Sổ tay thiết kế cơ khí tập 2

Sổ tay thiết kế cơ khí

2 PGS HA VAN VUI

W “”” TS NGUYÊN CHỈ SÁNG

SỐ TAY

PGS HÀ VĂN VUI T.S, NGUYEN CHI SANG

Số tay

THIẾT KẾ CƠ KHÍ

TẬP 2

(TRỌN BỘ 3 TẬP) (In lần thứ nhất

NHÀ XUẤT BẢN KHOA HỌC VÀ KỸ THUẬT

HÀ NỘI - 2004

Chịu trách nhiệm xuất bn: PGS TS TO DANG HAI

Biên tập và sửa chế bản: NGUYÊN DIỆU THÚY

In 800 cuốn khổ 19 x 27 cm tai Xi nghiép in Thuong mai

Giấy phép số: 6 - 401 do Cục Xuất bản cấp ngày 20 tháng 5 năm 2004

In xong và nộp lưu chiéu thang 11 nam 2004.

LỜI GIỚI THIỆU

Tiếp theo cuốn “Sổ tay thiết bể cơ khí” tập 1, “Số tay thiết kể cơ khí” tập 2 giỏi

thiệu các yếu tố cơ bản của truyền động cơ khí gồm 9 chương uới các nội dụng 0Š trục tâm 0à trục truyền, ổ trục, khúp nối trục, truyền động bánh răng, truyền động trục uữt, truyền động

xích, truyền động đai, truyền động oít - đại ốc, truyền động bánh cóc uà mối ghép tháo được

Các nội dung trên bao hàm một bhối lượng biến thức khá đô sô uà môi một chương hoặc một oấn để của tập sổ tay này có thể là đề tài cho nhiều cuốn sách Trong khuôn khổ có hạn của một tập số tay dùng cho thiết kế cơ khí, chúng tôi chỉ đề cập đến các nội dụng cân thiết oà thông dụng nhất đáp ứng cho uiệc lựa chọn kết cấu, tính toán thiết kế kích thước uà lựa chọn vật liệu, qui định các yêu cầu kỹ thuật cho các chỉ tiết uà truyền động của máy, thiết bị, Phương pháp trình bày các chương mục chú trọng uào uiệc giới thiệu các bảng, biểu tra cứu, trù tiên sử dụng các tiêu chuẩn Việt Nam Đối uởi các nội dụng chứa có tiêu chuẩn Việt Nam chúng tôi sẽ sử dụng các tiêu chuẩn của Liên bang Nga (TOCT)

Truyển động bánh răng dù truyền động trục oít trụ là hai chương tương đối khó, đặc biệt là uì dụng sai uà tính toán độ bên của truyền động bánh răng va truc vit Nhitng néi dung này bạn đọc cần đọc kỹ để từn ra phương án sử dụng thích hợp nhất Bên cạnh truyền động bánh răng thân khai chúng tôi giới thiệu truyền động bánh răng Nôoicốp, loại bánh răng thường được dùng trong các loại máy móc hạng nặng, tải trọng tác dụng lớn Các loại

truyền động bánh răng phi than khai khác như bánh răng xyelôit uà các biến thể của nó,

bánh răng sóng biến dạng, U.u túy đã được sử dụng trong một uòi lĩnh vue chế tạo máy

nhưng phạm uí ứng dụng còn hạn hẹp tà sẽ được giới thiệu trong các sách chuyên khảo riêng

khác

Tham gia biên soạn Sổ tay thiết bế cơ khí tập 2 như sau:

Phó Giáo sử Hà Văn Vụi biên soạn các chương 2, 4, 5, 6, 8 va 9

Tiên sĩ Nguyễn Chỉ Sáng biên soạn các chương 1, 3 va 7

Chúng tôi đã làm oiệc nghiêm túc để cuốn sách này đáp ứng được yêu cầu của những người làm công tác thiết bế cơ khí, song cũng không tránh khỏi các sai sót, nhằm lẫn Chúng tôi xin trần trọng 0à mong được sự góp ý, chỉ bảo của bạn đọc gần xa để cuốn Sổ tay thiết hế

