3.2.Truyen dong banh rang 3.2.1- Khai niem,uu nhuocdiem, pham vi su dung...

3.2.Truyền động bánh 3.2.1- Khái niệm, ưu nhược điẻm, phạm vi sử dụng Khái niệm Truyền động bánh thực truyền chuyển động tải trọng nhờ ăn khớp bánh Phân loại Truyền động bánh phân loại theo đặc điểm hình học chức d) a) b) f) e) c) g) h) i) Hình 3.2.1 Các loại truyền động bánh Theo vị trí tương đối trục phân ra: - Truyền động trục song song: Truyền động bánh trụ thẳng, nghiêng chữ V (hình 3.2.1a,b,c) - Truyền động trục cắt nhau: Truyền động bánh côn thẳng, nghiêng cung tròn (hình 3.2.1f,g) - Truyền động trục chéo (truyền động hypebôlôit): Truyền động bánh trục chéo, truyền động bánh côn chéo (truyền động hypôit)(hình 3.2.1d,e) Theo tính chất di động đường tâm bánh phân ra: - Truyền động bánh thường: đường tâm bánh cố định - Truyền động bánh hành tinh: có đường tâm bánh di động Theo phương so với đường sinh phân ra: - Truyền động bánh thẳng - Truyền động bánh nghiêng, cong (truyền động bánh côn cong) Theo vị trí tâm bánh so với tâm ăn khớp phân ra: - Truyền động bánh ăn khớp ngoài: tâm bánh hai phía so với tâm ăn khớp - Truyền động bánh ăn khớp (hình 3.2.1h): tâm bánh phía so với tâm ăn khớp Theo dạng prôfin phân ra: - Truyền động bánh thân khai - Truyền động bánh xyclôit - Truyền động bánh Novikov (cung tròn) 66 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí Truyền động bánh thân khai sử dụng nhiều vận tốc trượt nhỏ nên tổn thÊt ma s¸t Ýt, hiƯu st cao; b¸n kÝnh cong vùng tiếp xúc đủ lớn nên khả tải lớn đồng thời dụng cụ cắt có cạnh thẳng, dễ đảm bảo độ xác cao Phần trình bày bánh thân khai Theo điều kiện làm việc truyền phân ra: - Truyền động bánh chịu lực: dùng để truyền công suất, kích thước xác định theo độ bền - Truyền động bánh không chịu lực: thực chức động học, kích thước không cần xác định theo độ bền Để biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến ngược lại người ta dùng truyền động bánh - Một số bánh đặc biệt bánh Rút, bánh không tròn v.v Ưu nhược điểm phạm vi sử dụng So với kiểu truyền động khác, truyền động bánh có ưu điểm: - Kích thước nhỏ, khả tải lớn - Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy - Hiệu suất cao, đạt 0,97 0,99 - Tỉ số truyền không đổi Nhược điểm: - Chế tạo phức tạp, yêu cầu độ xác cao - Gây ồn vận tốc lớn Phạm vi sư dơng: Sư dơng rÊt réng r·i: tõ ®ång hồ, khí cụ đến máy hạng nặng Phạm vi sử dụng lớn công suất, tốc độ tỉ sè trun (V tíi 200 m/s, P tíi hµng chơc nghìn kW, tỉ số truyền lớn hàng trăm, chí hàng nghìn số cấp) 3.2.2- Các thông số bản, kết cấu bánh Các thông số a- Mô đun ăn khớp Mô đun thông số truyền bánh răng: p m= (3.2.1) p- bước mặt trụ chia Điều kiện để bánh thân khai ăn khớp với chúng phải cắt dao Khi chúng có mô đun (và góc áp lực vòng chia) Mô đun tiêu chuẩn hoá (từ 0,05 100mm) để hạn