp hơn so với xích conlăn

- Xích răng

Hình 2.5: cấu tạo xích răng

Gồm nhiều má xích hình răng xếp xen kẽ và nối với nhau bằngcác bản lề Các má xích 1 ăn khớp với bề mặt răng của đĩa xíchbởi 2 mặt phẳng đầu má xích, các má xích nối với nhau bằng bảnlề

Xích răng làm việc êm, không ồn, truyền được tải trọng cao hơn.Vận tốc làm việc lớn hơn với công suất lớn hơn so vớixích con lăn

- Đĩa xích

Hình 2.6: cấu tạo đĩa xích

Với đĩa xích có kích thước nhỏ, có thể chế tạo bằng phương phápdập Với đường kính đĩa xích lớn, có thể chế tạo phần đĩa và phầnmayơ riêng và ghép lại bằng hàn hoặc bằng bulông

Vòng tròn chia của đĩa xích đi qua tâm bản lề xích và được xácđịnh theo công thức:

(2.1)Với:

- bước xích

z – số răng của đĩa xích

Đường kính vòng ngoài đĩa xích con lăn:

(2.2)Đường kính vòng ngoài đĩa xích răng:

Bước xích có thể chọn theo bảng 2.1:

Bước

xích kính chốt Đường dài ống Chiều vòng quay của đĩa nhỏ Công suất cho phép khi số , (vg/ph)

50 20

0 400 600 800 1000 1200 160012,7

5,808,9010,1111,313,2817,7522,6127,4635,4637,1945,21

0,190,350,450,570,751,413,205,8310,514,722,9

0,681,271,612,062,704,8011,019,334,843,768,1

1,232,292,913,724,888,3819,032,057,770,6110

1,683,133,985,086,6711,425,742,075,788,3138

2,063,864,906,268,2243,530,749,388,9101157

2,424,525,747,349,6315,334,754,999,2

2,725,066,438,2210,816,938,360,0108

3,205,957,559,6512,719,343,8

Bảng 2.1: lựa chọn bước xích theo công suất cho phép

- Số răng đĩa xích.

Nếu số răng càng nhỏ thì góc xoay bản lề càng lớn, răng càngmòn nhanh Ngoài ra, còn làm tăng tải trọng động, gây nên vađập, xích và đĩa xích mau hỏng và gây nên tiếng ồn lớn

Có thể chọn:

đối với xích ống, xích con lăn

+ : đối với xích răng

: bộ truyền chịu tải trọng va đập

Trong tính toán thiết kế, chọn

Để tránh bị tuôn xích khi xích bị mòn, số răng đĩa xích không đượcquá lớn

: đối với xích con lăn

: đối với xích răng

Số răng đĩa xích nên lấy số lẽ vì khi đó mỗi răng của đĩa xíchsẽ ăn khớp lần lượt với tất cả mắt xích và do đó răng đĩa xíchsẽ mòn đều hơn.

- Khoảng cách trục a và số mắt xích X

Chọn sơ bộ

Khoảng cách trục nhỏ nhất được giới hạn bởi khe hở giữa 2đĩa xích từ

Khoảng cách trục a được tính theo công thức:

(2.5)Để bộ truyền làm việc có độ chùng bình thường, ta nên giảmkhoảng cách trục a một khoảng

- Vận tốc và tỉ số truyền

+Vận tốc và tỉ số truyền trung bình

Vận tốc trung bình:

(2.6)Trong đó:

n – số vòng quay của đĩa xích, (vg/ph)

z – số răng đĩa xích

- bước xích (mm)

Tỉ số truyền trung bình:

(2.7)Đối với bộ truyền có vận tốc thấp, Trong một số trườnghợp,

+Vận tốc và tỉ số truyền tức thời.

Hình 2.7: vận tốc tức thời bộ truyền xích

Vì xích ăn khớp với các răng của đĩa xích theo hình đa giác nênvận tốc xích và tỉ số truyền thay đổi theo thời gian

Xét bộ truyền xích đang ăn khớp trên bánh dẫn như hình 2.7 vớibản lề A đang ăn khớp và bản lề B sắp vào khớp với răng C.Tại A, vận tốc bản lề đạt giá trị lớn nhất và bằng vận tốcvòng của đĩa xích Vận tốc này phân thành 2 thành phần: vuônggóc với xích và song song với xích

Với góc ở tâm , ta có:

(2.8)Trong đó:

Góc ứng với thời điểm bản lề A vào khớp

Góc ứng với thời điểm bản lề B vào khớp

Chuyển động của đĩa xích bị dẫn phụ thuộc vào vận tốc

Tương tự đối với bánh bị dẫn, với góc ở tâm , ta có:

Trong đó:

Vì , do đó:

Tỉ số truyền tức thời:

(2.9)Sự thay đổi của tỉ số truyền càng tăng khi số răng cảu đĩaxích càng nhỏ Sự thay đổi của không nên vượt quá

+Lực tác dụng lên trục của bộ truyền.