cơ khí, tập 2 ngày càng hoàn thiện hơn trong các lần tái bản sau

Thư từ gúp ý xin gửi bê Nhà xuất bản Khoa học bà Kỹ thuật, 70 Trần Hưng Đạo, Hà

Nội

Các tác giả

1.8 Ổ trượt phi kim loại

1.3.1 Ổ trượt chất dẻo teflon lãi kim loại

2 Ổ lăn

2.1 Hệ thống ký hiệu qui ước

9.2 Kiểu và đạng kết cấu của ổ lăn

3.3 Cấp chính xác của ổ lăn 76

2.6.2 Tính toán tuổi thọ của ổ theo giờ và tính toán sơ bộ khả năng

2.6.2 Sai léch hình dạng và vị trí của các bề mặt lắp ghép của trục và

1.4 Khớp nối trục bích

187

Tinh toán các thông số hình học

Dung sai chế tạo thanh răng

2.2.1 Cấp chính xác và đạng đối tiếp

2.2.2 Mức chính xác

Lập bản vẽ thiết kế thanh răng

„ _ #e Truyền động bánh răng côn

Truyền động bánh răng côn răng thẳng

"Truyền động bánh răng côn răng cong trön

3.2.1 Số răng của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn

3.2.2 Médun

3,2.3 Géc nghiéng và hướng răng

8.2.4 Prôñn gốc và dạng răng chiều trục (dọc)

3.2.5 Chon đường kính danh nghĩa của đầu đao

3.2.6 Chọn hệ số địch chỉnh và hệ số thay đổi chiều dày tính toán của

rằng prôñn gốc

3.2.7 Hệ số để tính toán góc chân răng và góc đầu răng bánh răng côn

có dạng răng đọc II

3.2.8 Tính toán các thông số hình học

8.2.9 Yêu cầu kỹ thuật

Dung sai của truyền động bánh răng côn

3.3.1 Cấp chính xác và dạng đối tiếp

3.3.2 Mức chính xác

Rết cấu bánh răng côn

Lập bản vẽ thiết kế bánh răng côn

4,12 Tính toán thiết kế bánh răng trụ theo độ bền tiếp xúc

4.12 Tính toán độ bền tiếp xúc khi có tác dụng của tải trọng lớn nhất

4.14 Tính toán độ bền uốn

4.15 Tính toán thiết kế bánh răng trụ theo độ bển uốn

4.16 Tính toán độ bền uốn khi chịu tác dụng của tải trọng lớn nhất

4.17 Ví dụ tính toán độ bền tiếp xúc và độ bền uốn

Tính toán độ bền truyền động bánh răng côn

5 Truyền động bánh răng Nivicôp

5.9 Tính toán hình học

5.2.1 Bánh răng Nôvicôp một đường ăn khớp

5.2.3 Banh rang Nôvicôp hai đường ăn khớp

5.3 Tính toán độ bền

5.3.1 Tính toán độ bền tiếp xúc

5.3

5.4 Lựa chọn các thông số cơ bản của bộ truyền

5.5 Trình tự tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng Nôvicôp

2, Tỉnh toán hình học truyền động trục vít trụ trực giao

3 Dung sai truyền động trục vít trụ

3.1 Thông số cơ bản và kích thước của xích

3.9 Yêu cầu kỹ thuật của xích

3.3 Đĩa xích dùng cho xích mắt tròn và xích kéo có độ bền thường

4 Xích trục đạng bản

4.1 Kiểu thông số cơ bản và kích thước

4.2 Yêu cầu kỹ thuật của xích

4.3 Đĩa xích đùng cho xích trục dạng bản

4.4, Yêu cầu kỹ thuật của đĩa xích

5 Xích kéo tháo được

5.1 Kiểu, thông số cơ bản và kích thước

5.3 Yêu cầu kỹ thuật của xích

5.3 Đĩa xích dùng cho xích kéo tháo được

6 Xích kéo dạng chạc

7 Xích truyền động con lăn và xích truyền động bạc lót

7.1 Thông số và kích thước cơ bản

7,9 Yêu cầu kỹ thuật của xích

4.3 Đĩa xích dùng cho xích con lăn và xích bạc lót

7.4 Yêu cầu kỹ thuật của đĩa xích 462

Mối ghép chịu tải trọng ngang

Mối ghép tại đầu các đòn

Mối ghép kẹp chặt các nắp

Mối ghép kẹp chặt các giá côngxôn

Mối ghép bulông nối bích

Mối ghép bulông có tải trọng lệch tâm

Tính toán mối ghép then bằng

Dung sai và lắp ghép của mối ghép then bằng và then bán nguyệt

3 Mối ghép then hoa

Mối ghép then hoa răng chữ nhật

3.1.1 Kích thước của mối ghép then hoa răng chữ nhật

3.1.2 Dung sai và lắp ghép của mối ghép then hoa răng chữ nhật

Mối ghép then hoa răng thân khai

- Mối ghép then hoa răng tam giác

3.3.1 Lựa chọn các kích thước, dung sai va lắp ghép

3.3.2 Các công thức xác định các yếu tế của mối ghép then hoa rang

tam giác

“Tính toán độ bền của mối ghép then hoa

Biểu diễn qui ước trục then hoa, lỗ then hoa và mối ghép then hoa

Tòi liệu tham khảo

10

592

595

596 599

Chương 1

TRỤC TÂM VÀ TRỤC TRUYỀN

1 TRỤC TÂM

1,1, Kiểu, kết cấu và kích thước (TOCT 9650-71)