chế số lượng dao cắt bánh Mô đun tiêu chuẩn bánh trụ thẳng mô đun ngang m, nghiêng mô đun pháp mn , bánh côn thẳng mô đun mặt mút lớn mte, bánh côn không thẳng mô đun pháp trung bình mnm b- Số Z1, Z2 Có quan hệ theo biểu thức: n d mZ Z u=   n2 d1 mZ1 Z Hình 3.2 Các thông số truyền bánh (3.2.2) 67 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí c- Góc ăn khớp Là góc hợp đường ăn khớp phương vận tốc tâm ăn khíp (vu«ng gãc víi O1 O2) Gãc pr«fin sinh: Thanh dùng để tạo thành phôi gọi sinh Góc prôfin sinh (góc prôfin sinh) tiêu chuẩn: = 200 d- Sự dịch chỉnh bánh hệ số dịch dao Dịch chỉnh bánh nhằm cải thiện vài đặc tính ăn khớp, để đạt khoảng cách trục cho trước, thực cách dùng đoạn thân khai khác vòng tròn sở làm cạnh Bánh gọi bánh dịch chỉnh Khi cắt bánh dịch chỉnh, đường trung bình dao không tiếp xúc với đường chia bánh Khoảng cách đường trung bình đường chia xm, với m mô đun, x gọi hệ số dịch chỉnh Trường hợp bánh dịch chỉnh dương: dao lùi xa tâm phôi, x > (đường trung bình không cắt đường chia) Dịch chỉnh dương làm tăng chiều dày chân góc ăn khớp, làm tăng sức bền uốn sức bền tiếp xúc song làm nhọn giảm hệ số trùng khớp, không nên chọn x lớn Trường hợp bánh dịch chỉnh âm: Khi dao tiến gần tâm phôi, x < (đường trung bình cắt đường chia) Dịch chỉnh âm làm dạng thay đổi ngược lại Với cặp bánh răng, ta có: - Cặp bánh tiêu chuẩn: x1=x2=0 - Cặp bánh dịch chỉnh đều, x1 = -x2 Khi này, bánh nhỏ dịch chỉnh dương x1 > 0, bánh lớn dịch chỉnh âm x2 < Khi dịch chỉnh đều, khoảng cách trục góc ăn khớp không thay đổi - Cặp bánh dịch chỉnh gãc: xt = x1 + x2  Th­êng xt > x1> 0, x2> Khi dịch chỉnh góc, khoảng cách trục góc ăn khớp thay đổi (tănglên: aw > a, w > ) Hệ sè trïng khíp HƯ sè trïng khíp ngang  lµ tỉ số chiều dài cung ăn khớp g với bước trăng cung pb: g = với pb - bước vòng sở pb a) Bánh trụ thẳng Do vào khớp suốt chiều dài nên muốn truyền chuyển động liên tục, trước đôi khớp, đôi đà phải vào khớp Như vậy, hệ số trùng khớp phải lớn 1: g =  >  g =  pb > pb pb b b Trong trình làm việc, tồn thời điểm ăn a a khớp đôi hai đôi (hình 3.2.2): Khi đôi aa tiếp xúc đôi bb tiếp xúc (vùng ăn khớp hai đôi) Khi đôi aa di b chun tíi aa’ th× bb di chun tíi bb’ Trong khoảng b a thời gian từ đôi thứ aa khớp đến đôi tiếp a theo vào khớp, truyền có đôi bb ăn khớp (vùng ăn khớp đôi) Nếu bước sở pb prôfin chế tạo Hình 3.2.3 Bánh thẳng có thời xác tải trọng đôi truyền tỉ lệ thuận điểm ăn khớp đôi hai đôi với độ cứng đôi tiếp xúc (Độ cứng đôi tải trọng làm cho điểm tiếp xúc chuyển vị đơn vị dài) Trị số tính gần đúng: 68 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật C¬ së, Khoa C¬ khÝ bw px   1   cos   = 1,88  3,2  (3.2.3) Z Z     với - góc nghiêng (răng thẳng: = 0) b) Bánh trụ nghiêng bánh nghiêng, c c b b a a a a c b b không hướng theo c đường sinh mà làm