Lực tác dụng lên trục có thể xác định theo công thức:

(2.10)Trong đó:

- hệ số trọng lượng xích

+ : góc nghiêng giữa đường nối tâm hai trục vàphương nằm ngang nhỏ hơn 400

+ : góc nghiêng giữa đường nối tâm hai trục từ 40đến vị trí thẳng đứng.

- lực vòng

7.4 Các dạng hỏng - Vật liệu

-Vật liệu trong bộ truyền xích

+Vật liệu xích

Phải có độ bền mòn và độ bền cao

Má xích con lăn được chế tạo từ thép có thành phần cacbon trungbình hoặc thép hợp kim: C45, C50, 40Cr, 40CrNi3A và tôi đạt độ rắn

Má xích răng được chế tạo từ thép C50

Má xích cong được chế tạo từ thép hợp kim

Các chi tiết như con lăn, ống, miếng lót … được chế tạo từ thépthấm cacbon: C15, C20, 15CrNi3, 20CrNi3A … và tôi đạt độ rắn

+Vật liệu đĩa xích

Cần có độ bền mòn cao và khả năng chịu va đập: thép cóthành phần cacbon trung bình C45, 45Cr, 40Mn2, 35CrMnCA, 40CrNi … đượctôi bề mặt hoặc tôi thể tích đến độ rắn và thép thấmthan C15, 20Cr, 12CrNi3A với lớp thấm than và tôi đến độ rắn

So với bộ truyền đai, bộ truyền xích có ưu điểm:

- Không có trượt đai

- Hiệu suất cao hơn,

- Không đòi hỏi phải căng xích nên lực tác dụng lên trục và ổnhỏ hơn

- Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền chuyểnđộng với cùng công suất và số vòng quay

- Có thể truyền chuyển động cho nhiều trục

Nhược điểm.

- Tỉ số truyền không ổn định

- Có va đập và bị ồn khi làm việc

- Cần phải bảo trì, bôi trơn thường xuyên

Phạm vi sử dụng

- Bộ truyền xích được sử dụng khi truyền chuyển động và côngsuất giữa các trục có khoảng cách xa cho nhiều đĩa xích dẫn cùngmột lúc

- Bộ truyền xích sử dụng trong trường hợp có vận tốc thấp vàtrung bình v < 15m/s và số vòng quay n < 500 vg/ph

- Thông thường bộ truyền xích được đặt sau hộp giảm tốc, côngsuất có thể lên đến vài nghìn kW

- Tỉ số truyền , và có thể lên đến 10 trong một số trường hợpđặc biệt

5 BÀI TẬP

Bài 1:

Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn để dẫn động trục chínhcủa máy tiện tự động theo các số liệu sau: công suất trên đĩa xíchdẫn , số vòng quay đĩa xích bị dẫn , tỉ s truyền u

= 2, khoảng cách trục a = 2, khoảng cách trục a = 750 mm, trục đĩaxích điều chỉnh được, tải trọng có va đập nhẹ, bôi trơn theo chu kỳ,làm việc 2 ca mỗi ngày, đường nối tâm nghiêng với phương nằmngang một góc 800

Bài 2

Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn từ động cơ đến tang trốngbăng tải theo các số liệu sau: công suất truyền , số vòngquay đĩa xích dẫn , số vòng quay đĩa xích bị dẫn

, tải trọng va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, làm việc 1 ca, trục đĩa xíchđiều chỉnh được , đường nối tâm trục nghiêng với phương ngang mộtgóc 200, khoảng cách trục được chọn

Bài 4

Tính toán bộ truyền xích của hệ thống dẫn động cho băng tải.Công suất trên đĩa xích dẫn khi vận tốc góc Tải trọng tính, làm việc 2 ca Bôi trơn định kỳ Đường nối tâmnghiêng với phương ngang một góc Điều chỉnh lực căng bằngđĩa căng xích Vận tốc góc trục băng tải

Bài 5

Bộ truyền xích con lăn có thể truyền công suất N bao nhiêu nếucho trước: bước xích , diện tích tính toán Bộtruyền nằm ngang, bôi trơn bằng bể dầu với vị trí của đĩa xích điềuchỉnh được Bộ truyền làm việc xuốt ngày đêm có va đập nhẹ Sốrăng các đĩa xích , khoảng cách trục a = 1300mm Sốvòng quay bánh dẫn