Trục tâm được dùng cho các mối ghép nối trong các cơ cấu máy thông dụng Có hai kiểu

trục tâm:

- Kiểu 1- trục tâm trơn

- Kiểu 2 - trục tâm có vai

Trong mỗi kiểu trục trơn lại có 4 dạng kết cấu:

- Dạng 1- trục trơn không cần đến các chỉ tiết phụ trong lấp ghép

- Đạng 2 - trục trơn lắp với vòng chặn

- Dạng 3- trục trơn lắp với vòng đệm

- Dạng 4- trục trơn lắp với vòng chặn

Kết cấu và kích thước cơ bản của trục trơn được giới thiệu trong bảng 1-1

Bảng 1.1 Kết cấu và kích thước cơ bản, mm

lệch e8

diam | Siị h | 9 | 5 | b |Danh| Sai | Ð | r› |Danh [Tăng |Danh| Sai |", | r; | ©

75 | 80 | 85 | 90 | 96 | 100 | 100 | 140 | 115 | 120 | 130 | 140 } 160 ] 170 | 190 | 200 | 210 | 240 a0 | 86 | 90 | 95 | 100 | 105 | 108 | 115 | 120 | 130 | 140 | 150 | 170 | 180 | 200 | 210 | 220 | 250

Trục tâm được chế tạo bằng thép cacbon chất lượng thường thuộc các nhóm A,B và C

C85), thép hợp kim kết cấu crôm (1ñŒr đến 50Cr), mănggan (15Mn đến 50Mn), crôm-măng

niken-bo, v.v và các loại thép hợp kim cao, chịu ăn mòn và chịu lửa

Trục tâm có thể được mạ, phủ để trang trí hoặc bảo vệ chống ăn mòn, Sai lệch của kích thước không chỉ dẫn dung sai của trục tâm: bể mặt bao - theo H14; bể mặt

bị bao - theo h14, các bể mặt khác - theo #1/2 (h14=H14)

Các thông số nhám bề mặt của bề mặt lắp ghép của trục tâm được chọn phụ thuộc vào đường kính và miền dung sai của lắp ghép như sau:

Dé dao mat mut clia mat A so véi đường tâm trục có kết cấu kiểu 2 không được lớn hơn các giá trị cho phép sau:

Cho phép chế tạo trục tâm với mặt mút lượn tròn thay cho mép vát, bán kính lượn

bằng bán kính lượn r¿ Cho phép chế tạo rãnh thoát đá mài tại góc lượn có bán kính rụ

Công thức tính toán xác định kích thước mặt cắt ngang của trục trụ đặc:

trong dé: M, - momen uén, kGmm

{o,] - tng suat uén (xem bảng 1.7), kG/mm?

đ, d¿ - đường kính ngoài và đường kính trong của trục rỗng, mm

2 TRUC TRUYEN

Trục truyền là chỉ tiết máy thông dụng trong các cơ cấu và bộ phận máy dùng để

qua then, chốt, độ dôi của lắp ghép v v Yếu tố quan trọng đối với trục truyền là đầu trục

“2.1, Đầu trục truyền (sau đây gọi tắt là đầu trục)

Đầu trục truyền đã được tiêu chuẩn hoá ( TCVN 4343 - 86), gầm 2 kiểu: đầu trục truyền hình trụ và đầu trục truyền hình côn với độ côn 1: 10,

Đầu trục truyền hình trụ lại có 2 dang:

1- dạng đầu trục đài;

3- dạng đầu trục ngắn

Kích thước cơ bản của đầu trục hình trụ đài và ngắn được giới thiệu trong bằng L9

Bảng 1.2 Kich thước eơ bản của đầu trục hình trụ, mm

ox Then trên đầu trục dạng 1: then bán nguyệt đối với đường

kính ở đến 14 mm; then bằng đối với đường kinh đ > 12 mm;

Then trên đầu trục dạng 2: then bảng đối với đường kính

d < 30 mm; then bằng cao và then tiếp tuyến cao đối với đường

12 | 30 |] 25 | 1o | o6 | 36 |so| sẽ | 20 | 16 | 100 | 210 | 165 | 30 | 25

14 | 30 1 25 | 10 | 06 | 4o |110| 82 | 20 | 16 | 110 | 210 | 165 | 30 | 25 [16 | 40 | 28 | 1ô Ì 06 | 45 lụa 82 | 20 | t6