với đường sinh góc a Khác với thẳng, bánh a c c’ c c’ b b a a’ b b’ nghiêng không vào tiếp g pbt xúc toàn chiều dài mà vào pbt g khớp dần dần, đường tiếp xúc lan dần b) a) chiều dài răng, đôi phía trước khớp H ình 3.2.4: Bánh nghiêng có đôi hai đôi ăn khớp phía sau vào khớp hệ số trùng khớp ngang < nhiêu (hình 3.2.4a) Bánh ngiêng có hai đôi ăn khớp kể c¶ hƯ sè trïng khíp ngang g   nhỏ ( = < 1), miễn ®¶m b¶o hƯ sè trïng khíp däc   lín (hình 3.2.4b): p bt b b b   w  w tg  w sin   víi px lµ b­íc däc, pn =  mn bước pháp: p x p bt m n pn = px sin Thùc tÕ nªn lÊy  1,1 Độ xác truyền bánh Tiêu chuẩn Việt Nam qui định 12 cấp xác chế tạo truyền bánh theo thứ tự có độ xác giảm dần từ 12 (th­êng sư dơng cÊp chÝnh x¸c 6, 7, 8, 9) Mỗi cấp đặc trưng ba tiêu: - Mức xác động học - Mức xác làm việc êm - Mức tiếp xúc Để tránh kẹt răng, TCVN qui định dạng khe hở theo thø tù A, B, C, D, E, H cã khe hở giảm dần Mức H - khe hở không Ngoài tiêu chuẩn qui định dung sai khoảng cách trục, độ nghiêng trục thông số khác Khi chọn cấp xác cần vào vận tốc vòng phạm vi sử dụng truyền Kết cấu bánh Kết cấu bánh phụ thuộc vào kích thước bánh Hình 3.2.5: Kiểm tra điều kiện liền trục (đường kính d), qui mô sản xuất bánh phương pháp lắp với trục Nếu đường kính bánh d150mm, bánh chế tạo liền khối, không khoét lõm (hình 3.2.6a,b,c) Nếu cần tăng độ đồng tâm vành mỏng: x x 69 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí x 2,5m bánh trụ (m mô đun); x 1,6 mte bánh côn (mte mô đun mặt mút lớn) bánh chế tạo liền trục (hình 3.2.5) Khi đường kính bánh d600mm, bánh thường khoét lõm để giảm khối lượng, tăng khả đồng tính nhiệt luyện, dễ gá kẹp vận chuyển (hình 3.2.6 d, e, f, g) Khi ®­êng kÝnh lín: d > 600mm, ®Ĩ tiÕt kiệm thép tốt, bánh thường chế tạo vành riêng thép tốt lắp vào lõi thép thường gang Mối ghép có độ dôi bắt vít Khi đường kính bánh lớn (> 3000mm) vành ghép từ mảnh (3 mảnh) Các bánh nhỏ chế tạo từ phôi rèn, dập, từ phôi đúc cán Bánh lớn chế tạo từ phôi đúc hàn Chọn mối ghép cho bánh trục vào tải trọng cần truyền tần số tháo lắp a) b) c) d) e) Hình 3.2 6: Kết cấu bánh f) g) 3-3.2 Lực tác dụng dạng hỏng Tải trọng truyền động bánh a- Lực tác dụng ăn khớp Khi làm việc chỗ tiếp xúc hai xuất lực ma sát Fms lực pháp tuyến qn phân bố theo chiều dài tiếp xúc Bỏ qua ảnh hưởng lực ma sát Fms hệ số ma sát nhỏ coi tải trọng phân bố đặt tập trung điểm chiều rộng vành Lực pháp tuyến toàn phần tác dụng Fn nằm mặt phẳng ăn khớp có phương vuông góc hướng vào mặt làm việc a.1) Lực tác dụng truyền bánh trụ thẳng Lực pháp tuyến toàn phần Fn phân hai thành phần vuông góc: Lực vòng Ft lực hướng tâm Fr: Fn  Ft  Fr 2T1 2T  Ft  (3.2.4) d w1 d w2 Fr1  Ft1 tg w  Fr  Ft tg w Ft Ft Fn1   Fn  Hình 3.2.7: Lực tác dụng truyền cos w cos w với T1, T2 mô men xoắn trục dẫn bị dẫn; bánh trụ thẳng dw1 , dw2 đường kính vòng lăn bánh dẫn bị dẫn; w - góc ăn khớp vòng lăn Ft1 70 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí Lực vòng Ft có phương tiếp tuyến với bán kính quay, có chiều ngược chiều quay bánh chủ động, chiều quay với bánh bị động Lực hướng tâm Fr có phương hướng theo bán kính, có chiều hướng vào tâm bánh a.2) Lực tác dụng truyền bánh trụ nghiêng Trên hình vẽ thể lực pháp tuyến Fn nằm mặt phẳng pháp tuyến vuông góc với cạnh Lực Fn phân ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr lực dọc trơc Fa (h×nh 3.2.8): Fn  Ft  Fr  Fa a) b) Hình 3.2.8 Lực tác dụng truyền bánh trụ nghiêng 2T1 2T Ft  d w1 d w2 F tg nw F tg nw Fr1  t1  Fr  t cos  w cos  w Fa1  Ft tg w  Fa  Ft tg w (3.2.5) Ft Ft Fn   Fn  cos  w cos  wn cos  w cos  wn víi w góc nghiêng đo mặt trụ lăn nw góc ăn khớp mặt phẳng pháp tun Lùc däc trơc Fa cã ph­¬ng song song víi trục, chiều hướng vào bề mặt làm việc (mặt tiếp xúc) Mặt làm việc mặt trước bánh chủ động, mặt sau bánh bị động a.3) Lực tác dụng truyền bánh côn Lực pháp tuyến Fn phân ba thành phần vuông góc (hình 3.2.9):  Fn  Ft  Fr  Fa Ft1  2T1 2T  Ft  d m1 d m2 Fr1 = F1’cos1 = Ft1tgcos1  Fa2 = F2’sin2 = Ft2sin2 tg Fa1 = F1’sin1 = Ft1sin1 tg  Fr2 = F2’cos2 = Ft2tgcos2 F F Fn1 = t1  Fn2 = t cos  cos  Ft1 (3.2.6) 71 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí F Hình 3.2.9 Lực tác dụng truyền bánh côn với dm1, dm2 - đường kính trung bình bánh côn dẫn bị dẫn Lực dọc trục Fa có phương dọc trơc, chiỊu h­íng tõ mót nhá sang mỈt mót lín b- Tải trọng riêng - Hệ số tải trọng truyền động bánh Tải trọng phân bố không chiều dài cho răng, đồng thời ăn khớp chịu thêm tải trọng động phụ làm tải trọng riêng thực tế tăng lên so với tải trọng danh nghĩa FK qH = KH qn = n H (3.2.7) H FK qF = K F q n = n F (3.2.8) F ℓH, ℓF - chiỊu dµi tiÕp xóc KH, KF - hệ số tải trọng tính độ bền tiếp xúc độ bền uốn: KH = KH KH KHV (3.2.9) KF = KF KF KFV (3.2.10) b.1- Sự phân bố không tải trọng truyền động bánh Tải trọng phân bố truyền chế tạo xác trơc víi ỉ tut ®èi cøng.Trong thùc tÕ, biÕn dạng đàn hồi trục, ổ, vỏ máy thân a) bánh răng, sai số chế tạo d) lắp ráp nên ăn khớp tiếp xúc không làm tải trọng phân bố không e) chiều rộng vành b) f) Sự phân bố tải trọng không phụ thuộc vào vị trí bánh so với ổ, g) chiều rộng tương đối c) b vành (tỉ số w ), khả Hình 3.2.10: Biến dạng đàn hồi làm tải trọng phân bố dw không chiều dài tiếp xúc chạy mòn (độ 72 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí rắn mặt răng) (hình 3.2.10a,b, c): Nếu tuyệt đối cứng, chúng tiếp xúc mặt mút, song biến dạng đàn hồi, tiếp xúc toàn chiều dài tải trọng phân bố không biến dạng khác đoạn (hình 3.2.10d, e, f) Tỉ số tải trọng riêng cực đại qmax với tải trọng riêng trung bình qm gọi hệ số phân bố tải không chiều rộng vành KH: q KH = max (3.2.11) qm