Bài 6

Bộ truyền xích con lăn có thể truyền công suất N là bao nhiêu nếubiết trước: bước xích Số răng đĩa xích dẫn , số vòngquay Tỉ số truyền u = 3 Bộ truyền làm việc có va đậpnhẹ, nghiêng với mặt phẳng nằm ngang một góc , khoảng cáchtrục , bôi trơn theo chu kỳ, làm việc 2 ca một ngày,các đĩa xích không điều chỉnh được

Hình 2.8: hệ thống truyền động cho băng tải Bài 8

Tính bộ truyền xích trong hệ thống dẫn động xích tải với các sốliệu sau: , , u = 3, đường tâm của các đĩa xíchlàm với phương nằm ngang 300, bộ truyền làm việc 1 ca, trong môitrường có bụi, tải trọng làm việc thay đổi, tải trọng mở máy bằng

2 lần tải trọng danh nghĩa, vị trí của trục được điều chỉnh bằng đĩaxích nhỏ

Bài 9

Xác định khả năng tải của bộ truyền xích răng ở điều kiện làmviệc bình thường với các số liệu sau: bước xích , chiềurộng , tỉ số truyền u = 2, số vòng quay , hệ số điều kiệnsử dụng K = 1

Bài 10

Tính toán thiết kế bộ truyền xích răng truyền công suất từ động

cơ đến băng tải với các số liệu sau: công suất động cơ ,số vòng quay trục bánh dẫn , số vòng quay bánh bị dẫn

, tải trọng va đập nhẹ, đường nối tâm trục nằm ngang,trục đĩa xích điều chỉnh được, làm việc 1 ca, bôi trơn nhỏ giọt

Bài 11

Tính toán thiết kế bộ truyền xích răng truyền công suất từ động

cơ đến máy nén khí với các số liệu sau: công suất động cơ

, số vòng quay trục động cơ , tỉ số truyền u = 5, tảitrọng tĩnh, đường nối tâm trục nghiêng với phương nằm ngang một

góc , trục đĩa xích điều chỉnh được, làm việc 2 ca, bôi trơn liên tụctrong bể dầu.

Một bộ truyền đai đơn giản gồm:

- Hai bánh đai

- Dây đai mắc căng giữa 2 bánh đai

- Bộ phận căng đai

Hình 3.1: bộ truyền đai

Bộ truyền đai truyền chuyển động và công suất nhờ ma sátgiữa dây đai và các bánh đai

- Phân loại

Hình 3.2: các loại tiết diện đai

Hình 3.3: Tiết diện đai thang Theo tiết diện đai:

- Đai truyền phẳng (đai dẹt)

- Đai thang

- Đai tròn: dùng trong các bộ truyền công suất nhỏ

- Đai răng lược

- Đai răng

Theo kiểu truyền động (dùng loại đai dẹt):

- Truyền động thường: truyền chuyển động giữa 2 trục song songnhau

- Truyền động chéo: dùng truyền chuyển động cùng chiều vàtăng góc ôm đai Khuyết điểm: mau mòn dùng ở vận tốc khôngquá lớn (v 15 m/s)

- Truyền động nửa chéo: truyền chuyển động giữa 2 trục thẳnggóc nhau nhưng không ở trên cùng một mặt phẵng

- Truyền động góc: 2 trục thẳng góc nhau và cùng nằm trên mộtmặt phẳng

Hình 3.4: các kiểu truyền động

8.2 Vật liệu đai và kết cấu bánh đai.

Đai da:

- Bền, tải lớn, chịu va đập tốt, độ bền mòn tốt nên thường đượcdùng trong bộ truyền chéo

- Giá đắt, không dùng được trong môi trường ẩm ướt, axit

- Vận tốc đai không quá

Đai vải cao su:

- Gồm nhiều lớp vải và cao su được sunfua hóa

- Độ bền cao, đàn hồi tốt, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độẩm

- Không chịu được va đập lớn, không chịu được dầu

- Vận tốc đai không quá 30m/s

Đai sợi bông:

- Khối lượng nhỏ, giá rẻ, thích hợp với bộ tuyền vận tốc cao, côngsuất nhỏ

- Khả năng chịu tải, độ bền và tuổi thọ kém hơn 2 loại đai trên.Đai mòn nhanh

- Đai chóng dẻo nên cần có thiết bị căng đai

- Không dùng được trong môi trường ẩm ướt và nhiệt độ cao

- Vận tốc đai không quá 20m/s

Đai sợi len:

- Chế tạo từ len dệt được tẩm hỗn hợp oxit chì và dầu gai

- Có tính đàn hồi lớn chịu va đập, chịu tải không đều tốt

- Do đã tẩm hóa học nên ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ và độẩm

- Làm việc tốt trong môi trường bụi, axit, kiềm…

- Giá thành đắt, vận tốc giới hạn 30 m/s

Đai bằng vật liệu tổng hợp:

- Có độ bền và tuổi thọ cao, chịu va đập

Các phương pháp căng đai

Đai truyền làm việc sẽ dần dần dài ra, cho nên khi thiết kế phảinghĩ đến phươntg pháp điều chỉnh sức căng của đai truyền:

- Lắp thêm các bánh căng Để tăng góc ôm và giảm nhẹ thiết

bị căng, thường lắp bánh xe căng gần bánh đai nhỏ, nhưng ngượclại thời gian giữa 2 lần uốn của đai ngắn lại vì vậy tuổi bền giảmxuống

- Dịch chuyển 1 trong 2 trục để điều chỉnh sức căng của đai truyền.Thông thường cách điều chỉnh này có tính chất định kỳ

Hình 3.5: một số phương pháp căng đai

- Các phương pháp nối đai

Đầu nối của đai truyền thích hợp hay không đều có ảnh hưởng lớn đến việc truyền động, nhất là trong trường hợp vận tốc lớn và khoảng cách trục ngắn Có 3 phương pháp nối đai: dán, khâu và nối bằng kim loại

- Phương pháp dán

Chỉ dùng cho đai truyền bằng da và cao su Phương pháp dán dùng

ở các đai truyền truyền công suất lớn và tốc độ cao Hai mặt đềucó thể làm việc được

- Phương pháp khâu

Có thể dùng cho nhiều loại đai truyền Hai mặt đều có thể làm việc được So với phương pháp dán, phương pháp nối này bền hơn

- Phương pháp nối bằng kim loại:

Có thể dùng cho nhiều loại đai truyền, chia làm 2 loại: đầu nối cứng và đầu nối bản lề

Đầu nối cứng có độ cứng và trọng lượng lớn nên chỉ dùng trong trường hợp truyền động vận tốc thấp (v < 10m/s) và đường kính bánh xe lớn

Đầu nối bản lề tốt hơn nhưng chế tạo phức tạp

Hình 3.6: một số phương pháp nối đai.

1.1.1 Ưu điểm

- Có thể truyền động giữa 2 trục có khoảng cách xa nhau

- Vật liệu đai có tính đàn hồi nên làm việc ổn định, không ồn

- Có thể thiết kế khi quá tải, đai truyền sẽ trượt trên bánh đainên bảo vệ hư hỏng máy

- Giá thành hạ, kết cấu đơn giản, dễ bảo quản

1.1.2 Nhược điểm

- Kích thước lớn

- Tỉ số truyền không ổn định vì có sự trượt đàn hồi của đai

- Lực tác dụng lên ổ và trục lớn vì có lực căng sẵn trên dây đai

- Chóng mòn

- Tỉ số truyền không lớn (không quá 5÷10)

8.3 Các thơng sơ hình học chính

- Quan hệ hình học

Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai gồm: đường kính 2bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và góc ôm đai trênbánh nhỏ

Hình 3.7: thông số hình học

- Đường kính bánh đai d 1 và d 2

Dãy tiêu chuẩn về đường kính bánh đai : 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80,

- Góc ôm đai

(3.3)

- Vận tốc vòng

Vận tốc vòng trên bánh dẫn :

(3.4)Vận tốc vòng trên bánh bị dẫn :

(3.5)Với :

d1, d2 – đường kính bánh dẫn và bánh bị dẫn (m/s)

n1, n2 – số vòng quay bánh dẫn và bị dẫn (m/s)

- Hệ số trượt

Do sự trượt đàn hồi đai nên thực tế , mối liên hệ giữa chúngthể hiện qua công thức :

(3.6)Với :

- Tỉ số truyền u:

(3.7)Trong nhiều trường hợp, có thể lấy gần đúng (giá trịcủa nhỏ)

8.4 Cơ học truyền đai

-Lực trong đai truyền.