14

Tiêu chuẩn TCVN 4243-86 đã giới thiệu đãy đường kính d = 0;8 + 340 mm

Cho phép giảm chiều đài đầu trục so với các giá trị trong bảng khi truyền tải trọng nhỏ (trừ đầu trục của các máy điện)

Đối với đầu trụe lấp chỉ tiết (bánh răng, bánh đai, bánh xích ) ăn khớp trực tiếp với

chỉ tiết lắp trên đầu trục của động cơ điện mà không qua chỉ tiết trung gian, cho phép tăng nhiều đài đầu trục so với các giá trị trong bảng

Dau trục hình côn với độ côn 1:10 có bai kiểu: kiểu 1- có ren ngoài; kiểu 2 - có ren

trong; mỗi kiểu lại có hai dang: dang 1 - dai va dạng 2- ngắn Trên đầu trục có lắp các chỉ tiết truyền momen xoắn (puly, bánh đai, bánh xích, khóp nối trục, bánh răng v.v ) trong máy, cơ

Tiếp bảng 1.3

Bảng L4 Kích thước lỗ ren đầu trục, mm

Yêu cầu kỹ thuật

1 Sai lệch độ côn theo hướng dương

thước tương ứng của đầu trục

bang 1.5

được giới thiệu trong bảng 1.6

17

5 Mién dung sai ren đầu trục - 8g theo

TCVN 1917 - 95

ranh then so với đường tâm đầu trục không

được vượt quá 2 lần dung sai chiều rộng rãnh

then,

đường tâm đầu trục k0 được vượt quá một nửa

đụng sai chiều rộng rãnh then,

8 Các kích thước của then bằng - theo

TCVN 2861 - 77 Đối với trục có đường kính d

< 14 mm cho phép dùng then bán nguyệt có

kích thước theo 'FCVN 4317 - 86

9 Sai lệch giới hạn của các kích thước

không chỉ đẫn dung sai:

+ Bề mặt bao - theo H14; bể mặt bị bao -

+ Ranh va canh vat - theo TCVN 2034 - 77

Trong trường hợp có lý do về kỹ thuật, cho phép chế tạo đầu trục: a) không có rãnh then; b) có ren trái

Bảng 1.5 Khoảng cách m giữa các mặt phẳng của calip gigi han

tính động lực học của tải trọng, nói một cách khác là không đưa vào công thức tính toán các

suất được thể hiện gần đúng khi lựa chọn ứng suất cho phép

ra sự tập trung ứng suất, và đường kính trục

Đường kính trục bằng thép cacbon trung bình (ø,

bền được xác định gần đúng theo các công thức sau:

momen uốn lớn (trục đài):

19

trong đó d - tính theo cm; N - céng suat truyền, kW; n - tdn sé quay, vg/ph

Bảng 1.7 Ứng suất cho phép |[ø,]`, kG/cmÈ đối với trục bằng thép

| C35,thưởng | C45 thường 1A 490 lôi 40Cr tôi

Nguồn của sự tập trung _ | kính y= 75+90 | «,=80+90

ứng suất trục d,| am | 0v 52:66 | #ÔmmẼ, kGimm?, = 60+ 75 G/mn#, ae kGimmử, = s05 sy = 110+ 130 kG/mmô,

Gen >30 kG/mm# |øạ > 34 kG/mm? —— ~ mì ; — |m=90kG/mm”

v x25 kGimmÈ | ơ.y +28 kGímme „|œ x50 kG/mm#

° mcs am = 35 KGImM?| @., = 40 kGimm?| © 1 ~ 50 Gem

9) Độ giảm giới hạn mỏi, được xác định trên các mẫu thử nhỏ, đối với trục đ = 30 mm là

~ 15 + 90 %, đối với trục d = 50 mm - 24 + 30% va d = 100 mm - 35 = 40% (gia tri, gidi hạn

đưới dùng cho trục bậc bằng thép hợp kim cứng, giá trị giới hạn trên - trục cùng với các chỉ

tiết lắp ghép bằng thép mềm hơn);

3) Ứng suất cho phép khi uốn tương ứng với làm việc tĩnh (hệ số động lực học bằng 1)

20

Đối với các trục làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi đáng kể, khi tính toán tải trọng lớn nhất, hệ số tuổi thọ nhỏ hơn 1 thì ứng suất cho phép nên giảm đi một cách tương ứng Ứng suất cho phép có thể tăng lên khi tăng độ bền của trục bằng các giải pháp công nghệ hoặc kết cấu như tăng bền cục bộ, tăng bán kính lượn tròn, dùng các rãnh dỡ tải trên moayơ của các

chỉ tiết lấp ghép trên trục

Các công thức (ð), (6) và (7) được thiết lập trên cơ sở tính toán trục theo tải trọng xoắn

và qui định ứng suất xoắn +: với công thức (5) t, = 500kŒ/cm”; công thức (6) +, = 370 kG/em’, công thức (7) t, = 285 kG/em? Khi có rãnh then tại tiết diện nguy hiểm của trục, giá trị d tính toán được cần tăng lên 5 + 10%

