Giáo trình Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy

Nội dung text: Giáo trình Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy

1. Vũ ngọc Pi - trần thọ nguyễn thị quốc dung - nguyễn thị hồng cẩm Cơ sở thiết kế Máy và chi tiết máy Tr−ờng đại học kỹ thuật công nghiệp thái nguyên - 2001-
2. Lời nói đầu Để đáp ứng yêu cầu về giảng dạy và đào tạo tại Tr−ờng Đại học Kỹ thuật Công nghiệp Thái nguyên, Bộ môn Nguyên lý chi tiết máy Khoa Cơ khí tiến hành biên soạn tập giáo trình “Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy”. Đây chính là tên gọi mới, ứng với những thay đổi về nội dung và yêu cầu của nó so với giáo trình “Chi tiết máy” quen thuộc tr−ớc đây. Tập sách đ−ợc biên soạn theo kế hoạch giảng dạy 120 tiết, hai học phần (trong đó có 96 tiết lý thuyết ,11 tiết h−ớng dẫn bài tập, 13 tiết thí nghiệm và thực hành), nhằm phối hợp với đồ án môn học tiến hành đồng thời với bài giảng lý thuyết của học phần II và chia thành 5 nội dung chính nh− sau: Phần I: Những vấn đề cơ bản về thiết kế máy và chi tiết máy, do TS. Trần Thọ biên soạn. Phần II: Truyền động cơ khí, gồm: - Những vấn đề chung về truyền động cơ khí ; - Truyền động bánh ma sát, do Ths. Nguyễn thị Hồng Cẩm biên soạn. - Truyền động đai, do Ths. Nguyễn thị Hồng Cẩm biên soạn. - Truyền động bánh răng, do Ths. Nguyễn thị Quốc Dung biên soạn. - Truyền động trục vít - bánh vít, do Ths. Nguyễn thị Quốc Dung biên soạn. - Truyền động xích, do Ths. Nguyễn thị Hồng Cẩm biên soạn. - Hệ thống truyền dẫn cơ khí, do TS. Trần Thọ biên soạn. Phần III: Các tiết máy đỡ nối, gồm: - Trục, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - ổ lăn, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - ổ tr−ợt, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - Khớp nối, do TS. Trần Thọ biên soạn. Phần IV: Cơ sở thiết kế tự động, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. Phần V: Các tiết máy ghép, gồm: - Mối ghép then và then hoa, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - Mối ghép đinh tán, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - Mối ghép ren, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - Mối ghép hàn, do Ths. Vũ Ngọc Pi biên soạn. - Mối ghép có độ dôi, do TS Trần Thọ biên soạn. Tập sách này chỉ bao gồm các bài giảng lý thuyết của hai học phần nói trên. Các nội dung liên quan đến bài tập, thí nghiệm, thực hành và đồ án môn học đ−ợc biên soạn riêng. Chắc rằng quá trình biên soạn không tránh khỏi sai sót về nội dung cũng nh− hình thức. Chúng tôi rất mong nhận đ−ợc các ý kiến phê bình đóng góp quý báu của bạn đọc, xin chân thành cảm ơn. Các tác giả. 1
3. Phần I Những vấn đề cơ bản về thiết kế máy và chi tiết máy Bài 1: Bài mở đầu Đ1- Khái niệm và định nghĩa chi tiết máy Chi tiết máy (hay tiết máy, viết tắt là CTM) là phần tử cấu tạo hoàn chỉnh của máy; nó đ−ợc chế tạo ra không kèm theo một nguyên công lắp ráp nào. Các chi tiết máy th−ờng đ−ợc lắp ghép cố định với nhau thành nhóm chi tiết máy. Để thuận tiện lắp ghép, thay thế, bảo quản và sử dụng, ng−ời ta còn liên kết nhiều chi tiết máy và nhóm chi tiết máy theo một chức năng nào đó tạo thành cụm chi tiết máy hay bộ phận máy, blok máy. Theo quan điểm sử dụng, chi tiết máy đ−ợc chia thành hai nhóm: - Các chi tiết máy có công dụng chung. Đó là các chi tiết máy đ−ợc dùng phổ biến trong nhiều loại máy khác nhau với công dụng hoàn toàn giống nhau nếu chúng cùng một loại. Ví dụ nh− trục, bánh răng, bu lông, vít, đai ốc - Các chi tiết máy có công dụng riêng. Đó là các chi tiết máy chỉ đ−ợc dùng trên một số máy nhất định. Ví dụ nh− pit tông, trục khuỷu, cam Đ2- Nhiệm vụ, nội dung và tính chất môn học Cơ sở thiết kế máy và chi tiêt máy (sau đây gọi tắt là môn học Chi tiết máy) Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu các ph−ơng pháp tính toán thiết kế hợp lý máy và chi tiết máy có công dụng chung. Nhiệm vụ của nó là trang bị cho ng−ời học những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và ph−ơng pháp tính toán thiết kế các CTM có công dụng chung, tạo cơ sở vững chắc để vận dụng vào việc thiết kế, sử dụng, khai thác các loại máy và thiết bị cơ khí. Đây là môn học vừa mang tính lý thuyết vừa mang tính thực nghiệm. Lý thuyết tính toán đ−ợc xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lý học, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu , và đ−ợc xác minh, hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất. Đây cũng là môn học kỹ thuật cơ sở mang tính “bản lề” để chuyển từ kỹ thuật cơ sở sang kỹ thuật chuyên môn của các ngành cơ khí. Nội dung môn học gồm bốn phần chính sau đây: - Cơ sở tính toán thiết kế máy và chi tiết máy. - Các tiết máy truyền động: bộ truyền bánh ma sát, bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít-bánh vít - Các tiết máy đỡ nối: trục, ổ tr−ợt, ổ lăn, khớp nối, lò xo. - Các tiết máy ghép: then, then hoa, đinh tán, hàn, ren, ghép có độ dôi. Để học tốt môn học này, ng−ời học phải biết vận dụng sáng tạo lý thuyết vào thực tiễn; biết phân tích, tổng hợp, so sánh các ph−ơng án nhằm giải quyết tốt nhất các vấn đề liên quan đến thiết kế, sử dụng, khai thác máy và chi tiết máy. Yêu cầu thứ hai đối với ng−ời học là phải nâng cao tính độc lập, tự giác trong học tập, đặc biệt là trong phần làm đồ án thiết kế môn học. Đ3- Lịch sử môn học và ph−ơng h−ớng phát triển 1-Chi tiết máy và máy đã có từ rất sớm và không ngừng phát triển - Hình t−ợng về các chi tiết máy giản đơn đã xuất hiện từ thời cổ x−a trong các dụng cụ và vũ khí, tr−ớc hết là đòn bẩy và chêm. - Từ xa x−a loài ng−ời đã biết sử dụng cánh cung, đó là phôi thai của lò xo. 2
4. - Hơn 4000 năm tr−ớc, ng−ời ta đã dùng con lăn trong vận chuyển; dùng bánh xe, ổ, trục trong các loại xe; dùng tời, puli trong các công trình xây dựng tháp, nhà thờ. - 550 năm tr−ớc công nguyên, ở Hy lạp , bánh răng, trục khuỷu, pa lăng đã đ−ợc sử dụng. - Hơn 200 năm tr−ớc công nguyên, Acsimet đã sử dụng vít trong máy kéo n−ớc. - Hộp giảm tốc truyền động bánh răng, trục vít đã sử dụng rộng rãi ở thế kỷ thứ 3. - D−ới thời trung cổ nhiều thành tựu khoa học kỹ thuật bị mai một. Sang thời kỳ phục h−ng, khoa học kỹ thuật đ−ợc khôi phục, xuất hiện thêm một số máy mới. Bánh răng trụ chéo, ổ lăn, xích, đai, cáp, vít nâng và khớp nối đ−ợc dùng rất phổ biến. - Cuối thế kỷ 18 đầu 19 máy hơi n−ớc ra đời, mối ghép đinh tán đ−ợc sử dụng rộng rãi. - Cũng từ đó đến nay, nhiều máy mới ra đời; nhiều chi tiết máy mới xuất hiện và thay đổi nhiều lĩnh vực nh− hàn, tán, ren vít, truyền động bánh răng 2- Lý thuyết tính toán chi tiết máy đã xuất hiện rất sớm, không ngừng phát triển và ngày càng hoàn thiện - Lý thuyết tính toán xác định tỷ số truyền và lực tác dụng ra đời từ thời cổ Hy lạp. - Thế kỷ thứ 3 đã có ghi chép về hộp giảm tốc truyền động bánh răng, trục vít. - Thời kỳ phục h−ng đã có những công trình nghiên cứu về bánh răng trụ chéo, ổ lăn, xích , bản lề, đai, cáp, vít nâng, khớp nối - Cuối thế kỷ 19 đầu thế kỷ 20, với sự phát triển mạnh của KHKT, lĩnh vực Cơ học tách thành nhiều ngành khoa học. Cũng từ đây Chi tiết máy trở thành môn khoa học độc lập. - Nhiều nhà bác học nổi tiếng đã có những đóng góp xuất sắc cho khoa học Chi tiết máy nh− Lêôna Đờ Vanh xi, Ơle, Pêtrop, Râynol, Misen, Vilít 3- Ph−ơng h−ớng phát triển - Công nghiệp phát triển đòi hỏi ngày càng nhiều thiết bị máy móc với trình độ tự động hoá cao, đòi hỏi khoa học chi tiết máy phải có sự phát triển đồng bộ. - Ngoài các ph−ơng pháp tính toán kinh điển, việc ứng dụng tin học trong tính toán tối −u và tự động hoá thiết kế chi tiết và bộ phận máy đã, đang và sẽ đóng vai trò hết sức quan trọng, nhất là trong thời đại công nghệ thông tin hiện nay. Đ4- Giới thiệu tài liệu tham khảo Bạn đọc có thể tìm đọc các tài liệu tham khảo ghi ở mục Tài liệu tham khảo, trong đó chủ yếu là các tài liệu : 1- Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, tập I, II, NXB Đại học và Giáo dục chuyên nghiệp, 1994. 2- Trịnh Chất, Cơ sở Thiết kế máy và Chi tiết máy, Nhà xuất bản Khoa học kỹ thuật, 1998. 3- B.Η. Кудрявцев, Детали машин, Ленинград Машиностроение 1980. 4- Μ.Η. Иванов, Детали машин, Москва Издатлъство “Высщая школа” 1984. 3
5. Bài 2: đại c−ơng về thiết kế máy và chi tiết máy Đ1-Khái quát các yêu cầu đối với máy và chi tiết máy 1- Khả năng làm việc Đó là khả năng của máy và chi tiết máy có thể hoàn thành các chức năng đã định. Khả năng làm việc bao gồm các chỉ tiêu: độ bền, độ cứng, độ bền mòn, độ chịu nhiệt, độ chịu dao động, tính ổn định. Đây là yêu cầu hàng đầu và cũng là yêu cầu cơ bản của máy và chi tiết máy. 2- Hiệu quả sử dụng Máy phải có năng suất, hiệu suất cao, tiêu tốn ít năng l−ợng, có độ chính xác hợp lý, chi phí thấp về thiết kế, chế tạo,vận hành, sử dụng, đồng thời phải có kích th−ớc và trọng l−ợng nhỏ gọn. 3- Độ tin cậy cao Độ tin cậy là tính chất của máy, bộ phận máy và chi tiết máy, thực hiện đ−ợc chức năng đã định, đồng thời vẫn đảm bảo các chỉ tiêu về hiệu quả sử dụng trong suốt thời gian làm việc nào đó hoặc trong suốt quá trình thực hiện khối l−ợng công việc đã định . Khi mức độ cơ khí hoá và tự động hoá càng cao thì độ tin cậy càng có ý nghĩa quan trọng. Vì rằng chỉ một cơ cấu hay một bộ phận nào đó bị hỏng thì có thể làm đình trệ hoạt động của cả dây chuyền sản xuất. 4- An toàn trong sử dụng Trong điều kiện sử dụng bình th−ờng, máy hoặc chi tiết máy không gây tai nạn nguy hiểm cho ng−ời sử dụng hoặc không gây h− hại cho các thiết bị và các đối t−ợng khác xung quanh. 5/ Tính công nghệ và tính kinh tế Trên nguyên tắc đảm bảo khả năng làm việc, trong điều kiện sản xuất hiện tại, máy và chi tiết máy chế tạo ra ít tốn công sức nhất, có giá thành thấp nhất, cụ thể là: - Kết cấu phải đơn giản, hợp lý, phù hợp với điều kiện và quy mô sản xuất, - Có ph−ơng pháp chế tạo phôi hợp lý, - Cấp chính xác và độ nhám đúng mức Đ2- Nội dung, đặc điểm, và trình tự thiết kế máy và chi tiết máy 1- Nội dung và trình tự thiết kế máy - Xác định nguyên tắc hoạt động và chế độ làm việc của máy đ−ợc thiết kế. - Lập sơ đồ chung toàn máyvà các bộ phận của máy thoả mãn các yêu cầu cho tr−ớc. - Xác định tải trọng (lực và mômen) tác dụng lên các bộ phận máy và đặc tính thay đổi của tải trọng. - Chọn vật liệu chế tạo các chi tiết máy. - Tính toán động học, động lực học, xác định hình dạng, tính toán kết cấu sơ bộ của chi tiết máy, bộ phận máy để thoả mãn khả năng làm việc; kết hợp với các yêu cầu về tiêu chuẩn hoá, lắp ghép, công nghệ và các yêu cầu khác để xác định kích th−ớc của chi tiết máy, bộ phận máy và máy. - Lập thuyết minh máy (bao gồm h−ớng dẫn sử dụng, vận hành và sửa chữa máy). 2- Nội dung và trình tự thiết kế chi tiết máy Thiết kế chi tiết máy là một bộ phận của thiết kế máy. Nội dung thiết kế máy đ−ợc thể hiện qua trình tự sau: - Lập sơ đồ tính toán: vì kết cấu của tiết máy khá phức tạp phải đ−ợc sơ đồ hoá, kể cả sơ đồ tải trọng. - Xác định tải trọng tác dụng lên chi tiết máy. - Chọn vật liệu thích hợp với điều kiện làm việc của chi tiết máy, dự kiến khả năng gia công, xem xét các yếu tố kinh tế liên quan. 4