T­¬ng tù, tÝnh vỊ søc bền uốn, dùng hệ số phân bố tải không KF , tỉ số ứng suất uốn lớn chân tải trọng phân bố không ứng suất uốn tải phân bố Các biện pháp để giảm tập trung tải trọng: - Tăng độ cứng trục, ổ - Cố gắng không bố trí bánh công xôn không đối xứng - Chế tạo có dạng hình trống, vát mép đầu (Hình 3.2.10 g) Với truyền bánh nghiêng có từ hai đôi ăn khớp trở lên, có phân bố tải không đôi đồng thời ăn khớp Do sai số bước phương răng, cặp tiếp xúc, cặp lại có khe hở nên không chịu lực, chiều dài tiếp xúc thực tế phần chiều dài tiếp xúc lý thuyết Khi chịu lực nhờ biến dạng mà khe hở giảm song tải trọng phân bố không Kể đến điều này, dùng hệ số phân bố tải không KH tính theo ®é bỊn tiÕp xóc vµ KF tÝnh theo ®é bền uốn b.2- Tải trọng động ăn khớp Khi ăn khớp, điểm tiếp xúc di chuyển cạnh nên khoảng cách từ điểm tiếp xúc đến trục quay bánh thay đổi, độ cứng tiếp xúc thay đổi Do độ cứng tiếp xúc thay đổi, sai số bước vòng sở sai số prôfin nên bánh dẫn quay đều, bánh bị dẫn quay không làm tỉ số truyền thay đổi gây tải trọng động ăn khớp (hình 3.2.11) Gọi qV tải trọng động riêng (tải trọng đơn vị dài) pb1 qt tải trọng riêng pb2 q tải trọng riêng toàn phần q q = qt + qv = qt(1 + v ) = qtKv pb1 qt pb2 q víi KV = (1 + V ) lµ hƯ sè Hình 3.2.11 Sai số bước gây tải trọng động qt tải trọng động Khi tính bánh theo độ bền tiếp xúc độ bền uốn, hệ số tải trọng động xác định sau: H b w d w1 KHV = + (3.2.12) 2T1K H H H  F b w d w1 2T1K F H F Trong ®ã:  H,  F - c­êng ®é t¶i träng ®éng aw  H - H g0 v u aw  F = F g0 v u KFV = + (3.2.13) (3.2.14) (3.2.15) 73 Ngô văn QuyÕt, Bé mon Kü thuËt C¬ së, Khoa C¬ khÝ H, F - hệ số kể đến ảnh hưởng loại (thẳng, nghiêng) g0 - hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước (bảng) aw, u, v khoảng cách trục, tỉ số truyền vận tốc vòng truyền Các dạng hỏng tiêu tính toán a- Các dạng hỏng Truyền động bánh có dạng hỏng chủ yếu sau: a.1- GÃy GÃy dạng hỏng nguy hiểm tác dụng lâu dài ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ tải GÃy làm truyền khả a) b) làm việc, nhiều làm hỏng Hình 3.2.12: Gẫy chi tiÕt m¸y kh¸c nh­ trơc, ỉ VÕt g·y th­êng bắt đầu chân răng, chỗ góc lượn phía chịu kéo, nơi tập trung ứng suất (Hình 3.2.12) Với nghiêng chữ V, thường gÃy theo tiết diện xiên đường tiếp xúc nằm chếch từ chân lên đỉnh Để tránh dạng hỏng cần tính theo độ bền mỏi uốn, kiểm nghiệm ứng suất uốn tải theo điều kiện bền tĩnh Có thể tăng sức bền uốn cho cách: tăng mô đun, dịch chỉnh bánh răng, nhiệt luyện, tăng bán kính góc lượn chân nâng cao độ nhẵn góc lượn chân a.2- Tróc mỏi bề mặt răng: Là dạng hỏng bề mặt chủ yếu truyền bôi trơn tốt Tróc tác dụng cđa øng st tiÕp xóc thay ®ỉi theo chu kú Tróc thường bắt đầu vùng gần tâm ăn khớp (về phía chân răng) ứng suất tiếp xúc H lớn thường có đôi ăn khớp lực ma sát lớn Tróc xẩy