Trong một số trường hợp, trục chỉ chịu tác động của tải trọng xoắn, ví dụ như các đầu trục ra được nối với khớp nối trục, không tạo ra các lực thành phần mất cân bằng, có thể tính toán trục một cách đơn giản theo công thức sau:

M

Coan = ye Sl)

b

M, - momen xoắn xuất hiện trong tiết điện tính toán kG em

W, - momen cản độc cực của tiết điện, cm*:

3

Wy= = - đối với tiết điện tròn, đặc (xem hình 1-1);

p= x b -#| - đối với tiết điện tròn, rỗng (xem hình 1-2);

Ír] - ứng suất cho phép khi chịu tải trọng xoắn, kG/em°, Đối với tải trọng không đổi (1) va tai trọng thay đổi (ID, [t,] đối với các vật liệu khác nhau của trục được giới thiệu như sau:

21

Tính toán độ cững vững nhằm xác định độ võng y (hình 1-4 và 1-5), góc nghiêng

9 (xoay) của đường tâm trục và so sánh chúng với các giá trị cho phép Độ võng cho phép của trục không được vượt quá (0,0001 + 0,0008)1, trong đó 1 - khoảng cách giữa các ổ trục Nếu trên trục lắp bánh răng, độ võng cho phép có thể xác định theo.mođun bánh răng m, tính bằng em: y = (0,01 - 0,03)m Góc nghiêng 9 của đường tâm trục tại các ổ trượt không được

vượt quá 0,001 rad, đối với ổ đũa trụ - 0,0025 rad; ổ côn - 0,0016 rad; ổ bi đỡ một dãy - 0,005 rad; 6 bi cdu - 0,05 rad

Ky 4%

trong đó @ tinh theo rad; d va y theo cm; K,, Ka - céc hé sé tinh dén quan hé gitta điểm đặt lực

và điểm xác định biến dạng Các hệ số này được xác định theo các hình 1.4 và 1.5

22

4 - tích số của các hiệu suất các chỉ tiết như ổ trục, bánh răng trong phần xích động học từ động cơ đến trục tính toán;

n - tần số quay của trục tính toán, vgíph

Biểu để trên hình 1.6 cho phép xác định momen xoắn theo công suất và tần số quay của trục,

Tuực vòng trên bánh răng hoặc bánh xích:

trong đó M, - mômen xoắn; d - đường kính chia của bánh răng hoặc bánh xích

'Tải trọng trên trục của bộ truyền xích được lấy gần đúng song song với nhánh xích chủ động và bằng lực vòng nhân với hệ số phụ thuộc vào vị trí của bộ truyển (đối với bộ truyền nằm ngang, hệ số bằng 1,15; đối với bộ truyền thắng đứng - 1,05)

Tải trọng trên trục của "bộ truyền đai khi tính toán về mỏi được lấy gần đúng theo hướng dọc theo đường tâm của các bánh đai và được xác định theo công thức:

Q= 2øgF sin

còn đối với bộ truyền đai thang 12 + 1ð kG/em”?;

F - diện tích mặt cắt ngang của đại truyền, cm” ;

24

œ - góc ôm của đai trên bánh đai, độ

Vì sức căng ban đầu khi kéo quá tải lớn bơn sức căng bình thường 1,ð lần nên tải trọng lớn nhất tác dụng lên trục có thể được xác định theo công thức:

So dé biéu thi luc tac dụng lên trục và ổ trục theo lực vòng đã cho khi trục lắp các bộ truyển bánh răng có góc ăn khớp œ = 20°, góc ma sát giữa các mặt răng p = B + 6° được giới

Nếu các tải trọng tác dụng lên trục không nằm trong một mặt phẳng thì chúng được phân tích theo hai mặt phẳng toạ độ vuông góc với nhau và phải xác định phản lực ổ trục và

momen uốn sau đó lấy tổng hình học cho mỗi mặt phẳng

Chú động

ạ% 110n, ñp *“05Pn

Để đơn giản cho tính toán, thường chọn các mặt phẳng toạ độ Trở lại các hình 1-7 đến 1-10, nếu các lực vòng tác dụng lên các bánh răng chủ động và bị động song song hoặc vuông góc với nhau thì các trục toạ độ nên hướng dọc theo hướng tác dụng của các lực này Khi làm