6. - Tính toán các kích th−ớc của chi tiết máy theo theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc. - Dựa theo tính toán và các điều kiện chế tạo, lắp ráp xác định kết cấu cụ thể của chi tiết máy với đầy đủ các kích th−ớc, dung sai, độ nhám bề mặt, các yêu cầu về công nghệ. - Tính toán kiểm nghiệm theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc theo kết cấu thực và điều kiện làm việc cụ thể. Nếu thấy không thoả mãn các quy định thì phải thay đổi kích th−ớc kết cấu và kiểm tra lại. 3- Đặc điểm tính toán thiết kế chi tiết máy Trong thực tế việc tính toán thiết kế chi tiết máy gặp một số khó khăn: hình dạng chi tiết máy khá phức tạp, các yếu tố tải trọng không biết chính xác, khuôn khổ kích th−ớc, trọng l−ợng, giá thành chế tạo phụ thuộc nhiều thông số ch−a hoàn toàn xác định. Vì vậy khi tính toán thiết kế chi tiết máy cần phải quan tâm các đặc điểm sau đây: -Vừa sử dụng công thức lý thuyết, vừa phải sử dụng các hệ số thực nghiệm thông qua các đồ thị, hình vẽ và bảng biểu. - Tính toán xác định kích th−ớc của chi tiết máy th−ờng tiến hành qua hai b−ớc: tính thiết kế và tính kiểm nghiệm, trong đó b−ớc tính kiểm nghiệm sẽ quyết định lần cuối các thông số và kích th−ớc cơ bản của chi tiết máy. - Trong tính toán số ẩn số th−ờng nhiều hơn số ph−ơng trình, do đó th−ờng phải căn cứ vào quan hệ giữa lực và biến dạng, căn cứ vào quan hệ kết cấu hoặc kết hợp với vẽ hình để giải quyết. - Có thể có nhiều giải pháp cho cùng một nội dung thiết kế, vì thế cần phải chọn đ−ợc ph−ơng án tối −u. Vấn đề này đ−ợc giải quyết tốt khi sử dụng các ch−ơng trình tối −u hoá và tự động hoá thiết kế chi tiết máy và thiết bị cơ khí trên máy vi tính. Đ3- Tải trọng và ứng suất 1- Tải trọng a- Khái niệm Tải trọng đ−ợc hiểu là tác dụng bên ngoài đặt lên chi tiết máy trong quá trình làm việc. Trong thiết kế cơ khí, tải trọng là lực và mômen tác dụng lên chi tiết máy. b- Phân loại Tải trọng làm việc: là tải trọng thực sự tác dụng lên chi tiết máy trong quá trình làm việc . Theo tính chất thay đổi theo thời gian, tải trọng đ−ợc chia thành : - Tải trọng tĩnh: là tải trọng có ph−ơng, chiều, trị số không thay đổi hoặc thay đổi không đáng kể theo thời gian. - Tải trọng thay đổi: là tải trọng có hoặc trị số, hoặc ph−ơng chiều thay đổi theo thời gian. Đây là loại tải trọng phổ biến trong thực tế, trong đó có tải trọng va đập (là tải trọng đột ngột tăng mạnh rồi giảm ngay trong khoảnh khắc). Tải trọng th−ờng đ−ợc biểu diễn d−ới dạng biểu đồ Q(t). Ví dụ hình 1.2.1a là biểu đồ tải không đổi, hình 1.2.1b là biểu đồ tải thay đổi. Trong tính toán thiết kế, ng−ời ta sử dụng các khái niệm tải trọng danh nghĩa, tải trọng t−ơng đ−ơng, tải trọng tính toán: -Tải trọng danh nghĩa Qdn : là tải trọng chọn một trong số các tải trọng tác dụng lên máy trong chế độ làm việc thay đổi ổn định, đại diện cho chế độ tải tác dụng lên máy hoặc chi tiết máy; tải trọng lớn nhất hoặc tải trọng tác dụng lâu dài nhất th−ờng đ−ợc chọn làm tải trọng danh nghĩa. Ví dụ: Chế độ tải thay đổi Qi (t) = Q1 (t1), Q2 (t2), Q3 (t3) nh− trên hình 1.2.1b có thể chọn Qdn = Q1= Qmax hoặc Qdn = Q2 (t2 = tmax). -Tải trọng t−ơng đ−ơng Qtđ : là tải trọng quy −ớc không đổi, có tác dụng t−ơng đ−ơng với chế độ tải đã cho theo một chỉ tiêu nào đó. Tải trọng t−ơng đ−ơng đ−ợc xác định từ tải trọng danh nghĩa thông qua hệ số tính toán. 5
7. Q Q Q1 Q Q2 Q3 0 0 t t t t 1 2 3 t a) b) Hình 1.2.1: Sơ đồ tải trọng Ví dụ: Tải trọng t−ơng đ−ơng Qtđ khi tính theo điều kiện bền về khả năng làm việc thì Qtđ = QdnKL trong đó KL là hệ số tuổi thọ và phụ thuộc vào đồ thị thay đổi tải trọng và việc chọn tải trọng nào làm tải trọng danh nghĩa. - Tải trọng tính toán Qtt: là tải trọng dùng để tính toán xác định kích th−ớc của chi tiết máy. Trị số của nó phụ thuộc vào tải trọng t−ơng đ−ơng và hàng loạt nhân tố nh− sự tập trung tải trọng, tải trọng động, điều kiện vận hành Tải trọng tính toán th−ờng đ−ợc biểu diễn d−ớí dạng: Qtt = QtđKttKđ Kđk Qtt = Qdt KL Ktt Kđ Kđk trong đó: Ktt - hệ số tập trung tải trọng; nó phản ánh sự phân bố không đều của tảI; Kđ - hệ số tải trọng động; nó phản ánh mức độ động lực tác dụng lên chi tiết máy; Kđk- hệ số điều kiện vận hành; nó phản ánh điều kiện làm việc của chi tiết máy và ph−ơng thức truyền tải ; Đặt : K = KL Ktt Kđ Kđk và gọi K là hệ số tải trọng, ta có: Qtt = KQdn Chú ý: tải trọng danh nghĩa, tải trọng t−ơng đ−ơng, tải trọng tính toán là các khái niệm tải trọng mang tính quy −ớc dùng trong tính toán và thiết kế. 2- ứng suất a- Khái niệm, phân loại Tải trọng tác dụng lên chi tiết gây nên ứng suất trong nó. ứng suất là c−ờng độ phân bố nội lực trên đơn vị diện tích. Đơn vị đo ứng suất là MPa (đọc là mêga Pascal); Tiêu chuẩn cũ là N/mm2 , đôi khi dùng kN/mm2. Ghi chú: 1Pa = 1N/m2, 1MPa = 106Pa = 1N/mm2. Tuỳ theo điều kiện làm việc cụ thể, tải trọng tác dụng lên chi tiết máy có thể gây ra các loại ứng suất nh−: ứng suất kéo (nén), ứng suất uốn, ứng suất cắt, ứng suất tiếp xúc Theo đặc điểm phụ thuộc thời gian, ứng suất đ−ợc phân thành: - ứng suất không đổi ( hay còn gọi là ứng suất tĩnh): là ứng suất mà chiều, trị số không thay đổi hoặc thay đổi không đáng kể theo thời gian. Ví dụ ứng suất trong dây cáp khi treo vật tĩnh, ứng suất trong bu lông sau khi vặn chặt không chịu lực ngoài. Nói chung, loại ứng suất này ít gặp trong thực tế. - ứng suất thay đổi : là ứng suất có trị số hoặc chiều hoặc cả hai yếu tố thay đổi theo thời gian. Đây là loại ứng suất phổ biến trong các chi tiết máy. b- Chu trình ứng suất, các thông số đặc tr−ng của chu trình ứng suất, phân loại chu trình ứng suất 6
8. ứng suất thay đổi đ−ợc đặc tr−ng bằng chu trình ứng suất . Đó là một vòng thay đổi ứng suất từ trị số ban đầu qua trị số giới hạn này sang trị số giới hạn khác rồi trở về giá trị ban đầu. Thời gian thực hiện một chu trình ứng suất gọi là chu kỳ ứng suất . Chu trình ứng suất đ−ợc đặc tr−ng bằng 3 thông số: - Biên độ ứng suất σa = (σmax - σmin)/2; - ứng suất trung bình σa = (σmax + σmin)/2; - Hệ số tính chất chu trình r = σmin / σmax . Chú ý: Trong các công thức trên, σmax , σminlà giá trị đại số max, min của ứng suất. Khi tính toán cho ứng suất tiếp, ta thay các ký hiệu σ bằng τ. Phân loại chu trình ứng suất: +Phân theo giá trị của hệ số tính chất chu trình r (hình 1.2.2): - Khi r = -1 : chu trình đối xứng; - Khi r = 0 : chu trình mạch động d−ơng, lúc này σmin= 0; khi r = -∞ : chu kỳ mạch động âm, lúc này σmax= 0. - Khi r 0 : chu trình không đối xứng cùng dấu (âm hoặc d−ơng). Có thể xem chu trình mạch động là tr−ờng hợp đặc biệt của chu trình không đối xứng cùng dấu, trong đó một giới hạn của ứng suất có giá trị bằng 0. r =1(σ>0) r = 0 r 0 r =-∞ r =1(σ<0) Hình 1.2.2: Phân loại chu trình ứng suất theo hệ số tính chất chu trình +Phân theo tính chất thay đổi của của biên độ và ứng suất trung bình: - Chu trình ứng suất ổn định: Khi cả ứng suất trung bình và biên độ ứng suất đều không thay đổi theo thời gian. - Chu trình ứng suất bất ổn định: Khi ứng suất trung bình, hoặc biên độ ứng suất, hoặc cả hai đều thay đổi theo thời gian. Chú ý rằng, máy có thể làm việc ổn định (ở chế độ bình ổn) hoặc không ổn định (ở chế độ không bình ổn) do đó ứng suất trong chi tiết máy có thể thay đổi ổn định hoặc thay đổi bất ổn định. c- ứng suất tiếp xúc ứng suất tiếp xúc là ứng suất sinh ra trên bề mặt tiếp xúc chung khi các chi tiết máy trực tiếp tiếp xúc nhau và có tác dụng t−ơng hỗ đối với nhau. Cần phân biệt hai tr−ờng hợp: tiếp xúc trên diện tích tích rộng và tiếp xúc trên diện tích hẹp. Khi hai vật thể tiếp xúc với nhau trên diện tích t−ơng đối rộng, ứng suất sinh ra vuông góc với bề mặt tiếp xúc và đ−ợc gọi là ứng suất dập hoặc áp suất. 7
9. Để đơn giản, coi áp suất phân bố đều trên bề mặt tiếp xúc. Chẳng hạn tại bản lề (hoặc ổ tr−ợt) đ−ờng kính d, chiều dài l, chịu tải h−ớng kính F gây ra áp suất po phân bố đều trên nửa mặt trụ đối ứng với lực F (hình 1.2.3). Từ điều kiện cân bằng lực: d F = 2 p l cosαdα = p ld ∫ 0 2 0 ứng suất dập sẽ đ−ợc xác định nh− sau: F σ = p = (1.2.1) d 0 ld Khi hai vật thể tiếp xúc với nhau trên một diện tích rất nhỏ (khi mới bắt đầu tiếp xúc là đ−ờng - sau này gọi là tiếp xúc đ−ờng - nh− ép hai hình trụ hay hình trụ với mặt phẳng; hoặc khi mới bắt đầu là điểm - sau này gọi là tiếp xúc điểm - nh− khi ép hai hình cầu hay hình cầu với mặt phẳng). ứng suất pháp tuyến ở vùng này phân bố Hình 1.2.3: Sơ đồ tính ứng suất dập theo hình parabon trong mặt cắt ngang của dải tiếp xúc; giá trị lớn nhất của ứng suất nén này đ−ợc gọi là ứng suất tiếp xúc, ký hiệu là σH và đ−ợc xác định theo lý thuyết của Héc. Việc áp dụng các công thức của Héc đòi hỏi vật thể (tiết máy) phải thoả mãn các điều kiện: - Vật liệu đồng nhất và đẳng h−ớng. - Vật liệu làm việc trong vùng giới hạn đàn hồi, biến dạng tuân theo định luật Húc. - Diện tích tiếp xúc rất nhỏ so với bề mặt vật thể. - Lực tác dụng có ph−ơng pháp tuyến chung của hai bề mặt tiếp xúc. Tr−ờng hợp tiếp xúc đ−ờng (hai hình trụ tiếp xúc nhau trên hình1.2.4a): - Vùng tiếp xúc có dạng hình chữ nhật. - ứng suất tiếp xúc tính theo công thức Héc: q σ = Z H (MPa) (1.2.2) H M 2ρ Trong đó: ZM – hằng số đàn hồi của vật liệu các vật thể tiếp xúc: 2E1E 2 Z M = 2 2 , π[E 2 (1 − à1 ) + E1 (1 − à2 )] Với: E1, E2 và à1 , à2 là mô đun đàn hồi và hệ số Poat xông của vật liệu hình trụ 1 và 2 (MPa); ρ - bán kính cong t−ơng đ−ơng: ρ ρ ρ = 1 2 (mm); ρ 2 ± ρ1 Fn ρ1 , ρ2 là bán kính cong tại đ−ờng tiếp xúc ban đầu của vật thể thứ 1 và thứ 2 (mm). Dấu + khi tiếp xúc ngoài; dấu – khi tiếp xúc trong. Với vật liệu là kim loại (gang, thép, đồng thanh ) hệ số Poát xông à = 0,25 ữ 0,35, lấy Hình1. 2.4: Sơ đồ tính toán trung bình à = 0,3, công thức (1.2.2) có dạng : ứng suất tiếp xúc a) Ttiếp xúc đ−ờng b) Tiếp xúc điểm 8
10. q E σ = 0,418 H ( MPa) (1.2.3) H ρ với E-mô đun đàn hồi t−ơng đ−ơng: 2E E E = 1 2 E 1 + E 2 Tr−ờng hợp tiếp xúc điểm (hai hình cầu tiếp xúc (hình.1.2.4b) hoặc hình cầu tiếp xúc với mặt phẳng): - Vùng tiếp xúc có dạng hình tròn. - ứng suất tiếp xúc tính theo công thức Héc: 2 Fn E σ = 0,3883 (MPa) (1.2.4) H ρ 2 Chú ý: Công thức (1.2.4) sử dụng khi vật liệu của hai chi tiết là kim loại. 3- Quan hệ giữa tải trọng và ứng suất Trong điều kiện làm việc cụ thể của chi tiết máy, cùng một loại tải trọng tác dụng (không đổi hoặc thay đổi) có thể gây nên các loại ứng suất rất khác nhau : có thể là không đổi, có thể là thay đổi theo thời gian, có thể gây ra ứng suất trên bề mặt, có thể gây ra ứng suất bên trong chi tiết.Vì vậy phải xem xét phân tích cho từng tr−ờng hợp cụ thể. Các yếu tố tải trọng và ứng suất có tác dụng quyết định đối với khả năng làm việc của chi tiết máy. Vì vậy đánh giá đúng tải trọng và ứng suất là vấn đề rất quan trọng trong tính toán thiết kế và sử dụng chi tiết máy và máy. Đ4- Các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của chi tiết máy Đó là độ bền, độ cứng, độ bền mòn, độ chịu nhiệt và độ ổn định dao động. 1. Độ bền a- Khái niệm Độ bền là khả năng tiếp nhận tải trọng của chi tiết máy mà không bị phá hỏng (không bị biến dạng d− quá mức cho phép hoặc không bị phá huỷ). Độ bền là chỉ tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các chi tiết máy. Ng−ời ta phân biệt hai dạng phá hỏng: Phá hỏng tĩnh và phá hỏng mỏi liên quan đến độ bền tĩnh và độ bền mỏi. Phá hỏng tĩnh là do ứng suất làm việc v−ợt quá giới hạn bền tĩnh của vật liệu và th−ờng là do quá tải đột ngột gây nên còn phá hỏng mỏi là do tác dụng lâu dài của ứng suất thay đổi có giá trị v−ợt quá giới hạn bền mỏi của vật liệu. Tuỳ theo dạng hỏng xảy ra trong thể tích hay trên bề mặt chi tiết máy, ng−ời ta phân biệt hai loại độ bền của chi tiết máy: độ bền thể tích và độ bền bề mặt. Để tránh biến dạng d− lớn hoặc gãy hỏng, chi tiết máy cần có đủ độ bền thể tích. Để tránh phá hỏng bề mặt làm việc, chi tiết máy phải có đủ độ bền bề mặt. Khi tính toán độ bền thể tích cũng nh− độ bền bề mặt, ta chú ý đến tính chất thay đổi của ứng suất sinh ra trong chi tiết máy. Nếu ứng suất là không thay đổi, ta tính theo độ bền tĩnh, nếu ứng suất là thay đổi ta tính theo độ bền mỏi. b- Ph−ơng trình cơ bản Ph−ơng pháp tính độ bền phổ biến nhất hiện nay đ−ợc tiến hành theo cách so sánh ứng suất tính toán khi chi tiết máy chịu tải (ký hiệu σ với ứng suất pháp và τ với ứng suất tiếp) với ứng suất cho phép ([σ] và [τ]). Điều kiện bền đ−ợc viết nh− sau: σ ≤ [σ] hoặc τ ≤ [τ] (1.2.4) với [σ] = σlim /s hoặc [τ] = τlim / s (1.2.5) Trong đó: σlim , τlim - ứng suất pháp và tiếp giới hạn, khi đạt đến trị số này vật liệu chi tiết máy bị phá hỏng. s-hệ số an toàn. 9
11. Cũng có khi tính độ bền xuất phát từ điều kiện đảm bảo hệ số an toàn lớn hơn hoặc bằng hệ số an toàn cho phép: s ≥ [s] (1.2.6) c- Tính độ bền thể tích c.1- Tr−ờng hợp ứng suất không đổi Tính toán theo điều kiện bền (1.2.4) với chú ý: σlim , τlim - giới hạn bền (đối với vật liệu dòn) hoặc giới hạn chảy (đối với vật liệu dẻo). c.2- Tr−ờng hợp ứng suất thay đổi c.2.1- Hiện t−ợng phá hỏng vì mỏi Khi chi tiết máy làm việc với ứng suất thay đổi đạt tới số chu kỳ đủ lớn, nó có thể bị phá hỏng một cách đột ngột, ngay cả khi ứng suất sinh ra trong nó còn nhỏ hơn rất nhiều so với giới hạn bền tĩnh của vật liệu. Hiện t−ợng này th−ờng bắt đầu từ những vết nứt rất nhỏ (vết nứt tế vi) sinh ra tại vùng chịu ứng suất lớn, theo thời gian các vết nứt này phát triển theo cả bề rộng và bề sâu, làm cho CTM bị hỏng đột ngột. Do đó vết hỏng do mỏi gây ra trên CTM th−ờng gồm hai vùng: vùng ngoài chứa các hạt nhỏ, mịn; vùng trong chứa các hạt thô hoặc các thớ kim loại. c.2.2- Đ−ờng cong mỏi - Giới hạn mỏi Đồ thị đ−ờng cong mỏi: Qua nghiên cứu cho thấy giữa ứng suất phá hỏng CTM với số chu kỳ lặp lại t−ơng ứng của ứng suất có quan hệ xác định: số chu kỳ càng nhiều thì ứng suất phá hỏng CTM càng bé và ng−ợc lại. Bằng nhiều thí nghiệm và thống kê toán học, ng−ời ta đã thiết lập đ−ợc đồ thị biểu diễn quan hệ giữa ứng suất (biên độ ứng suất hoặc ứng suất lớn nhất) và số chu kỳ ứng suất t−ơng ứng mà mẫu thử có thể chịu đ−ợc cho tới khi bị phá huỷ (hình1.2.5). Đây là đồ thị đ−ờng cong mỏi (hay còn gọi là đ−ờng cong Vêle). Đồ thị gồm 2 phần: -Phần đ−ờng cong có ph−ơng trình: σ m ⋅ N = const (1.2.6) Trong đó: σ σ- ứng suất phá hỏng (giới hạn mỏi ngắn hạn) củaCTM; m- bậc của đ−ờng cong mỏi; m N- số chu kỳ ứng suất ứng với σ. σ .N=const -Phần đ−ờng thẳng: Khi σ giảm đến σ trị số σr thì có thể tăng N khá lớn mà mẫu k thử không bị hỏng vì mỏi. Điều này t−ơng ứng với phần đ−ờng thẳng song song với σr trục hoành đi qua điểm (σr , N0) và đ−ợc biểu diễn bằng ph−ơng trình: σr = const. (1.2.7) Nk N0 N σr là giới hạn mỏi dài hạn, N0 là số chu kỳ cơ sở của vật liệu, (các loại thép Hình1.2.5: Đồ thị đ−ờng cong mỏi 6 8 thông th−ờng có N0 = 10 - 10 ). Chú ý: - Đa số kim loại màu và hợp kim của chúng không có giới hạn mỏi dài hạn, tức là đ−ờng cong mỏi không có nhánh nằm ngang. Nh− vậy, khi tính toán chi tiết máy làm bằng kim loại và hợp kim màu (ví dụ bánh vít), ng−ời ta dựa vào giới hạn mỏi ngắn hạn. Tuy nhiên thực nghiệm chứng tỏ rằng kim loại mầu dù làm việc với ứng suất thấp vẫn bị hỏng sau khi số chu kỳ ứng suất đã khá lớn (N > 108). - Mỗi vật liệu ở chế độ nhiệt luyện nhất định có một độ bền mỏi nhất định. Đồ thị ứng suất giới hạn 10