phần chân phần này, ăn khớp dầu bị nén từ miệng vào vết nứt, bị ép lại làm cho vết nứt phát triển, gây tượng tróc (hình 3.2.13) Hình 2.3.13: Tróc Tróc có hai dạng: - Tróc thời: Là tróc xuất thời gian ngắn dừng lại Thường xảy truyền có độ rắn thấp (HB 350) - Tróc lan: Vết tróc luôn phát triển, lan khắp bề mặt chân răng, dẫn đến phá hỏng toàn bề mặt chân Tróc làm mặt nhẵn, dạng bị méo mó, tải trọng động tăng, không hình thành màng dầu bôi trơn, bị mòn xước nhanh, truyền nóng, rung ồn Để tránh tróc rỗ cần tính theo độ bền mỏi tiếp xúc, tăng độ rắn mặt nhiệt luyện, tăng góc ăn khớp dịch chỉnh góc, nâng cao độ xác chế tạo độ nhẵn bề mặt a.3- Mòn Xảy truyền bôi trơn không tốt truyền hở truyền kín có hạt mài mòn rơi vào Răng bị mòn nhiều đỉnh chân vận tốc trượt lớn Mòn làm dạng thay đổi, tải trọng động tăng, tiết diện giảm làm gÃy Để giảm mòn dùng biện pháp: Nâng cao độ rắn độ nhẵn mặt răng, giữ không cho hạt mài mòn rơi vào, giảm vận tốc trượt cách dịch chỉnh, dùng dầu bôi trơn thích hợp a.4- Dính Thường xảy truyền chịu tải lớn, vận tốc cao Nhất cặp bánh vật liệu không bề mặt Do chỗ tiếp xúc nhiệt độ sinh cao dẫn đến 74 Ngô văn QuyÕt, Bé mon Kü thuËt C¬ së, Khoa C¬ khÝ phá huỷ màng dầu bôi trơn làm tiếp xóc trùc tiÕp víi Khi chun ®éng ®iỊu kiện nhiệt độ áp suất cao, mảnh kim loại bị dứt khỏi bề mặt bánh bám lên bề mặt bánh gây dính Dính làm bề mặt bị xước, dạng bị hỏng Để tránh dính cần phối hợp cặp vật liệu thích hợp, hiệu dùng dầu chống dính Ngoài dùng biện pháp giống chống mòn Ngoài bốn dạng hỏng trên, truyền động bánh xuất dạng hỏng: - Biến dạng dẻo bề mặt: xảy với bánh thép có độ rắn thấp, chịu tải nặng, vận tốc thấp - Bong bề mặt răng: xảy bánh thấm bon, thấm ni tơ bề mặt chất lượng nhiệt luyện kém, chịu tải lớn b- Chỉ tiêu tính Từ dạng hỏng trên, để bánh làm việc lâu dài, cần tính toán bánh theo tiêu sau: - Tính độ bền tiếp xúc nhằm tránh tróc rỗ mỏi chủ yếu, hạn chế mòn dính theo điều kiện: H [H], với [H] ứng suất tiếp xúc cho phép xác định từ thực nghiệm, áp dụng với truyền kín, bôi trơn đầy đủ - Tính độ bền uốn đề tránh gÃy răng, xuất phát từ điều kiện: F [F], áp dụng với truyền hở bôi trơn - Kiểm nghiệm tải đề phòng gÃy giòn biến dạng dẻo bề mặt Vật liệu, nhiƯt lun vµ øng st cho phÐp a- VËt liƯu nhiệt luyện Yêu cầu vật liệu chế tạo bánh răng: - Có đủ độ bền tiếp xúc độ bền uốn - Dễ gia công cắt gọt đạt độ xác độ nhám cần thiết Các loại vật liệu: Thường sử dụng thép, gang chất dẻo để chế tạo bánh Trong thép sử dụng nhiều - Thép chế tạo bánh chia thành hai nhóm dựa theo độ rắn, công nghệ chế tạo, khả tải khả chạy mòn: Nhóm I: Vật liệu có độ rắn HB 350, nhiệt luyện thường hoá cải thiện Do độ rắn thấp nên cắt sau cải thiện, không cần dùng nguyên công gia công tinh đắttiền (mài, mài nghiền), bánh có khả chạy mòn tốt Để tăng khả chạy mòn