Để tạo ma sát giữa đai và bánh đai, cầu căng đai với lực căngban đầu làF0

Khi làm việc, bánh dẫn chịu tác dụng của moment xoắn làm bánhđai chùng xuống, lực giảm còn F2, một nhánh đai căng lên Lựctăng thành F1

-Lực vòng:

Ft = F1 – F2 = 2T1/d1 = 1000N/v (3.8)Với :

-Lực căng đai , theo công thức Euler:

Euler đã tính toán được mối liên hệ giữa và với tải trọngcó ích , hệ số ma sát f và góc ôm trên bánh dẫn:

(3.11)(3.12)

-Lực căng ban đầu để không xảy ra hiện tượng trượt trơn

(3.13)

-Khả năng tải của đai khi căng đai với một lực căng ban đầu

(3.14)Với:

(3.15)

Ta thấy nếu tăng hệ số ma sát f và góc ôm đai đai thì khả năngtải của bộ truyền tăng lên

Trong đó:

Fv = qm.v2: lực căng phụ do lực ly tâm gây nên

Lực này làm giảm áp suất giữa đai và bánh đai, nghĩa làù làmgiảm lực có ích ban đầu F0 hay làm giảm khả năng tải của bộtruyền

qm: khối lượng đai trên chiều dài 1m(kg/m)

Nếu bộ truyền đai có vận tốc v 10 m/s, có thể bỏ qua lực quántính nên:

Trong trường hợp đai thang, thay thế hệ số ma sát f bằng

Với:

: góc chêm đai

-Lực tác dụng lên trục và ổ:

Thông thường lực tác dụng lên trục Fr bằng khoảng Trongkhi đó tổng lực tác dụng lên trục của bộ truyền bánh răng và bộtruyền xích chỉ khoảng Vì vậy, lực tác dụng lên trục trong bộtruyền đai lớn hơn so với các bộ truyền bánh răng và bộ truyềnxích Đây là một nhược điểm của bộ truyền đai

(3.16)Đối với các bộ truyền không có bộ phận căng đai, lúc đầu taphải căng đai với lực căng lớn hơn F0 để bù lại sự giảm lực căngsau một thời gian làm việc, khi đó, để tính lực tác dụng lên trục, tanhân thêm 1,5 vào F0 Khi đó:

8.5 Các dạng hỏng đai.

(3.17)Bộ truyền đai có các dạng hỏng sau:

- Đứt đai do mỏi: khi đai quay một vòng, các ứng suất kéo và uốnđai thay đổi Chúng thay đổi theo chu kỳ tương ứng vòng quay đai nênlà nguyên nhân gây hư hỏng do mỏi

- Nóng do ma sát: do ma sát giữa dây đai và bánh đai và ma sáttrong dây đai nên khi làm việc, dây đai bị nóng lên

- Trượt trơn: khi góc trượt bằng góc ôm đai thì bắt đầu xảy ra hiệntượng trượt trơn

2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

Khi tính toán bộ truyền đai, trước tiên chúng ta phải xác địnhđược loại đai (đai răng, đai dẹt, đai thang, đai thang hẹp…)

Với bộ truyền đảm bảo tỉ số truyền không đổi: đai thang

Với bộ truyền có vận tốc đai v<30 m/s hoặc tỉ số truyền u<7: đaithang

Với bộ truyền có vận tốc đai trong khoảng 30m/s <v<40 m/s và tỉsố truyền u<8: đai thang hẹp

Với bộ truyền có vận tốc đai trong khoảng 30m/s <v<40 m/s vàu>8 hoặc tỉ số truyền u>40 m/s: đai dẹt

Gồm các bước sau:

Bước 1: Chọn vật liệu đai dẹt.

Chọn loại đai thích hợp tuỳ theo điều kiện làm việc của bộ truyềnnhư: môi trường làm việc, tính chất tải trọng, vận tốc, …

Bước 2: Xác định đường kính bánh đai.

Công thức Xaverin:

(3.18)Với:

N:công suất trên trục dẫn (kW)

n1:số vòng quay trục dẫn (vg/ph)

Chọn d1 theo dãy tiêu chuẩn về đường kính bánh đai : 40, 45, 50, 56,

63, 71, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 280, 320, 360, 400,

450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000

Bước 3: Tính vận tốc đai và kiểm tra tính phù hợp

Sau khi kiểm tra, nếu không phù hợp thì thay đổi đường kính d1

Bước 4: Tính đường kính bánh lớn

Chọn hệ số trượt tương đối

Tính d2, chọn d2 theo dãy tiêu chuẩn về đường kính bánh đai

Tính chính xác tỉ số truyền u

Kiểm nghiệm sai lệch Nếu không thỏa thì chọn lại d1 hoặc

d2

định sơ bộ khoảng cách trục a.