12. Đồ thị đ−ờng cong mỏi Vêle đ−ợc dùng phổ biến khi tiến hành các thí nghiệm mỏi, nh−ng nó không cho phép xác định các giá trị lớn nhất và nhỏ nhất của ứng suất trong chu trình ứng suất thay đổi không đối xứng. Nh−ng chính hai trị số này mới xác định rõ trị số ứng suất thay đổi làm CTM hỏng hay không hỏng vì mỏi. Vì vậy, khi nghiên cứu về mỏi ng−ời ta sử dụng đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa ứng suất lớn nhất và nhỏ nhất so với ứng suất trung bình, và gọi là đồ thị ứng suất giới hạn. (xem hình1.2.6). Miền nằm giữa hai nhánh AB và CD là những trị số ứng suất không làm hỏng chi tiết. c.2.3- Các nhân tố ảnh h−ởng tới giới hạn mỏi Độ bền mỏi đ−ợc xác định bằng thực nghiệm. Nh−ng trong thực tế CTM có những sai khác về hình Hình1.2.6: Đồ thị ứng suất giới hạn dáng, kích th−ớc, tính chất cơ lý, đặc tính tải trọng, trạng thái ứng suất Vì vậy khi tính toán cần kể đến các ảnh h−ởng này vào giới hạn mỏi đã đ−ợc xác định cho mẫu thử: - ảnh h−ởng của hình dáng kết cấu: Hình dáng kết cấu có ảnh h−ởng lớn đến độ bền mỏi của CTM. D−ới tác dụng của tải trọng, ở những chỗ có tiết diện thay đổi đột ngột (nh− vai trục, rãnh then, lỗ khoan ) có sự tập trung ứng suất làm cho ứng suất thực tế lớn hơn ứng suất danh nghĩa. ảnh h−ởng đó đ−ợc kể đến bằng hệ số tập trung ứng suất: Hệ số tập trung ứng suất lý thuyết ασ và ατ xác định theo công thức: ασ = σmax / σ , ατ = τmax / τ Trong đó: σmax , τmax - ứng suất lớn nhất sinh ra tại nơi có tiết diện thay đổi; σ , τ - ứng suất danh nghĩa tại tiết diện đó. Tuy nhiên việc sử dụng trực tiếp các trị số ασ và ατ vào tính toán thực tế nhiều khi không thích hợp. Thí nghiệm chứng tỏ rằng do tại chỗ tập trung ứng suất xuất hiện trạng thái căng khối và do ảnh h−ởng của biến dạng dẻo cho nên các đỉnh nhọn ứng suất cục bộ tuỳ theo điều kiện chịu tải đ−ợc san bằng một phần. Ngoài ra còn có hiệu ứng tăng bền do hiện t−ợng cứng nguội trên lớp bề mặt khi gia công cơ cũng làm ảnh h−ởng đến độ bền mỏi. Do vậy phải dùng hệ số tập trung ứng suất thực tế (nhỏ hơn so với hệ số tập trung ứng suất lý thuyết) để đánh giá sự tập trung ứng suất. Hệ số tập trung ứng suất thực tế kσ và kτ là tỷ số giữa giới hạn mỏi của mẫu nhẵn không có tập trung ứng suất (σr , τr ) và giới hạn mỏi của CTM có hình dáng tập trung ứng suất (σrc , τrc ) chế tạo cùng vật liệu và kích th−ớc tiết diện nh− mẫu: kσ = σr / σr c , kτ = τr / τr c Các giá trị này cho trong các sổ tay tính toán CTM. - ảnh h−ởng của kích th−ớc tuyệt đối: Kích th−ớc tuyệt đối của CTM càng tăng thì giới hạn mỏi càng giảm. Vì khi kích th−ớc tăng lên thì sự không đồng đều về cơ tính vật liệu tăng lên, CTM có thể thêm nhiều khuyết tật, đồng thời tỷ lệ giữa chiều dày lớp bề mặt đ−ợc tăng bền nhờ nhiệt luyện hoặc gia công cơ so với kích th−ớc tổng sẽ giảm xuống. ảnh h−ởng của kích th−ớc tuyệt đối đ−ợc đặc tr−ng bởi hệ số ảnh h−ởng kích th−ớc ε. Đó là tỷ số giữa giới hạn mỏi của chi tiết có đ−ờng kính d và giới hạn mỏi của mẫu có đ−ờng kính d0 ( thông th−ờng d0 = 7 ữ10 mm): εσ = σr d / σr do , ετ = τr d / τr do Các hệ số này có trong các sổ tay tính toán CTM. - ảnh h−ởng của công nghệ gia công bề mặt: Lớp bề mặt của chi tiết máy sau khi gia công cắt gọt (tiện, phay, mài ) và gia công tăng bền (lăn ép, phun bi v.v ) có ảnh h−ởng rất lớn đến giới hạn mỏi. Vì tại đó: 11
13. - Có các yếu tố tập trung ứng suất nh− các nhấp nhô, các vết x−ớc sau gia công cơ hoặc phát sinh trong quá trình sử dụng; - Có chứa những tinh thể bị phá huỷ làm giảm sức bền ở vùng bề mặt; - ứng suất khi chịu tải uốn, xoắn, tiếp xúc đều lớn hơn ứng suất ở lớp bên trong; - Là nơi trực tiếp chịu ảnh h−ởng của môi tr−ờng. Để đánh giá ảnh h−ởng của lớp bề mặt đến độ bền của chi tiết máy ng−ời ta dùng hệ số trạng thái bề mặt β, là tỉ số giữa giới hạn bền mỏi của mẫu có trạng thái bề mặt nh− của chi tiết máy (đ−ợc mài, đánh bóng hoặc tiện , có gia công tăng bền hay không) với giới hạn mỏi của mẫu có bề mặt mài mà không đ−ợc gia công tăng bền. Nếu bề mặt chi tiết đ−ợc tăng bền thì β > 1, nếu không đ−ợc tăng bền thì β ≤ 1. - ảnh h−ởng của trạng thái ứng suất: Tình trạng thay đổi của ứng suất (giá trị của σa , σm ) ảnh h−ởng đến giới hạn mỏi: Biên độ ứng suất là thành phần chủ yếu gây nên phá huỷ mỏi. Tuy nhiên thực nghiệm cho thấy trị số của ứng suất trung bình cũng có ảnh h−ởng đến độ bền mỏi của chi tiết máy. Từ hình 1.2.6 ta thấy, khi ứng suất trung bình σm > 0 , σm càng lớn thì giới hạn biên độ ứng suất σa càng nhỏ, tức là khi σm tăng thì σa tuy nhỏ cũng có thể gây nên phá huỷ mỏi. Khi ứng suất trung bình σm = 0 , giới hạn của biên độ ứng suất bằng giới hạn mỏi ở chu kỳ đối xứng σ -1 . Khi ứng suất trung bình σm < 0 , σa cao hơn giới hạn bền mỏi trong chu kỳ đối xứng σ -1 . c.2.4- Các biện pháp nâng cao độ bền mỏi Để tránh cho CTM không bị hỏng do mỏi hoặc để kéo dài tuổi thọ của nó, ng−ời ta dùng các biện pháp kết cấu và các biện pháp công nghệ. Các biện pháp kết cấu: Dạng hỏng do mỏi là do CTM chịu ứng suất thay đổi. Những vết nứt do mỏi th−ờng sinh ra ở những chỗ có tập trung ứng suất. Do đó khi định kết cấu của CTM cần chú ý dùng các biện pháp làm giảm tập trung ứng suất. Cụ thể nh− sau: - Bố trí các chỗ gây tập trung ứng suất ở xa các phần chịu ứng suất cao của CTM (nếu có thể đ−ợc). - Tại chỗ l−ợn chuyển tiếp giữa các bậc của CTM, cần tạo hình dạng hợp lý nh− thay chỗ l−ợn sắc cạnh bằng các chỗ l−ợn tròn có bán kính lớn nhất có thể, hoặc chỗ l−ợn có cung e - lip. - Dùng rãnh để giảm tập trung ứng suất. - Khi có rãnh then bằng, nên dùng rãnh then chế tạo bằng dao phay đĩa. - Dùng then hoa răng thân khai thay cho then hoa răng chữ nhật. - Đối với mối ghép bằng độ dôi phải vát mép mayơ hoặc tăng độ mềm của mayơ để áp suất giữa trục và mép mayơ giảm xuống, dẫn đến ứng suất trong mối ghép phân bố đều hơn v.v Các biện pháp công nghệ: - Dùng các biện pháp nhiệt luyện và hoá nhiệt luyện nh− tôi bề mặt, thấm than, thấm nitơ v.v - Dùng biện pháp biến cứng nguội nh− lăn nén, phun bi - Dùng các biện pháp gia công tinh bề mặt nh− đánh bóng, mài nghiền v.v để giảm độ nhám bề mặt. c.2.5- Cách tính độ bền khi chi tiết máy chịu ứng suất thay đổi ổn định Tính toán theo điều kiện bền (1.2.4). Nếu CTM làm việc ở chế độ dài hạn, tức khi số chu kỳ chịu tải N lớn hơn hoặc bằng số chu kỳ cơ sở N0, ứng suất giới hạn lấy theo giới hạn mỏi dài hạn: σlim=σr Nếu CTM làm việc ở chế độ ngắn hạn, tức N<N0 thì từ công thức (1.2.6) ta có: m m σ rN .N = σ r .N0 do đó giới hạn mỏi ngắn hạn ứng với số chu kỳ chịu tải N sẽ là: 12
14. N σ = σ m 0 rN r N và ta có: σ lim = σ rN = σ r .K L N Trong đó: K = m 0 - hệ số tuổi thọ, kể đến ảnh h−ởng của thời hạn phục vụ và chế độ L N tải trọng đến giới hạn mỏi. c.2.6- Cách tính độ bền khi chi tiết máy chịu ứng suất thay đổi bất ổn định Giả sử CTM chịu các ứng suất thay đổi σ1, σ2 ứng với các chu kỳ ứng suất t−ơng ứng N ’, N ’ σ 1 2 σm.N=cosnt Khi chịu ứng suất σ1 với chu kỳ N1 thì CTM bị phá hỏng vì mỏi, nh−ng cũng với ứng suất đó, mà chỉ chịu số chu kỳ N’1<N1 thì nó ch−a bị phá hỏng σ1 vì mỏi , tuy vậy, bên trong nó đã chịu một tổn thất mỏi, ứng với tỷ suất mỏi σ N’ / N < 1, (nếu N’ / N =1 thì CTM 2 1 1 1 1 σ bị phá hỏng vì mỏi). r T−ơng tự, khi chịu σ2 thì trong CTM có tổn thất mỏi ứng với N’2/ N2 < N1’N1 N2’N1 N 1 Một cách tổng quát, khi CTM Hình 1.2.7: Sơ đồ tính độ bềnkhi chịu các ứng suất thay đổi [σi] với các ứng suất thay đổi bất ổn định số chu kỳ t−ơng ứng [N’i] (i=1, 2, n): - Tổn thất mỏi ứng với chế độ ứng suất thứ i sẽ là N’i/ Ni . - Theo điều kiện cộng bậc nhất đơn giản các tổn thất mỏi, ta có điều kiện để CTM bị N ' phá hỏng vì mỏi sẽ là: Σ i = 1 (a) N i m ' m σ i N i Nhân cả tử số và mẫu số của biểu thức (a) với σi ta có: Σ m = 1 , nh−ng vì σ i N i m m m m σi Ni= σr N0 , nên : Σσi N’i= σr N0 (b) Từ biểu thức (b) có thể có hai cách tính độ bền khi ứng suất thay đổi bất ổn định: + Cách thứ nhất: Có thể thay tác dụng của các ứng suất [σi] trong suốt thời gian phục vụ của chúng bằng tác dụng của ứng suất lớn nhất với chu kỳ t−ơng đ−ơng NE . m m m m Vì σmax NE = σr N0 nên từ (b) có thể rút ra: Σσi N’i= σmax NE , do đó số chu kỳ t−ơng đ−ơng là: m ⎛ σ ⎞ ⎜ i ⎟ ' N E = ∑⎜ ⎟ ⋅ N i (1.2.8) ⎝σ max ⎠ và tính toán đ−ợc đ−a về chế độ ứng suất thay đổi ổn định, có ứng suất σmax với số chu kỳ N 0 NE xác định theo (1.2.8). Nếu NE ≥ N0 thì σlim=σr , nếu NE < N0 thì σ lim = σ r m . N E Cách tính này th−ờng dùng trong tính toán các bộ truyền cơ khí. + Cách thứ hai: Có thể thay tác dụng của các ứng suất [σi] trong suốt thời gian phục vụ của chúng bằng tác dụng của ứng suất t−ơng đ−ơng nào đó (σt đ) ứng với số chu kỳ t−ơng đ−ơng định tr−ớc NΣ = ΣNi . m m m m Vì σt đ NE = σr N0, nên từ (b) có thể rút ra : Σσi N’i= σt đ NΣ 13
15. m ' σ i ⋅ N i m do đó : σ td = Σ (1.2.9) N Σ và tính toán đ−ợc đ−a về chế độ ứng suất thay đổi ổn định, có ứng suất σtd xác định theo N 0 (1.2.9) với số chu kỳ NΣ = ΣNi . Nếu NΣ ≥ N0 thì σlim=σr , nếu NΣ < N0 thì σ lim = σ r m . N Σ Cách tính này th−ờng dùng để tính chọn ổ lăn. Chú ý: Có tr−ờng hợp ng−ời ta tính toán tổn thất mỏi thông qua giá trị tải trọng [Qi]. Lúc đó, số mũ m đ−ợc thay bằng m’ tuỳ theo quan hệ tải trọng với ứng suất. Ví dụ, tải gây ứng suất kéo, nén, uốn thì m’= m , tải gây ứng suất tiếp xúc đ−ờng thì m’ = m/2. d-Tính độ bền tiếp xúc Ph−ơng trình cơ bản có dạng: σH ≤ [σH] (1.2.10) Trong đó: σH – ứng suất tiếp xúc sinh ra; [σH]-ứng suất tiếp xúc cho phép; d.1- Khi ứng suất tiếp xúc không đổi 1 Tính toán theo (1.2.10) với: ứng suất tiếp xúc tính theo công thức Héc; ứng suất tiếp xúc cho phép xác định bằng thực nghiệm theo điều kiện bền tĩnh để tránh biến dạng dẻo và gẫy dòn lớp bề mặt. Hình1.2.8: Cơ chế tróc vì mỏi Tính ổ lăn chịu tải tĩnh theo cách tính này. d.2- Khi ứng suất tiếp xúc thay đổi Để có cơ sở tính độ bền khi CTM chịu ứng suất thay đổi, tr−ớc tiên phải nghiên cứu dạng tróc rỗ bề mặt vì mỏi. d.2.1- Dạng hỏng tróc rỗ bề mặt vì mỏi Xét tr−ờng hợp hai hình trụ tiếp xúc chịu tải và quay trong dầu bôi trơn (hình 1.2.8). Bánh dẫn 1 quay với vận tốc góc ω1 , bánh bị dẫn 2 quay với vận tốc góc ω2 . Từng điểm trên bề mặt các bánh lần l−ợt chịu tải và thôi tải, ứng suất tiếp xúc ở các điểm này thay đổi theo chu trình mạch động gián đoạn (hình 1.2.8d). ứng suất tiếp xúc thay đổi gây nên hiện t−ợng mỏi lớp bề mặt của chi tiết máy. Trên bề mặt sẽ sinh ra các vết nứt nhỏ. Thực nghiệm chứng tỏ rằng kèm theo chuyển động lăn còn có cả tr−ợt. Khi bị tr−ợt các vết nứt nhỏ không phát triển theo h−ớng vuông góc với bề mặt tiếp xúc mà h−ớng nghiêng theo chiều của lực ma sát, vì đó là h−ớng của bề mặt chịu ứng suất (tổng hợp) lớn nhất (hình 1.2.8a). Dầu bôi trơn sẽ chui vào các vết nứt. Trên bánh dẫn 1, dầu trong các vết nứt sẽ chảy ra ngoài khi các vết nứt này đi vào vùng tiếp xúc (vì bị ép từ chân về phía đỉnh vết nứt). Trên bánh bị dẫn 2, do bị ép và dồn từ miệng về phía chân vết nứt nên dầu không thoát ra ngoài đ−ợc. áp lực dầu sẽ thúc đẩy vết nứt phát triển và đến một lúc nào đó (sau một số chu kỳ nhất định) sẽ làm tróc ra những mảnh kim loại nhỏ. Hiện t−ợng này gọi là tróc rỗ bề mặt vì mỏi. Tróc rỗ sẽ không xảy ra nếu trị số ứng suất tiếp xúc không v−ợt quá trị số ứng suất tiếp xúc cho phép. d.2.2- Tính độ bền tiếp xúc - Giới hạn mỏi bề mặt cũng tuân theo đ−ờng cong mỏi. - Cách tính mỏi bề mặt theo ứng suất tiếp xúc cũng t−ơng tự nh− tính độ bền thể tích khi ứng suất thay đổi. 2- Độ cứng a- Khái niệm Độ cứng của CTM là khả năng chống lại biến dạng đàn hồi hoặc thay đổi hình dáng của nó khi chịu tải. Cần phân biệt độ cứng thể tích và độ cứng bề mặt. 14