25

trùng nhau giữa các lực và các trục toạ độ, sai lệch độ song song hoặc độ vuông góc trong giới hạn 10 + 18" có thể được bỏ qua, Cũng cho phép làm trùng các lực trong một mặt phẳng nếu góc giữa chúng không lớn hơn 301

3.2.5 Xác định các phản luc 6 trục và momen nốn

Trong tính toán phản lực ổ trục và momen uốn, trục được mô hình hoá là một dầm đặt trên các gối tựa kiểu khớp bản lề Sơ đỗ tính toán này chỉ tương ứng một cách chính xác cho các trục được lắp với ổ lăn, mỗi ổ trục có thể có một hoặc hai ổ lăn Ổ trục lắp hai ổ lăn phải

có tính tự điều chỉnh, ví dụ, khi lắp hai ổ côn cho một ổ trục thì đỉnh của các con lăn côn phải ngược chiều nhau

Cùng có thể sử dụng sơ đỗ tính toán trên cho các tính toán gần đúng đối với trục được

lấp với các loại ổ trục khác Khi ổ trục là loại ổ trượt dài, không tự điểu chỉnh được, bố trí tại

các đầu trục thì phần lực tổng hợp của các ổ trục được giả thiết là đặt tại điểm cách mặt mút ngoài của ổ trượt một khoảng bằng 1/3 + 1⁄4 chiều dài của ổ trượt

Khi tính toán trục quay trong các ổ trượt dài if ~3), sơ đồ tính toán có thể được giả thiết gần đúng là sơ đổ của một đẩm bị ngàm cứng cả hai đầu

Bảng 1.8 và hình 1-11 giới thiệu các công thức xác định phản lực tại các ổ trục

và momen uốn M, của các trục có hai ổ trục với các tải trọng và phần lực được bố trí như trên

B, 2 Nếu lực tác dụng Q„ có chigu ngược với chiều

26

Ứng suất uốn cho phép

|ø,} được lấy theo bảng 1.7, có

tính đến ứng suất tập trung

lớn nhất Vật liệu: thép 40Cr

tôi cải thiện, đối với thép C45

cập giá trị trong bảng được

nhân với hệ số 0,94; đối với

cải thiện và tôi bằng đòng

điện tần số cao tại các bể mặt

lắp ghép với ổ trục và các bể

mặt làm việc chịu mài mòn

Đối với các trục làm việc với

tốc độ cao, lắp với ổ trượt và

Mu=¿B 2

(Ui

ult

Hình 1.11 Xác định phản lực tại các gối tựa và các

momen uén của trực có hai ổ trục với các tải trọng đã cho

Bảng 1.9 Đường kính trục đ theo tỉnh toán về mỏi khi chịu tải tác dụng

đồng thời của các momen uốn và xoắn

Momen uốn cho phép, kGm khi M,/M,

Các ký hiệu được sử dụng; M, - momen xoắn rên trục tính toán, kGmm; M, - momen

xoắn trên trục ra, kGmm; n - hiệu suất của bộ phận truyền động tính toán (các ổ trục và

Truc chính

Bảng 1.10 Lời giải của ví dụ

Momen uốn tại tiết phẳng Xem sơ đồ (hình 1.12) lết diện nguy hiểm ở ổ tr.: B

Đường kinh trục (theo Mụ kGm và MMS Theo bang 1.9 3 d= 30mm _

trong mặt phẳng x

0y = 0z„= 0,00012 rad

Góc nghiêng đưởng đàn hổi trong

mặt cắt (tiết diện) tính toán

| Riéng Yon = HỆ ox = 28888 12 = 0.0045 em;

quả

tỉnh toán trong mặt phẳng y( hinh

Kết luận: Theo độ cứng vững của trục, cho phép đường kính trục d = 30 mm Để bảo đảm điều kiện làm việc tốt

nhất của ổ trục và các bánh rang nén chon d = 32mm

tính toán, có thể sử dụng trục rỗng bởi vì th vật liệu bên trong của trục chịu tải trọng xoắn

va tai trọng uốn nhỏ Điều này được giới thiệu trong bằng 1.11

Trục có mặt bích và các đường kính rất khác nhau tại các đoạn trục thường được chế

tạo bằng phương pháp hàn trục trơn (không có bậc) với

c phôi mặt bích, vòng (gờ) Các

phần đầu trục (hình 1.15)