Chiều dài Lmin của đai được chọn theo điều kiện giới hạn số vòngchạy của đai trong một giây:

(3.19)Với imax: số vòng chạy tối đa của đai trong 1s

- (s-1) (trường hợp bộ truyền đai hở)

- (s-1) (trường hợp bộ truyền có bánh căng đai)

Xác định khoảng cách trục a theo Lmin

Kiểm nghiệm khoảng cách trục a theo điều kiện:

- : trường hợp bộ truyền đai hở

- : trường hợp bộ truyền có bánh căng.

Nếu A không thỏa điều kiện thì chọn a:

- : trường hợp bộ truyền đai hở

- : trường hợp bộ truyền có bánh căng

Bước 6: Xác định chiều dài đai L

Tính chiều dài đai L theo a

Tăng L thêm một khoảng để nối đai

Bước 7: Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây i

Số vòng chạy của đai (vg/s) (3.20)Kiểm nghiệm

Nếu điều kiện không thỏa, ta tăng khoảng cách trục a, tính lại L vài

Bước 8: Tính góc ôm đai của bánh nhỏ

Bước 9: Xác định chiều dầy của đai

Chọn trước chiều dầy tiêu chuẩn của đai theo điều kiện:

- : đối với đai da

- : đối với đai vải cao su

Số lớp

Có miếngđệm Không cóđệm V = 30m/s V = 5m/s3

4

5

4,567,5

3,7556,25

160224280

80112160

Bảng 3.1: kích thước đai vải cao su Bước 10: Tính chiều rộng dây đai b

(3.21)Giá trị của b được chọn theo dãy tiêu chuẩn: 20, 25, 30, 40, 50, 60,(65), 70, 75, 80, 100, (115), (120), 125, 150, (175), 200, 225, 250, (275), 300,

Vải cao su 2,1 2,1

7 2,21 2,25 2,28 2,3 2,33 2,37 2,4

0 1,7 1,9 2,04 2,15 2,23 2,3 2,4 2,5 2,6Sợi bông 1,3

- Khi làm việc trong môi trường bụi và ẩm ướt thì giảm đi

: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai

(3.23): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

(3.24)

- đối với tất cả đai dẹt:

+ đai vải cao su:

+ đai sợi bông:

+ đai vật liệu tổng hợp:

: hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền và phương phápcăng đai, phụ thuộc vào góc nghiêng giữa đường nối hai tâm bánhđai và phương nằm ngang

Góc nghiêng

Khi bộ truyền có bộ căng đai được điều chỉnh tự động thì

: hệ số chế độ làm việc, tính đến ảnh hưởng của sự thay đổitheo chu kỳ của tải trọng đến tuổi thọ đai (khi làm việc hai ca: giảm0,1; ba ca: giảm 0,2)

Tải trọng Tĩnh Dao động

nhẹ Dao độngmạnh Va đập

Bước 11: Xác định chiều rộng B của bánh đai

B được xác định theo chiều rộng đai b từ bảng sau:

0

Bước 12: Xác định lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu theo điều kiện: (3.25)Với

Hệ số ma sát f được tra trong phụ lục 1

Lực tác dụng lên trục:

Bước 1: Chọn dạng đai (tiết diện đai)

Chọn dạng đai (tiết diện đai) theo công suất và số vòng quay n1, theođồ thị sau:

Hình 3.10: biểu đồ chọn tiết diện đai theo công suất và số vòng

quay

Bước 2: Xác định đường kính bánh đai nhỏ

Tính đường kính bánh đai nhỏ với cho trong bảng 3.3:

101317223238

6810,513,51923,5

2,12,84,04,86,98,3

4781138230476692

101317

81013

22,83,5

5693159

<500 <150

Bảng 3.3: kích thước mặt cắt đai, chiều dài đai, đường kính bánh đai

các loại đai thangChiều dài đai L theo dãy số tiêu chuẩn: 400, 450, 500, 560, 630, 710,

800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150,

3550, 4000, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, …

Chọn d1 theo giá trị tiêu chuẩn

Tính v1, nếu v1 >25m/s thì chọn d1 nhỏ hơn hoặc dùng đai thang hẹp

Chọn hệ số trượt tương đối

Tính d2 rồi chọn d2 theo tiêu chuẩn

Bước 4: xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai L

Xác định A sơ bộ theo kết cấu hoặc chọn sơ bộ theo đường kính d2.

a 1,5d2 1,2d2 d2 0,95d2 0,9d2 0,85d2

Tính L theo a sơ bộ, chọn chiều dài L tiêu chuẩn

Tính chính xác khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn

Kiểm nghiệm theo điều kiện:

(3.26)Trong đó h: chiều cao mặt cắt ngang của dây đai

Bước 5: Xác định góc ôm đai

Bước 6: Xác định số đai z

(3.27)Trong đó:

: công suất có ích cho phép bộ truyền đai đang thiết kế(kW)

(3.28)Với:

: ứng suất có ích cho phép, Giá trị của xác định khi thí nghiệm đai theo khả năng kéo vàtuổi thọ:

(3.29)Với:

: công suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệmcho mỗi loại tiết diện đai, tương ứng với đường kính bánh đainhỏ d1 và vận tốc v khác nhau trong điều kiện số đai z=1,

tỉ số truyền u=1, góc ôm =1800, chiều dài đai L0, tảitrọng không va đập được tra theo đồ thị sau :

Hình 3.11: đồ thị xác định công suất có ích cho phép

: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:

, tính bằng độ

: hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u

1 1,04 1,07 1,1 1,12 1,14: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L

Với:

L0: chiều dài đai thực nghiệm, mm

L: chiều dài đai thực tế, mm

: hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tảitrọng giữa các dây đai.

Z

Cr: hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng (khi làm việchai ca: giảm 0,1; ba ca: giảm 0,2)

Tải trọng Tĩnh Dao động

nhẹ Dao độngmạnh Va đập

Chọn z theo số nguyên và số đai z không quá 6 vì nếu số đai z lớnthì tải trọng phân bố giữa các đai sẽ không đều nhau

Bước 7: Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài các bánh đai

Tính theo bảng các kích thước bánh đai thang:

Lực căng ban đầu theo điều kiện:

Lực tác dụng lên trục:

Bài 2:

Bộ truyền đai dẹt truyền công suất N1 = 8kW, số vòng quay bánhdẫn n1 = 1280 vg/ph, bánh bị dẫn n2 = 640 vg/ph, đường kính bánh dẫn

d1 = 180 mm, khoảng cách trục a = 1800mm hãy xác định:

a/ Góc ôm đai và chiều dài đai L

b/ Giả sử đai được căng với lực căng ban đầu F0 = 800N Hãy xácđịnh hệ số ma sát f tối thiểu giữa đai và bánh đai để không xảy rahiện tượng trượt trơn

Bài 3:

Bộ truyền đai dẹt truyền công suất N1 = 5kW Cho trước các thôngsố: đường kính bánh dẫn d1 = 160mm, số vòng quay bánhdẫn n1 = 720 vg/ph, khoảng cách trục a = 1200 mm, hệ số ma sátgiữa đai và bánh đai f = 0,3 và lực căng ban đầu F0 = 1000N Bỏ qualực căng phụ Fv, hãy xác định:

a/ Lực vòng có ích Ft

b/ Tính giá trị góc ôm để không xảy ra hiện tượng trượt trơn, suy

ra tỉ số truyền u và đường kính d2 tối đa là bao nhiêu

Bài 4:

Tính toán đai dẹt truyền từ động cơ đến trục của hộp tốc độ máytiện theo các số liệu sau: công suất truyền từ động cơ N = 7kW, sốvòng quay động cơ n1 = 1440g/ph, tỉ số truyền u = 3, đường nối tâmtrục nghiêng một góc 800 so với đường nằm ngang, trục điều chỉnhđược, bộ truyền làm việc 2 ca, tải trọng dao động nhẹ

b/ Lực căng đai F0 ban đầu, lực căng F1, F2 trên các nhánh đai Hệ sốkéo

c/ Ứng suất uốn , ứng suất có ích , ứng suất phụ do lực ly tâm và ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai Tính tuổi thọ đai

Bài 6:

Tìm công suất lớn nhất có thể truyền của bộ truyền đai thang nếu

đường kính bánh dẫn d1 = 200mm, góc chêm đai , góc ôm đai

, ma sát giữa đai và bánh đai f = 0,2; lực căng ban đầu F0 =1300N, khối lượng 1 mét dây đai qm = 0,175 kg/m

Bài 7:

Bộ truyền đai truyền công suất N1 = 18,5kW từ bánh đai thang, cóđường kính d1 = 250 mm và số vòng quay n1 = 1800 vg/ph, truyềnchuyển động cho đai dẹt đường kính d2 = 900 m Khoảng cách trục a =1000mm Góc chêm đai thang , hệ số ma sát giữa đai và rãnhđai thang là 0,2; hệ số ma sát giữa đai dẹt và bánh đai là 0,2 Sửdụng đai thang C Mỗi đai có khối lượng riêng 1100 kg/m3 và lực kéocho phép mỗi dây đai là 900N Hãy xác định số dây đai cần thiết