16. - Độ cứng thể tích liên quan đến biến dạng của toàn bộ khối vật liệu chi tiết. - Độ cứng tiếp xúc liên quan đến biến dạng của lớp bề mặt của chi tiết. b- Tầm quan trọng của độ cứng Độ cứng là một trong những chỉ tiêu quan trọng về khả năng làm việc của CTM. Trong nhiều tr−ờng hợp, chất l−ợng làm việc của máy đ−ợc quyết định bởi độ cứng của CTM. Ví dụ trục chính của máy cắt kim loại không đủ độ cứng sẽ làm tăng sai số của các sản phẩm gia công. Các trục trong hộp giảm tốc không đủ độ cứng sẽ bị biến dạng quá mức cho phép, gây tập trung tải trọng trên các bánh răng, gây mòn, thậm chí làm kẹt ổ Cũng có khi kích th−ớc CTM đ−ợc xác định theo độ bền thì khá nhỏ, song vẫn phải lấy tăng lên nhiều để thoả mãn yêu cầu về độ cứng, chẳng hạn nh− thân máy cắt kim loại. Yêu cầu về độ cứng đ−ợc quyết định bởi: - Điều kiện bền của CTM, ví dụ nh− tiết máy quay cần cân bằng, tiết máy chịu nén dọc trục - Điều kiện tiếp xúc đều giữa các CTM: các bánh răng ăn khớp với nhau, ngõng trục với ổ tr−ợt vv - Điều kiện công nghệ, có ý nghĩa lớn trong sản xuất hàng loạt: đ−ờng kính trục cần định theo khả năng gia công vv - Yêu cầu đảm bảo chất l−ợng làm việc của máy: ví dụ độ cứng của các CTM trong máy công cụ có ảnh h−ởng rất lớn đến độ chính xác gia công. c- Ph−ơng pháp tính toán độ cứng c.1- Tính toán độ cứng thể tích Trong tr−ờng hợp cần phải đảm bảo CTM có đủ độ cứng thể tích cần thiết, tính toán về độ cứng nhằm giới hạn biến dạng đàn hồi của CTM trong một phạm vi cho phép. Các ph−ơng trình tính toán cơ bản là: - Khi chịu kéo (nén): ∆l ≤ [∆l] (1.2.11) - Khi chịu xoắn : ϕ ≤ [ϕ] (1.2.12) - Khi chịu uốn: f ≤ [f]; θ ≤ [θ ] (1.2.13) Cách xác định trị số của chuyển vị khi kéo (nén) ∆l, độ võng f và góc xoay θ khi uốn, góc xoắn ϕ khi chịu xoắn đ−ợc xác định theo các công thức của “Sức bền vật liệu”. c.2- Tính toán độ cứng tiếp xúc Biến dạng tiếp xúc của các vật thể nhẵn, đồng nhất, tiếp xúc ban đầu theo điểm hoặc đ−ờng đ−ợc tính theo lý thuyết Héc và Bêliaép. Biến dạng tiếp xúc của các vật thể có diện tích tiếp xúc lớn (ví dụ bàn tr−ợt với sống máy tiện vv ) đ−ợc xác định bằng thí nghiệm. d- Các biện pháp nâng cao độ cứng Đối với độ cứng thể tích, có thể tăng độ cứng bằng cách: - Giảm chiều dài chịu kéo (nén), chịu xoắn, chịu uốn (rút ngắn khoảng cách gối; thêm gối tựa; tránh dùng dầm công xôn); - Tăng tiết diện khi chịu kéo (nén), tăng mômen quán tính tiết diện khi chịu uốn, xoắn; - Dùng vật liệu có môđun đàn hồi lớn. Đối với độ cứng tiếp xúc, có thể tăng độ cứng bằng cách: - Tăng diện tích bề mặt tiếp xúc đến mức cần thiết; - Dùng vật liệu có môđun đàn hồi lớn. Chú ý: Khi sử dụng thép hợp kim độ bền tăng nhiều nh−ng độ cứng hầu nh− không tăng (do mô đun đàn hồi hầu nh− không thay đổi) nên phải chú ý kiểm tra độ cứng. Cũng có tr−ờng hợp lại yêu cầu phải giảm độ cứng của CTM, ví dụ dùng bu lông có độ cứng thấp, giảm độ cứng của răng và vành bánh răng vv sẽ làm tăng độ bền mỏi của chúng. 3- Độ bền mòn a- Khái niệm 15
17. Độ bền mòn là khả năng chống lại sự suy giảm chiều dày lớp bề mặt tiếp xúc của CTM. Mòn là kết quả tác dụng của ứng suất tiếp xúc hoặc áp suất khi các bề mặt tiếp xúc tr−ợt t−ơng đối với nhau trong điều kiện không có bôi trơn ma sát −ớt. b- Tác hại của mòn - Làm giảm độ chính xác của máy, đặc biệt là dụng cụ đo; - Giảm hiệu suất của máy, đặc biệt là các thiết bị động lực với hệ thống pít tông xi lanh; - Giảm độ bền do chất l−ợng lớp bề mặt mất hiệu lực (ví dụ lớp nhiệt luyện, phun phủ, tăng bền); - Làm tăng khe hở của các liên kết động, dẫn tới tải trọng động tăng và gây ồn; - Mòn nhiều có thể làm mất hoàn toàn khả năng làm việc của CTM. b- Quá trình mòn Thực tiễn chứng tỏ quá trình mòn chia làm M 3 giai đoạn (hình 1.2.9): vM Giai đoạn I (giai đoạn chạy rà): sự tiếp xúc xuất hiện chủ yếu ở các điểm nhấp nhô để lại sau gia công cơ. Các điểm này sẽ bị cắt giảm chiều cao hoặc biến dạng dẻo. Giai đoạn này kết thúc khi chiều rộng các phần tiếp xúc lớn hơn chiều rộng chân các vết lõm. Giai đoạn này tạo điều kiện phân bố đều tải trọng và th−ờng diễn ra G/đ I G/đ II G/đ III khá ngắn so với tuổi thọ của CTM, mặt khác nó th−ờng do con ng−ời chủ động tiến hành. Độ Hình 1.2.9: Quá trình mòn mòn M (đ−ờng 1) tăng nhanh và vận tốc mòn vM (đ−ờng2) giảm nhanh, nên trong giai đoạn này cần (G/đ- giai đoạn) chú ý có chế độ tải, bôi trơn và làm mát thích hợp. Giai đoạn II (giai đoạn mòn ổn định): Độ mòn tăng bậc nhất với thời gian, tốc độ dM mòn thấp và không đổi (đoạn nằm ngang của đ−ờng 2): v = = tgα . M dt Giai đoạn này là giai đoạn làm việc của CTM. Trong giai đoạn này cần chú ý định kỳ thay dầu và bảo d−ỡng máy. Giai đoạn III (giai đoạn mòn khốc liệt): chi tiết máy mòn rất nhanh. Đến giai đoạn này thì tuổi thọ của CTM đã hết, cần thay thế hoặc phục hồi nó. d- Biện pháp giảm mài mòn Vì độ mòn và tốc độ mòn phụ thuộc vào nhiều yếu tố, mà chủ yếu là ứng suất tiếp xúc hoặc áp suất, vận tốc tr−ợt, hệ số ma sát, chống mòn của vật liệu, bôi trơn . Do đó, biện pháp giảm mài mòn có thể là: - Chọn vật liệu và phối hợp vật liệu các bề mặt đối tiếp hợp lý để giảm ma sát, thoát nhiệt và chống dính tốt. - Chọn chế độ công nghệ gia công hợp lý, thay đổi cơ tính bề mặt nh− nhiệt luyện, phun phủ tăng bền, mạ - Vận hành máy đúng chế độ, bôi trơn và che kín tốt. e- Ph−ơng pháp tính toán độ bền mòn Tính toán độ bền mòn xuất phát từ điều kiện bảo đảm ma sát −ớt, nghĩa là khi làm việc, hai bề mặt tiếp xúc luônluôn đ−ợc ngăn cách bởi một lớp chất bôi trơn. Tr−ờng hợp không thể tạo thành ma sát −ớt thì phải tính toán để giới hạn áp suất (hoặc ứng suất tiếp xúc) giữa hai bề mặt tiếp xúc đảm bảo cho CTM có đủ tuổi thọ quy định. Giữa áp suất (hoặc ứng suất tiếp xúc) và quãng đ−ờng ma sát có quan hệ: pm. s = const (1.2.14) trong đó: p - áp suất (hoặc ứng suất tiếp xúc); s - quãng đ−ờng ma sát; 16
18. m - số mũ, (thông th−ờng m = 1 ữ 3; tr−ờng hợp ma sát −ớt và nửa −ớt m ≅ 3; tr−ờng hợp ma sát khô, nửa khô và tải lớn m =1ữ2; tr−ờng hợp có hạt mài mòn, hoặc áp suất thấp, ma sát nửa khô m ≈ 1). Biểu thức (1.2.14) chứng tỏ nếu áp suất p càng giảm thì tuổi thọ về mòn càng tăng, đặc biệt khi trị số m càng lớn. Có nhiều nhân tố phức tạp ảnh h−ởng đến quá trình mòn, do đó hiện nay ch−a xây dựng đ−ợc ph−ơng pháp tính chính xác về độ bền mòn của CTM. Để hạn chế mòn th−ờng quy −ớc tính theo cách kiểm nghiệm điều kiện áp suất p hoặc tích số pv tại bề mặt làm việc không đ−ợc v−ợt quá trị số cho phép t−ơng ứng: p ≤ [p] (1.2.15) pv ≤ [pv] (1.2.16) Độ bền mòn (và cả độ bền mỏi) của CTM bị giảm đi rất nhiều nếu khi nó bị gỉ. Để tránh gỉ, có thể phủ sơn chống gỉ, mạ, phun phủ lên bề mặt chi tiết, hoặc chế tạo CTM bằng các vật liệu thích hợp. Cần đặc biệt chú ý các CTM làm việc ở chỗ ẩm −ớt, có axit hoặc bazơ v.v 4- Độ chịu nhiệt a- Khái niệm Độ chịu nhiệt của CTM là khả năng làm việc bình th−ờng của nó trong một phạm vi nhiệt độ cần thiết. Nhiệt sinh ra th−ờng là do ma sát trong các cơ cấu và máy, đặc biệt là ở những chỗ chi tiết tiếp xúc bị tr−ợt nhiều, bôi trơn kém. b- Tác hại của nhiệt - Làm giảm khả năng tải của CTM; - Làm giảm độ nhớt của dầu bôi trơn, tăng độ mòn và dễ gây dính; - Biến dạng nhiệt gây ra cong vênh và làm giảm khe hở giữa các chi tiết ghép; - Làm sai lệch độ chính xác của máy và dụng cụ đo. c- Ph−ơng pháp tính toán về nhiệt o Tính toán nhiệt th−ờng kiểm nghiệm theo điều kiện nhiệt độ trung bình ổn định t t b o của máy hoặc CTM không đ−ợc v−ợt quá trị số cho phép [t t b]: o o t t b ≤ [t t b] (1.2.17) o Nhiệt độ [t t b] đ−ợc xác định bằng thực nghiệm tuỳ theo điều kiện làm việc cụ thể của máy và CTM hoặc xác định theo nhiệt độ cho phép của dầu bôi trơn đ−ợc sử dụng . o Nhiệt độ t t b đ−ợc xác định từ ph−ơng trình cân bằng nhiệt. Nhiệt l−ợng sinh ra Ω và nhiệt l−ợng truyền đi Ω’ trong cùng một đơn vị thời gian là bằng nhau: Ω = Ω’ (1.2.18) Ví dụ, với một bộ truyền làm việc trong dầu có thể tính Ω từ công suất mất mát Pm (kW) trong 1 giờ biến thành nhiệt năng: 3600 Ω = 3600P (KJ/h) = P (Kcal / h) ≈ 860P (kcal/h) (1.2.19) m 4,18 m m Nhiệt l−ợng truyền đi Ω’ cũng trong 1 giờ: Ω’ = At kt ( t - t0 ) (1.2.20) 2 Trong đó: At - diện tích bề mặt thoát nhiệt ra môi tr−ờng xung quanh (m ); 2 0 2 0 kt - hệ số thoát nhiệt (kcal/m h C ), th−ờng lấy kt = 7,5 ữ 15 (kcal/m h C), tuỳ theo tốc độ l−u thôngcủa môi tr−ờng toả nhiệt; t - nhiệt độ của dầu (th−ờng không đ−ợc quá 75-90oC); 0 t0 - nhiệt độ của môi tr−ờng xung quanh (th−ờng lấy t0 = 20 C ). Thay (1.2.19), (1.2.20) vào ph−ơng trình (1.2.18) ta có: 860 Pm = At kt (t - t0) (1.2.21) Từ công thức (1.2.21), khi đã biết At có thể xác định đ−ợc nhiệt độ t để kiểm nghiệm điều kiện (1.2.17), hoặc với t cho tr−ớc có thể xác định diện tích cần làm nguội At . Nếu 17
19. diện tích vỏ hộp truyền động có trị số nhỏ hơn At tìm đ−ợc thì phải tăng thêm diện tích vỏ hoặc làm thêm gân, cánh tản nhiệt, hoặc dùng quạt gió vv Tr−ờng hợp CTM làm việc ở nhiệt độ cao, khi thiết kế cần chú ý chọn vật liệu và nhiệt luyện thích hợp. 5- Độ ổn định dao động a- Khái niệm Độ ổn định dao động của CTM là khả năng làm việc bình th−ờng của nó trong điều kiện cụ thể nào đó (chủ yếu là phạm vi tần số hoặc biên độ dao động cần thiết) mà không bị rung động quá mức cho phép. Dao động th−ờng sinh ra do các nguyên nhân nh−: máy làm việc có chuyển động khứ hồi, hoặc không cân bằng vật quay, hoặc CTM không đủ độ cứng, hoặc do nguồn dao động từ tải trọng ngoài. b- ảnh h−ởng của dao động đến khả năng làm việc của CTM - Gây tải trọng động phụ có chu kỳ và kèm theo ứng suất thay đổi làm CTM dễ bị hỏng vì mỏi. - Làm giảm độ chính xác của máy, làm giảm độ chính xác và độ nhẵn bề mặt của chi tiết gia công. Làm giảm tuổi thọ của máy và dụng cụ cắt. - Gây tiếng ồn, nhất là ở bộ truyền bánh răng và ổ lăn. c- Ph−ơng pháp tính toán về dao động và biện pháp giảm dao động Có thể nói dao động là yếu tố th−ờng trực, tiềm ẩn trong quá trình sử dụng và khai thác máy và CTM. Nói chung, trừ các máy sử dụng dao động vào quá trình công nghệ ra, ng−ời ta đều tìm cách loại bỏ hoặc giảm dao động. Biện pháp tốt nhất để khử bỏ dao động là triệt tiêu những ngoại lực gây nên dao động, nh− cân bằng vật quay, nh−ng nói chung là không thể loại bỏ hoàn toàn. Có thể giảm dao động bằng cách thay đổi tính chất động lực học của hệ thống nh− thay đổi khối l−ợng, mômen quán tính của hệ thống, dùng các thiết bị giảm rung. Và vì vậy việc tính toán dao động tập trung theo 2 h−ớng: - Thứ nhất là xác định tần số riêng của máy để tránh cộng h−ởng sao cho: f ≠ n [f] (1.2.22) trong đó: f tần số riêng của máy; [f] - tần số dao động c−ỡng bức, n - số tự nhiên (th−ờng n =1; 2 ; 3). - Thứ hai là xác định biên độ dao động để tránh v−ợt quá mức biên độ dao động cho phép: a ≤ [a] (1.2.23) trong đó: a - biên độ dao động tính toán của máy hoặc CTM; [a] - biên độ dao động cho phép. Đ5- Độ tin cậy 1- Khái niệm về độ tin cậy. Độ tin cậy là khả năng sản phẩm (chi tiết máy, máy, thiết bị công trình ) thực hiện chức năng nhiệm vụ của mình và duy trì chức năng nhiệm vụ đó trong suốt thời gian đã định ứng với các điều kiện vận hành bảo d−ỡng cụ thể. Nh− vậy, độ tin cậy và khả năng làm việc của máy và chi tiết máy liên quan chặt chẽ với nhau. Độ tin cậy không những bao hàm nội dung chức năng nhiệm vụ mà còn mang ý nghĩa xác suất duy trì khả năng đó trong suốt thời gian quy định. 2- Các chỉ tiêu đánh giá độ tin cậy. a- Xác suất làm việc không hỏng: Đó là xác suất không xẩy ra hỏng hóc chi tiết máy hoặc máy trong thời hạn đã định. Giả sử có NC CTM giống nhau, làm việc trong những điều kiện nh− nhau, sau t giờ có NC h chi tiết bị hỏng và Nt = NC - NC h chi tiết tốt thì xác suất làm việc không hỏng sẽ là: 18