Bảng 1.11 So sánh giữa các trục đặc và rỗng có tiết điện khác nhau về

đường kinh ngoài (4, dị), momen quần tinh (J,J,), momen can (W, W))

và khối lượng (diện tích tiết điện F, E))

i 3 và a - các giả trị tương đối cla momen quan tinh va momen |

Nâng cao độ bền mỗi của các trục (và trục tâm) có thể được thực hiện bằng cách giảm

tập trung càng nhỏ

Két cấu của các trục có tính công nghệ cao thì số lượng các bậc và vai trục phải nhỏ cũng như chiều cao của bậc và vai trục nhỏ

trục

Ma sát khô không có dầu bôi trơn giữa các bể mặt đối tiếp của cặp ma sát, trên thực tế,

- không được sử dụng Sự xuất hiện ma sát khô sẽ dẫn đến hư hồng máy và thiết bị

Ma sát nữa khô xuất hiện trong các cặp ma sắt có chế độ làm việc không xác lập, việc bôi trơn rất khó khăn hoặc không đạt được điều kiện bôi trơn Hệ số ma sát trong bội trơn nửa khô và khô là 0,1 + 0,5 Ma sát nửa khô rất ít được sử dụng

Ma sat nita ướt thường xuất hiện trong phần lớn các ổ trượt trong đó một bộ phận lớn của cập bể mặt ma sát được cách ly nhau “bằng một lớp dầu nhưng cũng có những bộ phận của các bề mặt tiếp xúc với nhau Hệ số ma sát trong ma sát nửa ướt dao động trong khoảng

0,008 + 0,08

Ma sdt ướt xuất biện trong các ổ trượt trong đó ngõng trục quay được nâng lên khỏi bề mặt tựa và ma sát chỉ điễn ra giữa các lớp dầu bôi trơn Hệ số ma sát 0,001 + 0,008 Làm việc trong điều kiện bôi trơn ma sát ướt rất thích hợp đối với các ổ trượt có tốc độ cao và tải trọng tác dụng tương đối nhỏ, chẳng hạn như các ổ trục của trục chính máy mài

Giảm tốc độ trượt, tăng tải trọng và nhiệt độ của ổ trục, có thể đẫn đến phá hỏng chế

độ ma sắt ướt và chuyển sang chế độ làm việc ma sát nửa ướt và thậm chí là ma sát nửa khô 1.2 Ổ trượt kim loại

60.1000

38

trong đó d - đường kính ổ trượt, mm; n - tần số quay của trục, vgíph

Trị số [p] và [pv] được giới thiệu trong bảng 2.1

Bang 2.1 [p] va [pv] cho tinh toán ổ trược sơ bộ

Tổn hao công suất do ma sát trong ổ trượt và lượng toả nhiệt tương ứng

trong dé M,,, tinh theo kGm; P tinh theo kG; « tinh theo rad/s và v tính theo mis

Các tính toán về tổn hao công suất do ma sát và lượng toả nhiệt thường được dùng cho

ổ trượt có áp lực riêng rất lớn của các máy công cụ hạng nặng (ví dụ, ở trục chính máy tiện gia công các chỉ tiết có khối lượng rất lớn, )

Trong các máy công cụ hiện đại, tốc độ vòng trên ngõng trục có thể đạt tới 12m/s Áp lực riêng p tại các ổ trục và ổ trục chính có tần số quay trung bình thường không vượt quá 30kG/cm}, tại các ổ trục quay chậm (nhỏ bơn 1 m/s) áp lực riêng có thể đạt tới 100kG/cm” Chế độ làm việc cho phép của ổ trượt được chế tạo từ các loại kim loại và hợp kim khác nhau được giới thiệu trong bảng 2.2 Các giá trị cho trong bảng được quy định theo thực tế và trong các trường hợp phổ biến

Khi tải trọng tại các mép ổ cao hoặc không đạt được điều kiện bôi trơn qui định thì các giá trị đã cho cần được giảm đi, còn khi điều kiện bôi trơn tốt và tải trọng tại các mép 6 nhd thì giá trị pv được chọn cao hơn

34

Bang 2.8 Ché độ làm việc cho phép của ổ trượt

6 Đồng latông

25

vào đại lượng v3/A, ở đây A - khe Dậu công nghiệp 20A Ì Dẫu công nghiệp 40A

nhiệt độ của ổ trượt phụ th

vị diện tích của ngõng trục Đối

với ổ trượt được bố trí trong hộp tốc độ và được thổi gió bằng bánh đai hoặc mâm cặp lấy K = 20.10 kCal/em?.s.°C; đối với các ổ trượt được bố trí riêng K = 7.10° kCal/cm?.s.°C