Bài 8:

Để truyền chuyển động từ động cơ sang các bộ truyền khác củamáy phay ta sử dụng đai thang Động cơ có công suất N = 3,7 kW, sốvòng quay bánh đai dẫn n1 = 1440 vg/ph, số vòng quay bánh bị dẫn

n2 = 480 vg/ph Khoảng cách trục a = 900mm Bộ truyền làm việc có

va đập nhẹ, làm việc hai ca Tính toán bộ truyền đai thang

340

900mm280rad/s

340

Tải trọng làm việc lớn nhất cho mỗi dây đai 560N, hệ số ma sát f =0,15; khoảng cách trục a = 875 mm, khối lượng 1 mét dây đai 0,3 kg/m.Hãy xác định:

a/ Số đai cần thiết

b/ Giả sử bánh bị dẫn không làm rãnh (bánh đai dẹt) Chiều dàiđai và góc ôm đai không đổi Hãy xác định khả năng tải

Bài 10 :

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang truyền dẫn từ động cơ đếnhộp giảm tốc của băng tải Công suất động cơ Ndc = 5,4 kW vàvận tốc góc =300rad/s Tỉ số truyền bộ truyền đai ud = 3,02 Bộtruyền làm việc hai ca Tải trọng dao động nhẹ (moment khởi độngbằng 1,8 lần moment danh nghĩa)

Chương 4

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Chương 5: Truyền động bánh răng

5.1 Khái niệm chung

Bộ truyền bánh răng làm việc theo nguyên lý ăn khớp , thựchiện truyền chuyển động và công suất nhờ sự ăn khớp giữa cácrăng trên 2 bánh răng

-Phân loại

Theo vị trí tương đối giữa các trục

- Truyền động giữa các trục song song: truyền động bánh răng trụ

- Truyền động giữa các trục giao nhau: truyền động bánh răng côn

- Truyền động giữa các trục chéo nhau: truyền động bánh răngcôn xoắn, trụ xoắn

Theo sự phân bố giữa các răng trên bánh răng

- Bộ truyền ăn khớp ngoài

- Bộ truyền ăn khớp trong

Theo phương của răng so với đường sinh

Theo biên dạng răng

- Bánh răng thân khai

- Bánh răng xycloic (sử dụng chủ yếu trong đồng hồ và dụng cụđo)

- Bánh răng novicop (biên dạng răng là cung tròn): có tác dụnglàm tăng khả năng tải của bộ truyền

Hình 4.1: phân loại bánh răng

Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng

Ưu điểm

- Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn

- Tỉ số truyền không đổi

- Hiệu suất cao

- Làm việc với vận tốc lớn, công suất lớn, tỉ số truyền mộtcấp đến nhiều cấp từ 2 đến hàng nghìn

- Tuổi thọ cao, làm việc với độ tin cậy cao

Nhược điểm

- Chế tạo phức tạp

- Đòi hỏi độ chính xác cao

- Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn

Phạm vi sử dụng

Bộ truyền bánh răng được sử dụng trong các ngành chế tạomáy Trong đó bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng được sử dụngrộng rãi nhất, các bộ truyền còn lại sử dụng tùy thuộc vào kếtcấu máy

5.2 Thơng số hình học bánh răng

-Bộ truyền bánh răng trụ

+Răng thẳng

Hình 4.2

Thông số ăn

khớp Không dịch chỉnh Phụ thuộc hình học khi ăn khớp Dịch chỉnh

Khoảng cách trục

Hệ số dịch tâm

Chiều cao răng h=2,25m h=

Khe hở hướng kính c=0,25m c=0,25m

Góc lượn chân

+ Aên khớp ngoài:

+ Aên khớp trong:

Đường kính vòng

đáy

+ Aên khớp ngoài:

+ Aên khớp trong:

Bảng 4.1: thông số hình học bộ truyền bánh răng

Bước răng p: là cung chắn giữa hai biên dạng cùng phía của hairăng kề nhau đo trên vòng chia

Chiều dày răng st

Chiều rộng rãnh et

Đối với bánh răng tiêu chuẩn: st = et

Modun m được tiêu chuẩn hóa theo dãy số tiêu chuẩn:

Dãy 1: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25

Dãy 2: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18;22

Góc ăn khớp : là góc giữa đường pháp tuyến chung P1P2 vàđường nối tâm O1O2 Giá trị tiêu chuẩn: 14,50; 200; 300, thông dụngnhất là loại

Đường kính vòng lăn dw1, dw2

Đường kính vòng cơ sở db1, db2