20. N N − N R(t) = t = c ch = 1− Q(t) (1.2.24) N c N c trong đó: Q(t) = Nc h / Nc là xác suất chi tiết hỏng. Với một hệ thống gồm n phần tử thì xác suất làm việc không hỏng R(t) của hệ thống sẽ là: n R(t) = R1(t). R2(t) Rn(t) = Π Ri (t) (1.2.25) i=1 Từ công thức này ta thấy: - Độ tin cậy của hệ thống luôn luôn nhỏ hơn độ tin cậy của phần tử ít tin cậy nhất. Do đó không cho phép tồn tại trong hệ thống một phần tử yếu kém nào mà nên gồm các phần tử có độ tin cậy nh− nhau. - Càng nhiều yếu tố, độ tin cậy của hệ thống càng thấp. Chẳn hạn một hệ thống có 10 phần tử có xác suất không hỏng nh− nhau R(t) = 0,96 thì xác suất làm việc không hỏng của hệ thống là : 10 R10(t) = 0,96 = 0,66. - Nếu có 100 phần tử thì 100 R100(t) = 0,96 = 0,37. b- C−ờng độ hỏng C−ờng độ hỏng λ(t) tại một thời điểm t λ(t) nào đó là tỉ số giữa số hỏng hóc trong đơn vị thời gian và tổng số Nt tiết máy đ−ợc sử dụng tại thời điểm đó. Nếu trong khoảng thời gian khá nhỏ ∆t có ∆Nt h chi tiết bị hỏng thì c−ờng độ hỏng λ(t) tại thời điểm t là : I II III ∆N λ(t) = th (1.2.26) 0 N t ∆t t t1 t2 Một cách gần đúng, có thể coi c−ờng độ hỏng là số hỏng hóc trên một đơn vị thời gian Hình 1.2.10: Quan hệ giữa và một đơn vị sản phẩm. c−ờng độ hỏng và thời gian Đồ thị λ(t) ( hình 1.2.10 ) chia thành ba vùng ứng với 3 giai đoạn: Vùng I: ứng với giai đoạn chạy mòn; Vùng II: ứng với giai đoạn sử dụng bình th−ờng; Vùng III: ứng với giai đoạn mòn tăng c−ờng. c- Tuổi thọ Tuổi thọ của CTM là khoảng thời gian làm việc tính từ khi bắt đầu hoạt động cho tới khi đạt trạng thái tới hạn (tức là đến lúc bị hỏng cần sửa chữa phục hồi). Tuổi thọ th−ờng tính theo thời gian hoạt động thực tế (không kể thời gian không hoạt động) của CTM. Trong tính toán ng−ời ta còn quan tâm đến tuổi thọ gamma phần trăm. Đó là tuổi thọ mà CTM (đối t−ợng nghiên cứu) làm việc ch−a đạt tới trạng thái giới hạn với xác suất γ% . Giữa γ và R(t) có quan hệ: γ = 100 R(t) (1.2.27) Thông th−ờng trong sản xuất hàng loạt γ = 90% . Chẳng hạn tuổi thọ của 90% của một loạt ổ lăn là 8000 h, còn 10% có tuổi thọ thấp hơn. d- Hệ số sử dụng Hệ số sử dụng là tỷ số giữa thời gian làm việc trong một thời kỳ hoạt động nào đó của CTM và tổng thời gian (bao gồm cả thời gian làm việc, thời gian bảo d−ỡng và thời gian sửa chữa phục hồi): tlv tlv K s = = (1.2.28) th tlv + tb + t p 19
21. Hệ số sử dụng KS th−ờng đ−ợc áp dụng cho các CTM có thể phục hồi đ−ợc. 3- Ph−ơng h−ớng nâng cao độ tin cậy - Giảm số l−ợng chi tiết, kết cấu đơn giản; độ tin cậy của từng chi tiết phải xấp xỉ nhau. - Giảm c−ờng độ chịu tải, sử dụng các loại vật liệu có cơ tính cao, dùng các biện pháp công nghệ để tăng độ bền. - Bôi trơn bảo d−ỡng tốt. - Sử dụng các hệ thống tĩnh định nhằm phân bố hợp lý tải trọng. - Cần có thiết bị an toàn. - Sử dụng nhiều các chi tiết tiêu chuẩn. Đ6- Tính công nghệ và tính kinh tế Đây là một trong những yêu cầu cơ bản đối với máy và chi tiết máy. Để thoả mãn yêu cầu về tính công nghệ và tính kinh tế, chi tiết máy đ−ợc thiết kế phải có hình dạng, kết cấu và vật liệu chế tạo chúng phù hợp với điều kiện sản xuất cụ thể, đảm bảo khối l−ợng và kích th−ớc nhỏ nhất, tốn ít vật liệu. Chi tiết máy đ−ợc chế tạo tốn ít công sức nhất và kết quả cuối cùng là giá thành thấp. Nói cách khác, một chi tiết máy có tính công nghệ cao một mặt phải thoả mãn các chỉ tiêu về khả năng làm việc, mặt khác trong điều kiện sản xuất sẵn có phải dễ chế tạo, tốn ít thời gian và nguyên vật liệu nhất. Những yêu cầu chủ yếu của tính công nghệ: -Kết cấu phải phù hợp với điều kiện và quy mô sản xuất; -Kết cấu phải đơn giản và hợp lý; -Cấp chính xác và độ nhám đúng mức; -Chọn ph−ơng pháp tạo phôi hợp lý. Để có khái niệm về tính công nghệ của một chi tiết máy, ví dụ tr−ờng hợp thiết kế trục: -Đ−ờng kính phôi nên lấy gần sát đ−ờng kính trục để giảm khối l−ợng gia công. -Số l−ợng các bậc trên trục càng ít càng tốt. -Bán kính góc l−ợn nên lấy bằng nhau. -Chiều dài các đoạn trục có đ−ờng kính khác nhau nên lấy bằng nhau (để có thể gia công nhiều dao đồng thời). -Các rãnh then nên bố trí trên cùng một đ−ờng sinh. -Chiều rộng các rãnh then nên cố gắng lấy bằng nhau. -Giữa các bậc nên có rãnh thoát đá Đ7- Chọn vật liệu của CTM Chọn vật liệu là một công việc quan trọng, bởi vì chất l−ợng của CTM nói riêng và của cả máy nói chung phụ thuộc phần lớn vào việc chọn vật liệu có hợp lý hay không. Muốn chọn đ−ợc vật liệu hợp lý, cần nắm vững các tính chất của các loại vật liệu và nắm vững các yêu cầu mà điều kiện làm việc của CTM và điều kiện chế tạo đòi hỏi đối với vật liệu. 1- Yêu cầu đối với vật liệu - Thoả mãn các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của CTM nh− độ bền, độ cứng, độ bền mòn v.v - Đảm bảo các yêu cầu về khối l−ợng và kích th−ớc của CTM. - Đảm bảo các yêu cầu liên quan đến điều kiện sử dụng nh− tính chất chống ăn mòn, giảm ma sát, cách điện, chịu nhiệt, - Có tính công nghệ thích hợp với hình dáng và ph−ơng pháp gia công CTM (đúc, hàn, dập, cắt gọt, nhiệt luyện, - Rẻ và dễ cung ứng. 2- Nguyên tắc sử dụng vật liệu Trong sử dụng vật liệu có 3 nguyên tắc cơ bản sau: 20
22. - Nguyên tắc so sánh một số ph−ơng án để chọn: chỉ trên cơ sở tiến hành so sánh một số ph−ơng án, ta mới có thể chọn vật liệu một cách hợp lý. Các chỉ tiêu để so sánh lựa chọn có thể là: giá thành thấp nhất hay khối l−ợng nhỏ nhất mà vẫn đảm bảo độ bền tĩnh, độ bền mỏi hoặc độ cứng v.v đã cho. Thông th−ờng ng−ời ta hay chú ý nhiều đến chỉ tiêu về khối l−ợng của chi tiết máy vì đối với nhiều loại máy, nó là nhân tố quan trọng, đặc tr−ng cho hiệu quả của kết cấu, hơn nữa kết hợp với giá mỗi đơn vị khối l−ợng, chỉ tiêu khối l−ợng cho ta hình dung rõ ràng về khối l−ợng của vật liệu và giá vật liệu của cả kết cấu. Để làm đ−ợc điều đó khi chọn vật liệu và nhiệt luyện cần chú trọng phân tích quan hệ giữa ứng suất cho phép (hoặc đặc tr−ng cơ học) với khối l−ợng G của chi tiết hay cụm máy (xem thêm [1], [3]). - Nguyên tắc chất l−ợng cục bộ: Chọn chất l−ợng t−ơng ứng cho từng bộ phận, tránh sử dụng vật liệu quý hiếm tràn lan. - Nguyên tắc hạn chế số chủng loại vật liệu: Vì số chủng loại vật liệu (cũng nh− chủng loại CTM) càng nhiều thì việc cung cấp, bảo quản, thay thế càng phức tạp. 3- Vật liệu th−ờng dùng trong chế tạo máy a- Kim loại đen Kim loại đen (gồm gang và thép) đ−ợc dùng rộng rãi nhờ độ bền, độ cứng cao và t−ơng đối rẻ, đồng thời có thể nâng cao cơ tính bằng yếu tố hợp kim và nhiệt luyện hoặc hoá nhiệt luyện. Nh−ợc điểm chủ yếu của gang và thép là khối l−ợng riêng lớn (nặng nề), tính chống gỉ kém b- Kim loại màu và hợp kim của chúng Kim loại màu (đồng, chì, nhôm, thiếc, ) đ−ợc dùng rộng rãi d−ới dạng hợp kim màu nh− đồng thanh, đồng thau, babit, đuya ra Ưu điểm của kim loại màu và hợp kim của chúng là có khả năng giảm ma sát, giảm mài mòn, chống gỉ; một số hợp kim có khối l−ợng nhỏ. Nh−ợc điểm của chúng là đắt, hiếm. Vì vậychỉ nên dùng kim loại màu khi rất cần thiết. c- Kim loại gốm Đây là loại vật liệu chế tạo bằng cách ép nung và nung bột kim loại với các chất phụ gia ở áp suất cao và nhiệt độ cao. Nó có −u điểm là độ bền cao, có cơ tính đặc biệt (nh− khả năng tự bôi trơn ), nh−ng có kích th−ớc còn bị hạn chế bởi điều kiện chế tạo, giá thành đắt. d- Vật liệu không kim loại Loại này rất đa dạng nh− gỗ, da, cao su, amiăng, chất dẻo, Chúng có −u điểm là nhẹ, dễ tạo hình, có tính cách điện, cách nhiệt, chống ăn mòn , nh−ng có nh−ợc điểm là dễ thay đổi cơ tính theo thời gian (lão hoá), nhiệt độ làm việc th−ờng thấp, dễ cháy. Đ8- Vấn đề tiêu chuẩn hoá 1- Khái niệm và ý nghĩa Tiêu chuẩn hoá là sự quy định những tiêu chuẩn, quy cách về hình dạng, loại, kiểu, các thông số cơ bản, yêu cầu kỹ thuật, mức độ chất l−ợng của sản phẩm. Trong ngành chế tạo máy, tiêu chuẩn hoá có ý nghĩa kinh tế kỹ thuật rất quan trọng, vì: - Tiêu chuẩn hoá hạn chế đ−ợc nhiều chủng loại và kích th−ớc của sản phẩm cùng loại cùng tên, nhờ đó có thể sử dụng các ph−ơng pháp tiên tiến nhất để chế tạo hàng loạt CTM tiêu chuẩn, giảm đ−ợc sức lao động, tiết kiệm nguyên vật liệu, giảm bớt đầu t− thiết bị và cuối cùng là hạ giá thành sản phẩm. - Tạo điều kiện nâng cao chất l−ợng sản phẩm, khả năng làm việc và tuổi thọ của CTM. - Đảm bảo đ−ợc tính đổi lẫn của CTM, nhờ đó tạo thuận lợi cho việc sửa chữa thay thế các CTM bị hỏng. - Giảm đ−ợc thời gian nghiên cứu, tính toán thiết kế và chế tạo. Nh− vậy, tiêu chuẩn hoá là một biện pháp rất quan trọng để nâng cao các chỉ tiêu kinh tế và chất l−ợng của máy và đ−ợc đánh giá theo mức độ tiêu chuẩn hoá: 21
23. mức độ TCH = (số chi tiết tiêu chuẩn)/ (số l−ợng toàn bộ chi tiết của máy). 100% 2- Những đối t−ợng đ−ợc tiêu chuẩn hoá trong chế tạo máy - Các vấn đề chung: các dãy số và kích th−ớc, tốc độ quay trong một phút, độ côn, các ký hiệu và quy −ớc trên bản vẽ. - Các thuật ngữ, các ký hiệu. - Đơn vị đo l−ờng. - Cấp chính xác,chất l−ợng bề mặt CTM. - Hình dạng, kích th−ớc các CTM th−ờng dùng, các tiết máy ghép, xích, đai, ổ lăn, khớp nối, lò xo, các thiết bị bôi trơn, - Các yếu tố cấu tạo CTM: ren, môđun và dạng sinh của bánh răng, đ−ờng kính và chiều rộng bánh đai v.v - Các thông số, các chỉ tiêu về chất l−ợng của máy, thiết bị. - Các tài liệu thiết kế, tài liệu công nghệ. 3- Các tiêu chuẩn hiện hành ở n−ớc ta sử dụng 4 cấp tiêu chuẩn: - Tiêu chuẩn nhà n−ớc Việt nam, ký hiệu TCVN kèm theo thứ tự tiêu chuẩn và năm ban hành. Tính đến 31/12/1998, danh mục TCVN bao gồm 4440 TCVN. Ví dụ TCVN 2247-77 là tiêu chuẩn về đ−ờng kính ren và b−ớc ren hệ mét, ban hành năm 1977. - Tiêu chuẩn ngành, ký hiệu TCN kèm theo ngành t−ơng ứng và nội dung. - Tiêu chuẩn vùng (tỉnh, thành phố), ký hiệu TCV kèm theo vùng t−ơng ứng và nội dung. - Tiêu chuẩn cơ sở, ký hiệu TC Đây là những quy định riêng của cơ sở sản xuất. Trong quá trình hoà nhập với kinh tế thế giới, nhiều tiêu chuẩn thế giới và khu vực đã và đang có ảnh h−ởng và có tác dụng trực tiếp vào n−ớc ta, nh− tr−ớc đây tiêu chuẩn GOST của Liên xô (cũ) và tiêu chuẩn quốc tế ISO hiện nay. 22
24. Phần II truyền động cơ khí Bài mở đầu: Những vấn đề chung về truyền động cơ khí 1- Sự cần thiết của việc sử dụng truyền động cơ khí Trong các thiết bị và dây chuyền công nghệ có thể sử dụng nhiều loại truyền động khác nhau: truyền động cơ khí, truyền động điện, truyền động thuỷ lực và truyền động khí ép. Sở dĩ cần sử dụng các truyền động để nối động cơ với các bộ phận công tác vì: - Tốc độ cần thiết của các bộ phận nói chung khác với tốc độ của động cơ tiêu chuẩn (th−ờng là thấp hơn). Nếu chế tạo động cơ có tốc độ thấp, mômen lớn thì kích th−ớc lớn, giá thành đắt. - Nhiều khi cần truyền động từ một động cơ đến nhiều cơ cấu làm việc với các tốc độ khác nhau. - Động cơ chuyển động quay đều nh−ng bộ phận công tác cần chuyển động tịnh tiến hoặc chuyển động với một tốc độ thay đổi theo một quy luật nào đó. - Vì điều kiện sử dụng, an toàn lao động hoặc vì khuôn khổ kích th−ớc của máy nhiều khi không thể nối trực tiếp động cơ với bộ phận công tác của máy. Trong các loại truyền động thì truyền động cơ khí đ−ợc sử dụng nhiều hơn cả. Truyền động cơ khí là truyền động dùng các cơ cấu để truyền cơ năng từ động cơ đến các bộ phận làm việc của máy, thông th−ờng có biến đổi vận tốc, lực, mômen và đôi khi biến đổi cả đặc tính, quy luật chuyển động. Truyền động cơ khí dựa trên hai nguyên lý: - Truyền động bằng ma sát: truyền động bánh ma sát, truyền động đai. - Truyền động ăn khớp: truyền động bánh răng, truyền động trục vít -bánh vít, truyền động xích. 2- Các đại l−ợng tính toán th−ờng dùng - Công suất trục dẫn P1 , trục bị dẫn P2 ( kw) P P - Hiệu suất của bộ truyền: η = 2 hoặc η = 1− m P1 P1 với Pm = P1 - P2 là công suất mất mát của bộ truyền. - Tốc độ quay trên trục dẫn n1 và trục bị dẫn n2 (vòng/phút); n - Tỷ số truyền u = 1 (quy −ớc u chỉ nhận giá trị d−ơng và không xét đến chiều quay); n2 - Mô men xoắn T ( N.mm): 6 9,55.10 Pi Ti = (N.mm) ni V ới: Pi, ni là công suất, số vòng quay trên trục i. 23
25. Bài 1: Truyền động bánh ma sát Đ1- Khái niệm chung 1- Khái niệm Truyền động bánh ma sát thực hiện truyền chuyển động và công suất giữa các trục nhờ lực ma sát sinh ra tại chỗ tiếp xúc của bánh dẫn và bánh bị dẫn. Để tạo lực ma sát cần tác dụng lực ép các bánh lại với nhau. 2- Phân loại truyền động bánh ma sát +)Theo khả năng điều chỉnh tỷ số truyền, chia làm hai loại chính: Truyền động bánh ma sát có tỷ số truyền không điều chỉnh đ−ợc ( gọi tắt là bộ truyền bánh ma sát ): - Bộ truyền ma sát trụ: truyền động giữa hai trục song song(hình 2.1.1a); - Bộ truyền ma sát nón: Truyền động giữa hai trục vuông góc ( hình 2.1.1b); Truyền động ma sát có tỷ số truyền điều chỉnh đ−ợc ( bộ biến tốc ma sát): - Bộ biến tốc ma sát điều chỉnh trực tiếp: Không qua khâu trung gian (hình 2.1.1c, f, g); - Bộ biến tốc ma sát điều chỉnh gián tiếp : Qua khâu trung gian (hình 2.1.1d, e, h). a) b) c) d) e) f) g) h) Hình 2.1.1: Các loại truyền động ma sát +)Theo hình thức tiếp xúc, truyền động bánh ma sát đ−ợc chia ra - Bộ truyền tiếp xúc ngoài: tâm các bánh ở về hai phía so với điểm tiếp xúc - Bộ truyền tiếp xúc trong: tâm các bánh ở cùng một phía so với điểm tiếp xúc (hình 2.1.1f) 3- Ưu nh−ợc điểm và phạm vi sử dụng a- Ưu điểm - Có cấu tạo đơn giản; - Làm việc êm không ồn; - Có khả năng điều chỉnh vô cấp tốc độ. b- Nh−ợc điểm - Lực tác dụng lên trục và ổ khá lớn do phải ép các bánh ma sát; - Tỷ số truyền không ổn định do có tr−ợt giữa các bánh khi làm việc; - Khả năng tải t−ơng đối thấp (so với truyền động bánh răng) c- Phạm vi sử dụng 24