Nhiệt độ làm việc của ổ trượt không được vugt qua 75°C

Đối với các ổ trượt được bôi trơn cưỡng bức (ví đụ như trong các máy mài) cần tính toán

su tod nhiệt trong dau

Kich thuée kết cấu của máng lót 6 trugt

(hình 2.2) bằng đồng brông, đồng latông hoặc

Nên chọn //d > 1 Trong thực tế //d = 0,5 + 1,5 Khi tăng d thì ty số //d sẽ giảm; chiều đài ngõng trục càng lớn thì sự phân bố tải trọng theo chiểu dài của máng lót càng không đều

và sự mòn cục bộ của máng lót sẽ tăng lên tại các mép 4 Ổ trượt có /d > 1 có thể được dùng

để tăng độ cứng vững của trục cũng như trong các ổ trượt thắng đứng, ở đó áp lực ở mép ổ đo

sự uốn trục gây ra thường ít nguy hiểm hơn

Trong thực tế, giá trị jd thường được chọn sơ bộ như sau: trong cơ cấu nâng

Ud = 1,3 + 3, trong máy gia công kim loại //d = 1,1 + 9, và trong hộp giảm tốc Jd = 0,8 + 1,9 1.2.2 Tính toán 6 truot chan

Sơ để của các loại ổ trượt chặn

được giới thiệu trên hình 2.3 ø, Ngông phẳng ñ Ngông vành ˆ

hình vành khăn của ngõng trục - ngũng Hình 2.3 Ö trượt chặn

vành Tính toán ổ trượt kiểu ngõng

phẳng và ngõng vành về mặt khả năng chịu tải nhằm xác định lực dọc trục cho phép P, ứng với đường kính ngõng trục d đã lựa chọn và vật liệu của cặp ma sát,

ø) Đối uới ngõng phẳng

2

Pe _ trong đó p - áp lực riêng, kG/cm”, được lựa chọn theo vật liệu của cặp ma sát:

kG em*.s

Nếu kết quả tí h toán kiểm tra về phát nhiệt không đạt yêu cầu cần xác định lại 36

đường kính của ngõng trục theo công thức:

9000pv

b) Đối uỡi ngõng uành

d, - đường kính của ngõng vành được tính toán theo áp lực riêng p;

p - ap lực riêng, kG/em°, được lựa chọn phụ thuộc vào vật liệu của cặp ma sát, tương tự như đối với ngông phẳng

Kiểm tra sự phát nhiệt:

m

PD wG/em°s

60005 pv=

được chọn tương tự như đối với kiểu ngõng phẳng

Cũng như ổ trượt đỡ, ố trượt chặn cần phải có rãnh dầu bôi trơn tại bề mặt làm việc của ổ Kết cấu thông dụng và kích thước của rãnh đầu bôi trơn ổ trượt chặn được giới thiệu

BGuA19Fe4, hợp kim kẽm chịu ma sắt ZnAl9Mgl và gang chịu ma sát (tương đương AHC.1

và AK 2 của Nga) Kích thước của ống lót không có vai được giới thiệu trong bảng 39.4, có vai - bảng 2.5 Kích thước của ống lót không có vai bằng gang dùng cho ổ trượt thân nguyên

và thân mặt bích được giới thiệu trong bảng 2.6

Bảng 3.4 Kích thước của ống lót không vai, mm

Chủ thích Kích thước d > 18, sai lệch H8 được phép chế tạo có độ nhdn bé mat R, = 2.5 um Khi dé do nhan

bề mặt của D cũng giảm đi tương tự

38

Lắp ghép của ống lót không vai và có vai với thân ổ trượt là lắp ghép có độ đôi Tuy theo khả năng chịu tải có thể chọn các lắp ghép H7/k6; H7⁄n6; H7/p6 và H7/r6 Lắp ghép của ống lót không vai bằng gang với thân ổ nguyên và thân mặt bích thường là H8/u8

Ngoài việc kẹp chặt ống lót với thân ổ bằng lấp ghép có độ đôi, có thể sử dụng các chỉ tiết kẹp chặt phụ như vít, chốt để kẹp chặt ống lót không vai với thân ổ nguyên và thân mặt, bích Các kết cấu, kích thước khi kẹp chặt phụ bằng vít, chốt được giới thiệu trong cäc bang

Một số yêu câu kỹ thuật của ống lót ổ trượt

+ Dung sai độ đồng trục của lỗ d so với đường trục (tâm) của mặt D theo TCVN 384.93:

vIT8 (TCVN 2244-99)

- Cấp chính xác VII - cho các chỉ tiết được chế tạo theo cấp chính xác kích thước ITS (TCVN 2244-99)

+ Dung sai độ trụ của bể mặt a (độ ö van và độ côn, TCVN 384-93):

- Cấp chính xác VI - cho các chỉ tiết làm việc trong điều kiện nặng nhọc, có tải trọng va đập và pv > 100 kGm/em”.s

- Cấp chính xác VII - cho các chỉ tiết làm việc trong điểu kiện có tải trọng va đập và

40