26. - Truyền động ma sát th−ờng chỉ đ−ợc dùng khi truyền công suất nhỏ hoặc trung bình (d−ới 20 kW). Nếu công suất lớn, kích th−ớc bộ truyền khá lớn và khó đảm bảo lực ép cần thiết cho bánh. - Vận tốc của bộ truyền v ≤ 15 ữ 20 m/s, nếu vận tốc cao quá nhiệt độ bộ truyền tăng nhiều và gây mòn nhanh -Tỷ số truyền u ≤ 7. Truyền động ma sát đ−ợc dùng trong các thiết bị rèn, ép, cần trục, máy vận chuyển, các dụng cụ đo nh−ng đ−ợc dùng nhiều hơn cả là các bộ biến tốc vô cấp. Đ2- Những vấn đề cơ bản của truyền động bánh ma sát 1- Sự tr−ợt trong truyền động bánh ma sát Trong truyền động bánh ma sát có thể xuất hiện ba dạng tr−ợt sau: tr−ợt hình học, tr−ợt đàn hồi và tr−ợt trơn. Tr−ợt là nguyên nhân gây mất mát công suất và giảm hiệu suất đồng thời làm nóng và mòn bề mặt các bánh. a- Tr−ợt hình học Sự tr−ợt hình học xuất hiện trên chiều dài tiếp xúc chung và phụ thuộc vào dạng hình học của các bề mặt tiếp xúc. Bản chất của tr−ợt hình học có thể giải thích bằng ví dụ sau: Xét bộ truyền bánh ma sát đĩa (hình 2.1.2). Các điểm thuộc đ−ờng tiếp xúc trên bánh 1 cách trục quay một khoảng không đổi, do đó khi bộ truyền làm việc vận tốc vòng của các điểm trên đ−ờng tiếp xúc thuộc bánh 1 là hằng số. π d n v = 1 1 = const (m/s) (2.1.1) 1 60.10 3 Còn trên bánh 2, khoảng cách từ các điểm thuộc đ−ờng tiếp xúc đến trục quay là thay đổi nên v2 phân bố theo quy luật bậc nhất: 2π.x.n v = 2 ≠const (2.1.2) 2 60.103 Gọi b là bề rộng bánh 1. Giả sử vận tốc của bánh 1 và đĩa 2 bằng nhau tại điểm P (Điểm P đ−ợc gọi là tâm lăn) nằm cách trung điểm của b một khoảng VAT ∆. Gọi k là khoảng cách từ O2 đến P πd n 2π.k.n ta có: v = 1 1 = v = 2 P 1 60.10 3 P 2 60.10 3 Còn ở tất cả các điểm khác trên đ−ờng tiếp xúc đều có tr−ợt với vận tốc vT i = | vi1 - vi 2 | = | vP1 - vi 2 | k nên vận tốc tr−ợt tại đầu mút A: A B vAT = | vA1 - vA2 | = | vP1 - vA2 | ( vì vA1 = vP1) 2π k.n2 Mà vP 1 = vP 2 = 3 60.10 Hình 2.1.2- Tr−ợt hình học trên 2π (k − ∆ − b / 2)n v = 2 bề mặt ma sát đĩa A2 60.10 3 do vậy: 2π .k.n 2π (k − ∆ − b / 2)n 2π (∆ + b / 2)n 2π (∆ + b / 2)n v = 2 − 2 = 2 = 1 (2.1.3) AT 60.10 3 60.10 3 60.10 3. 60.10 3.u Nh− vậy chiều dài tiếp xúc b càng lớn thì vận tốc tr−ợt càng lớn. Các biện pháp khắc phục tr−ợt hình học: - Với biến tốc ma sát mặt đĩa, bánh ma sát trụ nên chế tạo hình tang trống. - Khi truyền động giữa hai trục song song cần đảm bảo sao cho đ−ờng tiếp xúc 25
27. song song với các trục. - Khi truyền động giữa các trục giao nhau, đ−ờng tiếp xúc (kéo dài) phải đi qua giao điểm của hai trục. b- Tr−ợt đàn hồi Tr−ợt đàn hồi xảy ra do biến dạng đàn hồi khác nhau của hai bánh trên vùng tiếp xúc theo ph−ơng tiếp tuyến. - Nguyên nhân gây tr−ợt: Khi truyền mô men xoắn T1 với vận tốc ω1, các phân tố trên bề mặt bánh dẫn 1 đi vào tiếp xúc ở điểm 1 thì bị nén, ra khỏi điểm 3 thì bị dãn (hình 2.1.3). ở bánh bị dẫn 2 thì ng−ợc lại: các phân tố bị dãn khi đi vào điểm 1 và bị nén khi đi ra khỏi điểm 3. Sự thay đổi biến dạng từ nén sang dãn và ng−ợc lại không bắt đầu từ điểm tiếp xúc mà từ một điểm 2 nào đó trên vùng tiếp xúc (t−ơng ứng có thể phân góc tiếp xúc αtx thành góc tĩnh Hình 2.1.3 - Tr−ợt đàn hồi α0 và góc tr−ợt αt). - Trong vùng tiếp xúc từ điểm 2 đến điểm truyền động bánh ma sát 3, do bị dãn bánh chủ động sẽ chuyển động nhanh hơn, ng−ợc lại do bị nén bánh bị động sẽ chuyển động chậm hơn. Hiện t−ợng dãn và nén không đều gây nên sự chênh lệch vận tốc ở bánh chủ động và bị động, chính là nguyên nhân gây nên tr−ợt đàn hồi với vận tốc tr−ợt vt = v1 –v2 . - Nh− vậy tr−ợt đàn hồi xuất hiện do biến dạng đàn hồi khác nhau của hai bánh theo ph−ơng tiếp tuyến. Trong thực tế mọi vật liệu đều có tính đàn hồi và biến dạng đàn hồi do tải trọng gây nên, do đó khi làm việc truyền tải trọng bất cứ bộ truyền ma sát nào cũng có tr−ợt đàn hồi. c- Tr−ợt trơn Khác với tr−ợt đàn hồi, tr−ợt trơn chỉ xuất hiện khi quá tải. Khi lực vòng cần truyền 2T F = lớn hơn tổng lực ma sát F trên cung tiếp xúc, lúc này cung tr−ợt α sẽ choán hết t d ms t cung tiếp xúc αtx. . Khi này bánh bị dẫn dừng lại trong khi bánh dẫn vẫn quay, gây mòn cục bộ hoặc x−ớc bề mặt. Do đó khi thiết kế cần chọn hệ số an toàn hợp lý để tránh tr−ợt trơn khi làm việc, mặt khác không đ−ợc dùng bộ truyền bánh ma sát làm cơ cấu phòng quá tải. 2- Tỉ số truyền a- Tỉ số truyền trong truyền động ma sát * Truyền động bánh ma sát trụ: Hệ số tr−ợt ξ là tỷ số giữa vận tốc tr−ợt và vận tốc vòng của bánh chủ động. v v − v d n ξ = t = 1 2 = 1− 2 2 (2.1.4) v1 v1 d1n1 Vậy tỷ số truyền: n d u = 1 = 2 (2.1.5) n2 d1 (1−ξ ) d Bỏ qua sự tr−ợt ta có: u ≈ 2 d1 trong đó: ξ = 0,01 ữ0,03 ; cá biệt khi bộ truyền làm việc trong dầu hoặc tỷ số truyền lớn ξ =0,05; d1,d2 - đ−ờng kính bánh dẫn và bánh bị dẫn của truyền động bánh ma sát trụ. * Truyền động bánh ma sát côn: Theo hình 2.1.1b ta có: 26
28. n 1 d 2 tgδ 2 u = = = ≈ tgδ 2 (2.1.6) n 2 d1 (1 − ξ ) (1 − ξ) với: d1, d2- đ−ờng kính trung bình của các bánh ma sát côn dẫn và bị dẫn. Vậy tỷ số truyền của bộ truyền ma sát không ổn định do có hiện t−ợng tr−ợt b- Tỉ số trong biến tốc ma sát b.1- Tỷ số truyền trong biến tốc ma sát trực tiếp (hình 2.1.1c): - Khi thay đổi bán kính tiếp xúc từ d2min đến d2max, tỷ số truyền u sẽ thay đổi từ d 2 min d 2 max n1 umin = đến umax= ,t−ơng ứng tốc độ bánh bị dẫn sẽ giảm từ n2max= d 1 (1 − ξ ) d 1 (1 − ξ ) u min n 1 đến n2min = . u max n u d Vậy khoảng điều chỉnh tốc độ : D = 2 max = max = 2 max n 2 min u min d 2 min b.2- Tỷ số truyền trong biến tốc ma sát gián tiếp ( hình 2.1.4) Nhờ con lăn 3 làm trung gian nên đ−ờng kính tiếp xúc của hai bánh đều thay 1 đổi trong khoảng dmin ữ dmax 1min 1max d d d 2 min u min = d 1 max (1 − ξ) d 2 max 3 => u max = 2max d 1 min (1 − ξ) 2min d d n 1 n 1 ⇒ n 2 min = ; n 2 max = u max u min 2 n u d .d Hình 2.1.4: Sơ đồ tính tỷ số truyền Vậy: D = 2 max = max = 2 max 1max (2.1.8) trong biến tốc ma sát gián tiếp n 2 min u min d 2 min .d1min 2 ⎛ d ⎞ ⎜ max ⎟ Nếu d1min = d2min = dmin và d1max = d2max = dmax thì: D = ⎜ ⎟ . ⎝ d min ⎠ Khoảng điều chỉnh tốc độ D là một trong những đặc tr−ng cơ bản của bộ biến tốc. Về lý thuyết thì có thể có tr−ờng hợp dmin = 0 và D → ∞. Tuy nhiên đ−ờng kính d càng nhỏ thì tr−ợt càng tăng lên, bánh dẫn bị mòn nhiều, hiệu xuất giảm thấp. Do đó trong thực tế ng−ời ta hạn chế điều chỉnh tốc độ D ≤ 3. 3- Lực ép a- Cơ sở xác định lực ép Lực vòng F1 đ−ợc truyền từ bánh dẫn sang bánh bị dẫn nhờ lực ma sát Fms sinh ra tại chỗ tiếp xúc. Điều kiện truyền tải Fms ≥ Ft . Muốn có lực Fms cần tạo lực pháp tuyến Fn trên bề mặt tiếp xúc chung. Do đó phải ép hai bánh lại với nhau bằng một lực ép Fe cần thiết để F F đủ lớn sao cho F =f. F ≥ F => F ≥ t e ms n t n f s.F Để đảm bảo an toàn lấy F = t (2.1.9) n f 2T1 Với Ft = - lực vòng cần truyền; d1 s- Hệ số an toàn, s=1,5- 2,5; f- Hệ số ma sát phụ thuộc vào vật liệu và điều kiện bôi trơn. 27
29. b- Lực ép trong truyền động bánh ma sát trụ sF Theo hình vẽ 2.1.1a ta thấy lực ép F =F , do đó F = t (2.1.10) e n e f c- Lực ép trong truyền động bánh ma sát nón (Xem hình 2.1.1b) Các lực ép theo ph−ơng dọc trục Fe1 ; Fe2 , tại chỗ tiếp xúc sinh ra lực pháp tuyến Fn1=Fn2 =Fn Ph−ơng trình cân bằng lực cho thấy: Fe1 = Fn sinδ1 Fe2 = Fn sinδ2 Kết hợp với (2.9.1) ta có: ⎧ S.Ft sinδ 1 ⎪ Fe1 = ⎪ f ⎨ (2.1.11) ⎪ S.Ft sinδ 2 Fe2 = ⎩⎪ f Với bộ truyền giảm tốc δ2 > δ1 nên => Fe2 > Fe1 do đó để tạo ra cùng một lực ma sát nên cố định bánh 2 rồi tạo lực ép tác dụng lên bánh 1 thì lực ép sẽ nhỏ hơn. d- Ph−ơng pháp tạo lực ép Trong thực tế sử dụng hai ph−ơng pháp tạo lực ép sau: - Ph−ơng pháp tạo lực ép không đổi: Lực ép Fe không đổi đ−ợc hình thành nhờ các yếu tố đàn hồi khi lắp (Ví dụ: nhờ lò xo hình 2.1.1a, c) hoặc nhờ trọng l−ợng bản thân của các yếu tố trong hệ thống. Ph−ơng pháp này chỉ thích hợp cho bộ truyền làm việc với tải trọng không đổi. - Ph−ơng pháp tạo lực ép tự điều chỉnh: Lực ép Fe sẽ thay đổi tỷ lệ với lực vòng cần truyền do đó sẽ nâng cao tuổi thọ, giảm tổn thất về ma sát (xem thêm [2]). Đ3- Tính độ bền bộ truyền bánh ma sát 1- Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán a- Các dạng hỏng D−ới tác dụng của lực ép, tại vùng tiếp xúc của các bánh ma sát sinh ra ứng suất tiếp xúc. Khi các bánh chuyển động, vùng tiếp xúc thay đổi nên ứng suất tiếp xúc tại mỗi điểm trên bề mặt làm việc của bánh ma sát cũng thay đổi theo chu kỳ mạch động gián đoạn, và có thể làm bộ truyền bánh ma sát bị các dạng hỏng sau: - Tróc vì mỏi bề mặt làm việc: xảy ra với các bộ truyền đ−ợc bôi trơn đầy đủ. - Mòn: Xảy ra với các bộ truyền không đ−ợc bôi trơn hoặc bôi trơn không đầy đủ, mòn xảy ra mạnh khi bộ truyền bị tr−ợt trơn. - Dính: Xảy ra với các bộ truyền làm việc với vận tốc cao, tải trọng lớn, trọng điều kiện bôi trơn không đầy đủ dẫn đến nhiệt độ vùng tiếp xúc quá cao dẫn đến phá hỏng màng dầu bôi trơn. D−ới tác dụng của áp suất, hai bề mặt làm việc tiếp xúc trực tiếp với nhau nên khi chuyển động, các mảnh kim loại bị dứt khỏi bề mặt bánh này bám chặt lên bề mặt bánh kia gây nên hiện t−ợng dính. b- Chỉ tiêu tính toán Các dạng hỏng chủ yếu nói trên đều liên quan đến ứng xuất tiếp xúc, vì vậy để tránh các dạng hỏng cần phải tiến hành tính toán bộ truyền theo độ bền tiếp xúc: - Với các bộ truyền làm bằng vật liệu kim loại, điều kiện bền tiếp xúc là σH ≤ [σH] Trong đó: σH - ứng suất tiếp xúc sinh ra (MPa); [σH]- ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa). - Với các bộ truyền làm bằng vật liệu phi kim loại, điều kiện bền tiếp xúc là: qn ≤ [qn] Trong đó: qn - Tải trọng riêng (N/mm); 28
30. [qn]:- Tải trọng riêng cho phép (N/mm). 3- Tính toán độ bền tiếp xúc truyền động ma sát trụ a- Đối với vật liệu kim loại Dạng tiếp xúc ban đầu là tiếp xúc đ−ờng nên ứng suất tiếp xúc đ−ợc xác định theo công thức Héc: q E σ = 0,418 n ≤ [σ ] (*) H ρ H F Trong đó: q - tải trọng riêng phân bố trên chiều dài tiếp xúc q = n n n b S.Ft S.2T1 Fn - áp lực pháp tuyến. Theo (2.1.9) ta có Fn = = f fd1 b - chiều dài tiếp xúc ( mm). 2.E E E - mô đun đàn hồi t−ơng đ−ơng: E = 1 2 E1 + E 2 5 với E1 ,E2 là mô đun đàn hồi của vật liệu bánh 1 và bánh 2. Với thép E= 2,15.10 MPa; Gang E= 1,2. 105 Mpa. ρ - bán kính cong t−ơng đ−ơng tại chỗ tiếp xúc (hình 2.1.1a): ρ ρ ρ = 1 2 ρ1 ± ρ 2 d d ρ = 1 ; ρ = 2 1 2 2 2 d d ⇒ ρ = 1 2 2(d2 ± d1 ) Mặt khác ta có: d2 = ud1 ()d ± d 2a 2.a.u a = 2 1 ⇒ d = ; d = 2 1 u ± 1 2 u ± 1 au Vậy : ρ = (u ± 1)2 Thay giá trị tìm đ−ợc vào công thức (*) ta đ−ợc: 0,418 sT (u ± 1)3 E σ = 1 ≤ [σ ] (2.1.12) H a f.u.b H Công thức này dùng để kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc cho bộ truyền đã thiết kế. Khi thiết kế bộ truyền, đặt ψba =b/a - gọi là hệ số chiều rộng bánh ma sát (ψba = 0,2 ữ 0,4) và biến đổi công thức trên ta đ−ợc công thức thiết kế sau: 2 ⎛ 0,418 ⎞ sT1E a≥ (u ± 1)3 ⎜ ⎟ (2.1.13) ⎝ []σ H ⎠ fuψ ba Trong các công thức trên: a- khoảng cách trục (mm); u- tỉ số truyền; s- hệ số an toàn, s=1,5ữ 2,5; f- hệ số ma sát. b- Đối với vật liệu phi kim loại Điều kiện kiểm nghiệm : F S.T (u +1) q = n = 1 ≤ [q ] (2.1.14) n b b.f.a n 29
31. Trong đó: qn – tải trọng riêng (N/mm); [q]- tải trọng riêng cho phép (N/mm). Khi thiết kế đặt ψba = b/a, ta có: S.T (u +1) a ≥ 1 (2.1.15) []q n .f.ψ ba Chú ý: Bộ truyền ma sát nón tính toán hoàn toàn t−ơng tự (chỉ khác về các quan hệ hình học về kích th−ớc - xem [1]). Đ4- Vật liệu và ứng suất cho phép 1- Vật liệu a- Yêu cầu đối với vật liệu Vật liệu làm bề mặt bánh ma sát phải có độ bền tiếp xúc và độ bền mỏi cao và có hệ số ma sát lớn. b- Các loại vật liệu th−ờng dùng Th−ờng dùng thép ШХ15, 65Г tôi thể tích hoặc thép 18ХГT, 12XH3A, 18X2H2BA v.v thấm than và tôi, độ rắn bề mặt HRC ≥ 60. Kích th−ớc bộ truyền t−ơng đối nhỏ, làm việc trong dầu, hiệu suất cao, cần phải gia công chính xác, độ nhám bề mặt nhỏ. Đôi khi còn dùng thép 40XH tôi đạt độ cứng 48ữ50 HRC. Gang đ−ợc dùng trong các bộ truyền hở, làm việc khô hoặc có dầu. Các loại gang th−ờng dùng là СЧ15-32; СЧ 18-36; СЧ 24-44; ВЧ 50-1,5; ВЧ 60-2 Đôi khi dùng bánh gang làm việc với bánh thép. Ngoài ra còn dùng bánh ma sát thép hoặc gang làm việc với bánh ma sát tếchtôlít hoặc phíp. Bộ truyền làm việc khô, không yêu cầu cao về độ chính xác gia công. Kích th−ớc bộ truyền t−ơng đối lớn, hiệu xuất làm việc thấp, nh−ng lực tác dụng trục nhỏ hơn so với bộ truyền ma sát thép hoặc gang. Tr−ờng hợp tải trọng nhỏ hơn còn dùng bánh ma sát gỗ hoặc bọc da, vải cao su vv làm việc với bánh ma sát thép hoặc gang. Bề mặt làm việc với bánh dẫn nên làm bằng vật liệu mền hơn bánh bị dẫn để khi bị tr−ợt trơn bánh bị dẫn ít bị mài mòn. 2- ứng suất cho phép ứng suất cho phép phụ thuộc vào vật liệu và điều kiện làm việc của bộ truyền: - Thép với thép có dầu bôi trơn: [σH] = (2,5 ữ 3)HB (MPa); - Thép với thép không có dầu bôi trơn: [σH] = (1,5 ữ 2,5)HB (MPa); - Gang với gang hoặc thép không có dầu bôi trơn: [σH] =1,5 HB (MPa). Khi làm việc với vật liệu phi kim, tải trọng riêng cho phép lấy nh− sau: - Tếch tôlit với thép hoặc gang [qn ] = 50 ữ60 N/mm; phíp với thép hoặc gang [qn] = 30 ữ40 N/mm; da với gang [qn] = 15 ữ25 N/mm; gỗ với gang [qn] = 2,5- 5 N/mm. 30
32. Bài 2: Truyền động đai Đ1- Khái niệm chung 1- Khái niệm và cấu tạo Truyền động đai thực hiện việc truyền chuyển động và công suất giữa các trục nhờ ma sát sinh ra trên bề mặt tiếp xúc giữa các dây đai với bánh đai. 1 2 a) b) c) 3 d) f) e) Hinh 2.2.1: Truyền động đai Dạng đơn giản nhất của truyền động đai gồm: bánh đai chủ động 1; bánh đai bị động 2; dây đai 3 (hình 2.2.1a). Khi cần, dùng thêm bánh căng đai (hình 2.2.2e) nhằm tăng góc ôm trên bánh đai và giảm nhẹ thiết bị căng đai. 2- Phân loại Theo hình dáng tiết diện dây đai phân ra: - Truyền động đai dẹt: tiết diện dây đai là hình chữ nhật, bánh đai hình trụ trơn (Hình 2.2.1a); - Truyền động đai thang: tiết diện dây đai hình thang cân (Hình 2.2.1c); - Truyền động đai l−ợc: tiết diện đai hình l−ợc (có nhiều gân dọc có tiết diện hình thang) (Hình 2.2.1d); - Truyền động đai tròn: tiết diện đai là hình tròn (Hình 2.2.1e); - Truyền động đai răng: truyền lực nhờ sự ăn khớp của các răng của đai với các răng trên bánh đai (Hình 2.2.1f); Theo vị trí t−ơng đối và chiều quay giữa các trục mang bánh đai phân ra: - Truyền động đai th−ờng: Truyền động giữa hai trục song song và quay cùng chiều (Hình 2.2.1a) 31
33. - Truyền động chéo: Vòng đai bắt chéo dùng để truyền động giữa hai trục song song và quay ng−ợc chiều nhau (Hình 2.2.2b) - Truyền động nửa chéo: Vòng đai bắt nửa chéo dùng cho hai trục chéo nhau (Th−ờng chéo nhau một góc 900 (Hình 2.2.2c) - Truyền động góc: Dùng cho hai trục cắt nhau (th−ờng vuông góc với nhau), khi này cần có bánh đổi h−ớng (Hình 2.2.2d). Trong các truyền động kể trên, truyền động đai th−ờng dùng phổ biến hơn cả. a) b) c) d) Q e) Bánh căng đai f) Bánh bị dẫn Bánh dẫn Hình 2.2.2: Các sơ đồ truyền động đai 3- Ưu nh−ợc điểm và phạm vi ứng dụng a- Ưu điểm - Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục ở xa nhau. - Làm việc êm và không ồn. - Giữ đ−ợc an toàn cho các chi tiết máy và động cơ khi bị quá tải nhờ hiện t−ợng tr−ợt trơn. - Có thể truyền chuyển động cho nhiều trục (h.2.2.2f). - Kết cấu đơn giản, bảo quản dễ, giá thành hạ. b- Nh−ợc điểm - Khuôn khổ và kích th−ớc lớn (với cùng một điều kiện làm việc, đ−ờng kính bánh đai lớn hơn đ−ờng kính bánh răng khoảng 5 lần). - Tỷ số truyền không ổn định, hiệu suất thấp vì có tr−ợt đàn hồi. - Lực tác dụng lên trục và ổ lớn do phải căng đai (so với truyền động bánh răng lớn gấp 2 ữ 3 lần). - Tuổi thọ của đai thấp. c- Phạm vi sử dụng - Do thích hợp với vận tốc cao nên th−ờng lắp ở đầu vào của hộp giảm tốc. - Th−ờng dùng khi cần truyền động trên khoảng cách trục lớn, công suất truyền dẫn không quá 40 ữ 50 kw, vận tốc vòng V = 5 ữ 30 m/ s. 32
34. - Tỷ số truyền của đai dẹt u U 5. - Tỷ số truyền của đai thang u U 10. Đ2- Kết cấu truyền động đai 1- Dây đai Yêu cầu về vật liệu dây đai : đủ độ bền mòn, độ bền mỏi, hệ số ma sát lớn và có tính đàn hồi cao (mô đun đàn hồi thấp). a- Dây đai dẹt - Th−ờng dùng các loại vật liệu : sợi tổng hợp , vải cao su, sợi bông, da, sợi len. - Tiết diện đai hình chữ nhật, các kích th−ớc tiết diện gồm chiều rộng đai b, chiều dày δ đã đ−ợc tiêu chuẩn hoá. - Đai dẹt th−ờng đ−ợc chế tạo d−ới dạng băng dài hoặc thành vòng kín. Tr−ờng hợp làm dạng băng dài, khi sử dụng đ−ợc cắt lấy chiều dài cần thiết và tiến hành nối lại thành vòng kín (dán, khâu, hoặc nối bằng các chi tiết kim loại). Cần l−u ý chất l−ợng đầu nối có ảnh h−ởng lớn đến sự làm việc của bộ truyền nhất là khi vận tốc lớn, khoảng cách trục ngắn. Ưu điểm của đai dẹt: - Dễ uốn quanh bánh đai (ứng suất uốn khi đai chạy vòng qua bánh đai nhỏ) do đó có thể giảm đ−ờng kính bánh đai. - Lực quán tính ly tâm nhỏ (do khối l−ợng đai trên một phân tố chiều dài nhỏ) vì vậy có thể dùng trong tr−ờng hợp vận tốc t−ơng đối lớn (so với đai thang). b- Dây đai thang - Tiết diện ngang hình thang cân, kích th−ớc tiết diện và chiều dài đai đã đ−ợc tiêu chuẩn hoá. Đai thang đ−ợc chế tạo thành vòng liền nên làm việc ổn định và êm hơn so với đai dẹt. - Mặt làm việc của đai là hai mặt bên, ép vào rãnh cung có tiết diện hình thang của bánh đai. Nhờ tác dụng chêm nên hệ số ma sát giữa đai và bánh đai tăng lên: f f '≈ > f ϕ sin 2 trong đó: ϕ : góc ở đỉnh tiết diện đai, thông th−ờng ϕ = 400→ f’ ≈ 3f. Do vậy khả năng tải của đai thang cao hơn nhiều so với đai dẹt. Cấu tạo của dây đai thang gồm các phần sau (hình 2.2.3): lớp sợi vải 1 hoặc lớp sợi bện 4 chịu kéo; lớp vải cao su 2 bọc quanh đai chịu mòn và lớp cao su chịu nén 3. Nh−ợc điểm của đai thang là chiều dày lớn nên không có lợi về ph−ơng diện uốn đai quanh bánh đai. Có sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Hình 2.2.3: Cấu tạo dây đai thang c- Dây đai hình l−ợc (Hình 2.2.1d) Tiết diện đai có phần trên dạng chữ nhật bên d−ới là các “ răng l−ợc”gài vào các rãnh t−ơng ứng của bánh đai. Lớp sợi (sợi vítkozơ, sợi thuỷ tinh ) là lớp chịu tải chủ yếu. Dây đai l−ợc đ−ợc chế tạo thành vòng kín với chiều dài tiêu chuẩn. Đai l−ợc kết hợp đ−ợc tính liền khối, dễ uốn của đai dẹt, với khả năng tải lớn của đai thang (do tiếp xúc trên mặt nghiêng) vì vậy loại đai này có khả năng tải cao, đ−ờng kính bánh đai nhỏ, tỷ số truyền lớn (có thể tới 15). d- Dây đai răng (Hình 2.2.1f) Đai răng đ−ợc chế tạo thành vòng kín, mặt trong có các răng hình thang phân bố đều ăn khớp với các răng trên bánh đai. 33
35. Truyền động đai răng kết hợp đ−ợc các −u điểm của truyền động đai và truyền động xích, do đó khả năng tải lớn, làm việc ít tr−ợt (không có tr−ợt hình học), tỷ số truyền lớn, lực căng ban đầu nhỏ, mặt khác ít ồn hơn truyền động xích (khe hở ăn khớp t−ơng đối nhỏ) và không đỏi hỏi bôi trơn. thông số quan trọng nhất của đai răng là mô đun. 2. Bánh đai Kết cấu bánh đai gồm 3 phần: vành, nan hoa, moayơ. Tuỳ thuộc vào kích th−ớc (đ−ờng kính bánh đai), vật liệu bánh đai ( gang, hợp kim nhôm v.v ) và loại hình sản xuất các bộ phận này có thể đúc hoặc dập liền (bánh đai nguyên), có thể ghép với nhau bằng hàn (bánh đai ghép ). Hình dạng của vành bánh đai phụ thuộc vào loại đai (Hình 2.2.4). Với đai dẹt mặt ngoài bánh đai có dạng hình trụ hoặc hình tang trống (để tránh tuột đai khi làm việc). Các kích th−ớc cơ bản gồm: Chiều dày δ = 0,005d + 3 Chiều rộng vành B = 1,1b + (10 ữ 15 ) mm, với b là chiều rộng đai xác định theo điều kiện bền. Với đai thang, đai l−ợc kích th−ớc của rãnh bánh đai đ−ợc tiêu chuẩn hoá. Góc đỉnh rãnh Φ = 34 ữ 400. Chiều rộng của bánh đai B = (z –1 )t + 2e với z -số đai hoặc số chêm; t,e-xem hình 2.2.4. Với đai răng kích th−ớc của các răng xác định theo tiêu chuẩn. Để tránh tuột đai, chiều rộng bánh nhỏ đ−ợc lấy tăng thêm 1,5 ữ 4 mm. Trong sản xuất loạt bánh đai th−ờng chế tạo bằng ph−ơng pháp đúc áp lực. Hình 2.2.4: Kết cấu bánh đai Đ3- Những vấn đề cơ sở tính toán truyền động đai 1- Quan hệ hình học chính Hình 2.2.5: Quan hệ hình học của đai 34
36. a- Đ−ờng kính bánh đai d1, d2 d1, d2 là đ−ờng kính tính toán. Với đai dẹt là đ−ờng kính ngoài cùng của bánh đai; Với đai thang, đai l−ợc là đ−ờng kính vòng tròn qua lớp trung hoà của đai. d1, d2 đã đ−ợc tiêu chuẩn hoá. d1, d2 không nên lấy quá nhỏ để tránh cho đai không bị ứng suất uốn lớn khi đai chạy vòng qua bánh đai, cũng không nên lấy quá lớn tránh cồng kềnh, d1đ−ợc xác định theo công thức thực nghiệm của Xavêrin: P 1 3 - Đai dẹt d1 = (1100 ữ 1300) 3 hoặc d1 = ( 5,2 ữ 6,4) T1 (2.2.1) n1 - Đai thang: d1 đ−ợc chọn theo bảng phụ thuộc tiết diện đai, d2 = d1u ( 1- ξ) trong đó: P1, n1, T1 - công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên trục dẫn; u - tỉ số truyền; ξ- hệ số tr−ợt. b- Góc ôm Góc ôm là góc ở tâm bánh đai choán cung tiếp xúc giữa bánh đai và dây đai. Kí hiệu α1, α2. Theo hình (2.2.5) ta có: α1 = π - β ; α2 = π + β β d − d Với β nhỏ → Sin β/ 2 ≈ → α = π - 2 1 (rad) (2.2.2) 2 1 a d − d α = π + 2 1 (rad) 2 a d − d Hay α = 1800 - 570 2 1 (độ) 1 a d − d α = 1800 + 570 2 1 (độ) 2 a Nếu α1 nhỏ sẽ ảnh h−ởng xấu đến khả năng kéo của đai, do đó đối với đai dẹt α1 cần 0 0 thoả mãn điều kiện α1 ≥ 150 . Với đai thang α1 chỉ cần thoả mãn điều kiện α1 ≥ 120 ( do tác dụng chêm của đai với rãnh bánh đai). c- Chiều dài đai (Tính qua lớp trung hoà) β d1 d2 β d1 d2 L = 2a cos + α1 + α2 = 2a cos + (π − β ) + (π + β ) 2 2 2 2 2 2 β π β L = 2a cos + (d1 + d2) + (d2 − d1) 2 2 2 - Thông th−ờng β < 350 vì vậy chỉ chú ý đến 2 số đầu của dãy khai trển sau: 2 4 β 1 ⎛ B ⎞ 1 ⎛ B ⎞ cos ≈ 1 − ⎜ ⎟ + ⎜ ⎟ 2 2 ⎝ 2 ⎠ 4 ⎝ 2 ⎠ 2 β 1 ⎛ B ⎞ β D − D Do đó thay cos ≈ 1 − ⎜ ⎟ vào biểu thức tính L với chú ý ≈ Sin β/ 2= 2 1 và 2 2 ⎝ 2 ⎠ 2 2a biến đổi ta có: π ()d − d 2 (d − d )2 π ()d − d 2 L ≈ 2a + ()d + d − 2 1 + `2 1 = 2a + ()d + d + 2 1 (2.2.3) 2 1 2 4a 2a 2 2 1 4a Với đai thang chiều dài đai L đ−ợc tiêu chuẩn hoá. d- Khoảng cách trục a Khoảng cách trục a càng nhỏ thì góc ôm α1 càng nhỏ ( tr−ờng hợp u ≠ 1 ) làm giảm khả năng tải , tần số thay đổi ứng xuất trong đai sẽ tăng ảnh h−ởng đến tuổi thọ vì vậy cần 35
37. 0 0 phải giới hạn khoảng cách trục tối thiểu amin để đảm bảo α1150 với đai dẹt và α1120 với đai thang. -Với đai dẹt amin (1,5 ữ 2)( d1+ d2); Hệ số 1,5 dùng cho bộ truyền quay nhanh. Hệ số 2 dùng cho bộ truyền vận tốc trung bình. -Với đai thang amin0,55( d1+ d2)+h. Tuy nhiên nếu khoảng cách trục quá lớn thì khuôn khổ kích th−ớc bộ truyền cồng kềnh và dao động ngang của đai sẽ lớn ảnh h−ởng lớn đến sự làm việc (nhất là với bộ truyền đai thang, vì vậy với bộ truyền đai thang a max= 2 (d1 + d2) Khi thiết kế từ khoảng cách trục a đã chọn ta xác định chiều dài L theo công thức (2.2.3) và làm tròn theo tiêu chuẩn ( với đai thang). Trị số a, L phải thoả mãn điều kiện số vòng chạy của đai trong 1 giây i không quá lớn (do yêu cầu về tuổi thọ): v i = (1/s) L - Với đai dẹt i = 3 ữ 5; - Với đai thang, đai l−ợc i= 20 ữ 30. Khi cần tính khoảng cách trục a theo L ta biến đổi (2.2.3) và có: 2L − π(d + d ) + [2L − π(d + d )]2 −8()d − d 2 a = 2 1 2 1 2 1 (2.2.4) 8 2- Lực tác dụng a- Lực căng trên dây đai Để tạo ra lực ma sát giữa dây đai và bánh đai cần căng đai với lực căng ban đầu F0. Khi bộ truyền làm việc, bánh dẫn chịu tác dụng của mô men xoắn T1, trong nhánh dẫn lực căng tăng lên thành F1 và trong nhánh bị dẫn lực sẽ giảm xuống còn F2. Từ điều kiện cân bằng của bánh đai khi làm việc: d T = 1 (F − F ) 1 2 1 2 Hiệu số F1- F2 chính là lực có ích và gọi là lực vòng Ft 2T1 Ft = F1 − F2 = (2.2.5) d1 với d1- đ−ờng kính bánh bị dẫn (mm); Để tìm ra quan hệ giữa lực căng ban đầu F0 với các lực F1 và F2 , ta bỏ qua lực ly tâm và giả thiết vật liệu đai tuân theo định luật Húc. Vì chiều dài đai khi làm việc và khi ch−a làm việc không đổi nên nếu nhánh dẫn dãn thêm một l−ợng ∆L thì nhánh bị dẫn sẽ co vào một l−ợng ∆L. Gia số biến dạng ∆L do gia số lực ∆F gây nên vì vậy l−ợng tăng, giảm ∆F trên hai nhánh là nh− nhau, do đó: F1 = F0+ ∆F F2= F0 - ∆F do vậy: F1+ F2 = 2F0 (2.2.6) Từ (2.2.5)và (2.2.6) suy ra: Ft Ft F = F + , F = F - (2.2.7) 1 0 2 2 0 2 Để xác định F1 và F2 ta sử dụng kết quả bài toán của Ơle cho dây đai tr−ợt trên mặt trụ. Xét tr−ờng hợp đai thang. Từ điều kiện cân bằng của phân tố đai KL , xác định bởi góc ở tâm dα , ta có tổng hình chiếu của các lực lên trục x và y nh− sau: dα dα dF ϕ x = Fsin + (F + dF)sin − 2 n sin − dF = 0 ∑ 2 2 2 2 lt dα dα ϕ x = F + (F + dF) − dF sin − dF = 0 ∑ 2 2 n 2 lt 36
38. F2 a) F t α dFlt F+dF b) c) dFlt dFlt F1 Hình 2.2.6:Sơ đồ xác định lực trong truyền động đai ϕ hay x ≈ Fdα − dF sin − dF = 0 (2.2.8) ∑ n 2 lt dα dα y = F cos − (F + dF)cos + fdF = 0 ∑ 2 2 n hay ∑y ≈ fdFn − dF = 0 (2.2.9) Trong đó: dFlt – lực ly tâm tác dụng lên phân tố đai KL: 2 dFlt = q m v dα (2.2.10) dF Từ (2.2.9) ta có: dF = (2.2.11) n f Thay (2.2.10) và (2.2.11) vào (2.2.8) ta có: dF ϕ Fdα − sin − q v 2 dα = 0 f 2 m f Mặt khác f'= - hệ số ma sát t−ơng đ−ơng, ta có: ϕ sin 2 dF f' dα = 2 F − q m v Tích phân hai vế của đẳng thức trên theo cả cung tr−ợt α t ta có: F1 dF αt = f' dα ∫ F − q v 2 ∫ F2 m 0 F − F hay: 1 v = ef'αt = λ (2.2.12) F2 − Fv 2 trong đó: Fv = q m v - lực căng phụ do lực ly tâm gây nên. Với đai dẹt ϕ =1800 (hình 2.2.6b) nên f’=f. Nh− vậy khả năng tải của đai dẹt khá thấp so với đai thang. 37
39. Với các bộ truyền đai có v ≤ 10 (m/s), có thể bỏ qua lực quán tính và công thức (2.2.12) có dạng thông th−ờng (gọi là công thức Ơle): F 1 = ef 'αt = λ (2.2.13) F2 Từ (2.2.5) và (2.2.12) ta có: λ F = F + F (2.2.14) 1 λ − 1 t v F F = t + F 2 λ −1 v b- Lực tác dụng lên trục bánh đai Lực tác dụng lên trục bánh đai xác định theo công thức: α F = F 2 + F 2 + 2F F cos(180 0 −α) ≈ 2F sin (2.2.15) r 1 2 1 2 0 2 với α là góc ôm của dây đai với bánh đai. 3- ứng suất trong dây đai ứng suất căng ban đầu do F0 gây nên: F σ = 0 (2.2.16) 0 A với A- diện tích tiết diện đai. Để đai bền lâu, kinh nghiệm thực tế sử dụng th−ờng lấy σ 0 = 1,2 ữ1,8 MPa. Khi đai làm việc, ứng suất trong nhánh dẫn σ 1 và nhánh bị dẫn σ 2 xác định theo: F λ σ = 1 = σ +σ 1 A λ −1 t v F σ σ = 2 = t +σ 2 A λ −1 v F q v 2 trong đó: σ = v = m - ứng suất do lực ly tâm gây nên; v A A F σ = t - ứng suất có ích. t A Ngoài các ứng suất trên, khi đai chạy vòng qua bánh đai 1 và 2, trong dây đai sẽ xuất hiện ứng suất uốn σ u1 và σ u2 . Các ứng suất này đ−ợc xác định theo định luật Húc: y σ = ε.E = max E u r trong đó: ymax – khoảng cách từ thớ đai ngoài cùng đến lớp trung hoà của đai; Với đoạn đai ôm bánh đai δ y = ; max 2 d r- bán kính cong của lớp trung hoà, r ≈ ; Hình 2.2.7: Sơ đồ xác định 2 ứng suất uốn trong dây đai ε - độ giãn dài t−ơng đối. δ δ Do vậy: σ u1 = E ; σ u2 = E . d1 d2 ứng suất trong dây đai lớn nhất tại điểm đai bắt đầu đi vào bánh nhỏ: 38
40. Hình 2.2.8: Sự phân bố ứng suất trong dây đai λ σ = σ +σ +σ (2.2.17) max λ −1 t v u1 Biểu đồ phân bố ứng suất trong dây đai trình bày trên hình 2.2.8. Khi đai làm việc mỗi phân tố đai chịu ứng suất thay đổi và ứng suất thay đổi chính là nguyên nhân gây nên sự hỏng vì mỏi của đai. Chú ý: Vì lực căng ban đầu F0 có ảnh h−ởng quan trọng đến tuổi thọ, khả năng kéo và hiệu suất bộ truyền. Mặt khác sau một thời gian làm việc đai th−ờng bị dãn thêm dẫn đến làm giảm F0, hoặc trong tr−ờng hợp khi tải Ft thay đổi cần điều chỉnh F0 cho phù hợp. Vì vậy tuỳ điều kiện cụ thể cần sử dụng một trong các ph−ơng pháp điều chỉnh lực căng đai sau: - Điều chỉnh lực căng định kỳ: bánh đai đ−ợc lắp trên trục động cơ điện, lực căng điều chỉnh định kỳ bằng cách dùng vít đẩy động cơ điện di tr−ợt trên rãnh. - Tự động điểu chỉnh lực căng: Lực căng đ−ợc giữ không đổi nhờ khối l−ợng của động cơ đặt trên tấm lắc hoặc dùng bánh căng đai (hình 2.2.2e). 4- Khả năng kéo, đ−ờng cong tr−ợt và hiệu suất a- Sự tr−ợt T−ơng tự nh− trong bộ truyền bánh ma sát, khi truyền tải trọng giữa đai và bánh đai cũng xảy ra hiện t−ợng tr−ợt đàn hồi. Nh− đã trình bày ở trên, khi bộ truyền làm việc, lực căng trên hai nhánh là khác nhau. Các phân tố đai chạy trên nhánh dẫn chịu lực là F1 , vòng qua bánh đai dẫn sang nhánh bị dẫn chịu lực F2 < F1 . Do đó độ dãn dài t−ơng đối của đai cũng giảm xuống. Kết quả là xuất hiện sự tr−ợt đàn hồi của đai trên bánh đai, nghĩa là đai chạy chậm hơn bánh dẫn. Khi phân tố đai chạy vòng qua bánh bị dẫn, độ dãn dài t−ơng đối của đai tăng lên (do lực tăng từ F2 lên F1) và Hình 2.2.9: Sự tr−ợt trong truyền động đai. xảy ra tr−ợt đàn hồi, đai chạy nhanh hơn bánh bị dẫn. Tuy nhiên tr−ợt không xẩy ra trên toàn bộ cung ôm AB và CD mà xẩy ra trên một phần các cung này: cung IB và KD (gọi là cung tr−ợt). Tải trọng cần truyền Ft càng tăng thì các cung IB và KD càng lớn, khi Ft lớn đến một giá trị nào đó các cung tr−ợt IB, KD choán hết toàn bộ các cung ôm AB và CD, trong bộ truyền xẩy ra hiện t−ợng tr−ợt trơn hoàn toàn, dây đai và bánh đai bị động đứng yên trong khi bánh chủ động vẫn quay. Tr−ợt đàn hồi làm cho vận tốc vòng trên bánh bị động giảm xuống v2 < v1. Đánh giá sự tr−ợt bằng hệ số tr−ợt ξ : 39
41. v − v ξ = 1 2 v1 với v1, v2 là vận tốc vòng của bánh 1 và 2. b- Khả năng kéo, đ−ờng cong tr−ợt và đ−ờng cong hiệu suất Khả năng kéo của bộ truyền đai d−ợc đặc tr−ng bởi lực vòng Ft hoặc mômen xoắn cần truyền T1., nó phụ thuộc vào lực căng ban dầu F0 và ma sát giữa đai và bánh đai. Thật vậy, bỏ qua ảnh h−ởng của lực ly tâm, từ các hệ thức (2.2.5), (2.2.6) và (2.2.13) ta có: 2(λ −1) F = F (2.2.18) t λ +1 0 hay Ft = 2ψF0 λ −1 trong đó: ψ = - hệ số kéo. λ +1 Nh− vậy, nếu tăng lực căng ban đầu F0 thì lực vòng Ft tăng lên. Tuy nhiên điều này cũng dẫn tới là lực F1 = F0 + 0,5Ft cũng tăng lên và tuổi thọ của đai sẽ giảm xuống. Ng−ợc lại, nếu lực căng ban đầu nhỏ, lực ma sát sinh ra giữa đai và bánh đai sẽ nhỏ và bộ truyền không thể truyền đ−ợc lực vòng Ft lớn. Trị số hợp lý của F0 đ−ợc xác định qua nghiên cứu mối liên hệ giữa hệ số kéo ψ : F σ ψ = t = t (2.2. 19) 2F0 2σ 0 với hệ số tr−ợt ξ . Bằng các thí nghiệm ng−ời ta thiết lập đ−ợc đồ thị biểu diễn mối quan hệ ξ −ψ gọi là đ−ờng cong tr−ợt và đồ thị biểu diễn mối quan hệ η −ψ gọi là đ−ờng cong hiệu suất (hình 2.2.10). ξ% Qua đồ thị đ−ờng cong tr−ợt và đ−ờng cong hiệu suất ta thấy: - Khi 0 U ψ U ψ 0 (ψ 0 gọi là hệ số kéo tới hạn), nếu tăng ψ ( tăng Ft) thì hệ số tr−ợt ξ sẽ tăng bậc nhất với ψ , hiệu suất η cũng tăng, trong bộ truyền chỉ xẩy ra hiện t−ợng tr−ợt đàn hồi. - Nếu tiếp tục tăng Ft để ψ > ψ 0 đai sẽ tr−ợt trơn từng phần, ξ tăng nhanh, η giảm. - Tiếp tục tăng Ft đến ψ = ψ max đai sẽ Hình 2.2.10: Đ−ờng cong tr−ợt bị tr−ợt trơn toàn phần ξ → ∞. và đ−ờng cong hiệu suất Kết luận : - Khi ψ nhỏ ψ ψ 0 bộ truyền làm việc quá tải, tr−ợt nhiều (ξ lớn), η nhỏ. - Khi ψ = ψ 0 bộ truyền làm việc có lợi nhất: ηmax, ψ khá lớn, ξ nhỏ. Đ4- Tính toán truyền động đai 1- Chỉ tiêu tính toán Qua nghiên cứu đ−ờng cong tr−ợt - hiệu suất, có thể thấy rằng khi ψ > ψ 0 xảy ra hiện t−ợng tr−ợt trơn, tải trọng cần truyền v−ợt quá khả năng kéo của bộ truyền đai, đai mất khả năng làm việc. Vì vậy tính đai theo khả năng kéo là chỉ tiêu tính toán chủ yếu của bộ truyền đai. Điều kiện để thoả mãn chỉ tiêu này là: 40
42. σ t ψ = ≤ψ 0 (2.2.20) 2σ 0 hay σ t U 2σ 0ψ 0. Với [σ t ]0 là ứng suất có ích cho phép, đ−ợc xác định bằng thực nghiệm. Mặt khác do tác dụng của ứng suất thay đổi, sau một số chu kỳ làm việc đai có thể bị hỏng do mỏi. Vì vậy, bên cạnh khả năng kéo, tuổi thọ cũng là một chỉ tiêu quan trọng. Qua các số liệu thực nghiệm có thể định đ−ợc trị số ứng suất có ích cho phép [σ t ] để đai có thể làm việc không bị tr−ợt trơn (đảm bảo khả năng kéo) và lâu bền. Và khi này đai đ−ợc tính toán theo điều kiện: F K σ = t d ≤ [σ ] (2.2.21) t A t Trong đó: A- diện tích tiết diện dây đai; Kd – hệ số tải trọng động (tra bảng); Ft – lực vòng (N); 2- Tính đai dẹt ứng suất có ích cho phép của đai dẹt: [σ t ] = [σ t ]0 C bCα C v (2.2.22) trong đó: [σ t ]0 - ứng suất có ích cho phép của bộ truyền đai làm việc trong điều kiện thí nghiệm tiêu chuẩn: bộ truyền nằm ngang, góc ôm α =1800 , vận tốc vòng của đai v=10 m/s, tải trọng không có va đập (tra bảng). Cb- hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền và cách căng đai (tra bảng); Cα - hệ số xét đến ảnh h−ởng của góc ôm (tra bảng); Cv – hệ số xét đến ảnh h−ởng của vận tốc (tra bảng); A- diện tích tiết diện đai dẹt; A= bδ ; 1000P F – lực vòng; F = 1 với P là công suất trên bánh chủ động (kW); t t v 1 Nh− vậy, từ (2.2.21), sau khi thay A, Ft , [σ t ] ta sẽ đ−ợc công thức xác định chiều rông b của đai dẹt: 1000P K b ≥ 1 d (2.2.23) δv[σ t ]0 Cα C vC b Trị số b sau khi tính phải đ−ợc lấy tròn theo tiêu chuẩn. 3- Tính đai thang Gọi Z là số dây đai, khi này tổng diện tích tiết diện các dây đai A là: A=Z.A1 với A1 là diện tích tiết diện mỗi dây đai, phụ thuộc loại đai. Từ (2.2.21) ta có: ZA1 Ft ≤ [σ t ] K d hoặc công suất trên bánh dẫn P1 sẽ là: Ft v zA1[σ t ] P1 = ≤ v 1000 K d 1000 z[P] P1 ≤ (2.2.24) K d trong đó: 41
43. A . V. [σ ] [P] = 1 t 1000 là công suất có ích cho phép thực tế, đ−ợc xác định theo công thức: [P] = [P0 ].Cα C uC zC l (2.2.25) với: [Po] là công suất có ích cho phép của 1 đai xác định bằng thực nghiệm ứng với đ−ờng kính xác định của bánh đai nhỏ d1 và với vận tốc v khác nhau, với điều kiện số đai 0 Z=1, tỉ số truyền u=1, góc ôm α1 =180 , chiều dài đai l0, làm việc không có va đập. Cα - hệ số kể đến ảnh h−ởng của góc ôm trên bánh đai nhỏ α1; Cu - hệ số không kể đến ảnh h−ởng của tỷ số truyền; Cz - Hệ số kể đến sự phân bố không đều trong; Cl - Hệ số kể đến ảnh h−ởng của chiều dài đai; Từ (2.2.24) và (2.2.25) ta có: P1 .Kd P1 Kd Z.Cz ≥ = (2.2.26) [P] [P0].CαCuCl Từ trị số của Z.Cz theo (2.2.29) ta tra bảng sẽ xác định đ−ợc số dây đai Z. Số dây đai không nên lấy quá 6, vì số đai càng lớn tải trọng càng phân bố không đều cho các đai, đồng thời làm tăng chiều rộng bánh đai. 4- Tính đai l−ợc: Gọi Z là số chêm của đai l−ợc, diện tích tiết diện của đai là: A .Z A= 10 10 với A10 là diện tích đai l−ợc có Z =10 (tra bảng). Tính toán t−ơng tự nh− đai thang ta có: 10P K Z = 1 d (2.2.27) [Po]Cα C uC l trong đó: [Po] - công suất có ích cho phép, đ−ợc xác định bằng thực nghiệm đối với các 0 tiết diện đai có số chêm Z =10, d1 xác định, vận tốc v khác nhau, u=1; α =180 ; L0 . Cα , Cu , Cz – nh− phần đai thang; P1 – công suất trên trục dẫn (kW). 5- Tính đai răng p Với đai răng, mô đun là thông số hình học cơ bản: m = . Giá trị của mô đun đ−ợc π xác định theo công thức: P1 m ≈ 35 3 (2.2.28) n1 - B−ớc đai răng p; Với P1 , n1 - công suất và số vòng quay trên trục dẫn. Từ thông số môdun m sẽ xác định các thông số còn lại của bộ truyền (tra bảng). 42
44. Bài 3: Truyền động bánh răng Đ1- Khái niệm chung 1. Khái niệm Truyền động bánh răng thực hiện truyền chuyển động và tải trọng nhờ sự ăn khớp của các răng trên bánh răng hoặc thanh răng. 2. Phân loại Truyền động bánh răng đ−ợc phân loại theo các đặc điểm về hình học và chức năng. d) e) a) b) c) f) g)h)i) Hình 2.3.1 Các loại truyền động bánh răng Theo vị trí t−ơng đối giữa các trục phân ra: - Truyền động giữa các trục song song: Truyền động bánh răng trụ răng thẳng, răng nghiêng và chữ V (hình 2.3.1a,b,c). - Truyền động giữa các trục cắt nhau: Truyền động bánh răng côn răng thẳng, răng nghiêng và cung tròn (hình 2.3.1f,g). - Truyền động giữa các trục chéo nhau (truyền động hypebôlôit): Truyền động bánh răng trục chéo, truyền động bánh răng côn chéo (truyền động hypôit)(hình 2.3.1d,e). Theo tính chất di động của các đ−ờng tâm bánh răng phân ra: - Truyền động bánh răng th−ờng: đ−ờng tâm các bánh răng cố định. - Truyền động bánh răng hành tinh: có ít nhất một đ−ờng tâm của một bánh răng di động. Theo ph−ơng của răng so với đ−ờng sinh phân ra: - Truyền động bánh răng thẳng. - Truyền động bánh răng nghiêng, răng cong (truyền động bánh răng côn răng cong). Theo vị trí tâm bánh răng so với tâm ăn khớp phân ra: - Truyền động bánh răng ăn khớp ngoài: tâm các bánh răng ở hai phía so với tâm ăn khớp. - Truyền động bánh răng ăn khớp trong (hình 2.3.1h): tâm các bánh ở cùng một phía so với tâm ăn khớp. Theo dạng prôfin răng phân ra: - Truyền động bánh răng thân khai. 43
45. - Truyền động bánh răng xyclôit. - Truyền động bánh răng Novikov (cung tròn). Truyền động bánh răng thân khai đ−ợc sử dụng nhiều hơn cả vì vận tốc tr−ợt nhỏ nên tổn thất do ma sát ít, hiệu suất cao; bán kính cong ở vùng tiếp xúc đủ lớn nên khả năng tải lớn đồng thời dụng cụ cắt có cạnh thẳng, dễ đảm bảo độ chính xác cao. Phần này chỉ trình bày về bánh răng thân khai. Theo điều kiện làm việc của bộ truyền phân ra: - Truyền động bánh răng chịu lực: dùng để truyền công suất, kích th−ớc xác định theo độ bền. - Truyền động bánh răng không chịu lực: chỉ thực hiện các chức năng về động học, kích th−ớc không cần xác định theo độ bền. Để biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và ng−ợc lại ng−ời ta dùng truyền động bánh răng - thanh răng. Một số bánh răng đặc biệt nh− bánh răng Rút, bánh răng không tròn v.v . 3. Ưu nh−ợc điểm và phạm vi sử dụng So với các kiểu truyền động khác, truyền động bánh răng có những −u điểm: - Kích th−ớc nhỏ, khả năng tải lớn. - Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy. - Hiệu suất cao, có thể đạt 0,97 ữ 0,99. - Tỉ số truyền không đổi. Nh−ợc điểm: - Chế tạo phức tạp, yêu cầu độ chính xác cao. - Gây ồn khi vận tốc lớn. Phạm vi sử dụng: Sử dụng rất rộng rãi: từ đồng hồ, khí cụ đến các máy hạng nặng. Phạm vi sử dụng lớn về công suất, tốc độ và tỉ số truyền (V tới 200 m/s, P tới hàng chục nghìn kW, tỉ số truyền lớn hàng trăm, thậm chí hàng nghìn trong một số cấp). Đ2- Đặc điểm ăn khớp của bộ truyền bánh răng và kết cấu bánh răng 1. Các thông số cơ bản a- Mô đun ăn khớp Mô đun là thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng: p m = (2.3.1) π p- b−ớc răng trên mặt trụ chia. Điều kiện để các bánh răng thân khai ăn khớp đúng với nhau là chúng phải đ−ợc cắt bằng cùng một dao. Khi này chúng sẽ có cùng mô đun (và cùng góc áp lực trên vòng chia). Mô đun đ−ợc tiêu chuẩn hoá (từ 0,05 ữ 100mm) để hạn chế số l−ợng dao cắt bánh răng . Mô đun tiêu chuẩn của bánh răng trụ răng thẳng là mô đun ngang m, răng nghiêng là mô đun pháp mn , của bánh răng côn răng Hình 2 3 2. Các thông số cơ bản thẳng là mô đun mặt mút lớn mte, của bánh của bộ truyền bánh răng. răng côn răng không thẳng là mô đun pháp trung bình mnm. b- Số răng Z1, Z2 Có quan hệ theo biểu thức: 44