nªn chän: HB1 = HB2 + (30  50) VËt liệu nhóm sử dụng rộng rÃi cho truyền chịu tải nhỏ trung bình bé trun kÝch th­íc lín khã nhiƯt lun s¶n suất đơn loạt nhỏ Các vật liệu hay dïng lµ thÐp 40, 45, 40X, 40XH Nhãm II: Vật liệu có độ rắn HB > 350 (thường sử dụng đơn vị HRC), nhiệt luyện bề mặt, thấm bon, ni tơ thấm xyanua, đạt tới 50 60 HRC Do có độ rắn cao, khó cắt nên thường nhiệt luyện sau cắt làm cho bị cong vênh, cần phải sử dụng nguyên công gia công tinh đắt tiền mài, mài nghiền Đồng thời, bánh có khả chạy mòn nên cần nâng cao độ xác chế tạo, tăng độ cứng trục, ổ cần vát đỉnh Vật liệu nhóm thường sử dụng cho truyền chịu tải lớn Khi dùng vật liệu nhóm thường chọn mác thép độ rắn hai bánh - Bánh làm b»ng thÐp thÊm than hay dïng c¸c vËt liƯu nh­: 18, 20X, 12XH3A v.v - Bánh làm thép thấm ni tơ hay dùng vật liệu như: 38XMA, 35XMA, 30XH2MA v.v - Bánh làm thÐp thÊm xinua hay dïng c¸c vËt liƯu nh­: 35X, 40X, 25XM, 25XT, 30XT Ngoài dùng thép đúc (35, 45) để chế tạo bánh có kích thước lớn 75 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí - Bánh gang rẻ, bị dính, làm việc tốt điều kiện bôi trơn song khả chịu va ®Ëp kÐm Th­êng sư dơng c¸c bé trun ®Ĩ hở chịu tải nhỏ - Bánh vật liệu phi kim loại (chất dẻo, tếch tô lit) có khối lượng nhỏ, không gỉ, làm việc êm, không ồn độ bền không cao nên kích thước tương đối lớn, giá thành chế tạo cao dùng cấu truyền lực b- ứng suất cho phép b.1- øng st tiÕp xóc cho phÐp Khi tÝnh ®é bỊn mái tiÕp xóc, øng st tiÕp xóc cho phÐp [H] xác định theo công thức sau: lim [H] = H KHLZRZVKxH (3.2.16) SH  lim - giới hạn mỏi tiếp xúc mặt ứng với số chu kỳ sở, phụ thuộc vào H vật liệu nhiệt luyện (giới hạn mỏi dài hạn) SH - hƯ sè an toµn (sỉ tay) ZR - hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt (sổ tay) ZV - hệ số kể đến ảnh h­ëng cđa vËn tèc vßng (sỉ tay) KxH - hƯ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh (sổ tay) KHL - hệ số tuổi thọ, xác định theo c«ng thøc: N KHL = m H H (3.2.17) N HE víi mH - bËc ®­êng cong mái tiÕp xóc: mH = NH0 - sè chu kú sở tính độ bền tiếp xúc: NH0 = 30 HB2,4 (3.2.18) NHE - sè chu kú chÞu tải xét: Khi tải tĩnh: NHE = 60 c n t (3.2.19) ®ã: c, n, t số lần ăn khớp vòng quay, số vòng quay phút tổng số làm việc bánh Khi tải thay ®æi theo bËc: mH    NHE =   Hi  N i '    H max  Ni’ - sè chu kú chia t¶i ë chÕ ®é thø i: Ni’ = 60 C niti mH - bËc ®­êng cong mái tiÕp xóc: mH = mH  T  hc NHE = 60 c   i  n i t i (3.2.20) T   max  ni, ti - sè vßng quay mét vµ sè giê lµm viƯc ë chÕ độ ứng với mô men xoắn Ti Tmax - mô men xoắn lớn Nếu NHE NH0 lấy KHL=1 Với truyền bánh thẳng: ứng suất tiếp xúc cho phép lấy giá trị nhỏ hai øng suÊt: [H] = ( [H1] , [H2]) Víi truyền bánh nghiêng: ứng suất tiếp xúc cho phép lấy giá trị trung bình cộng hai øng suÊt [H] = 0,5([H1] + [H2]) (3.2.21) nh­ng kh«ng vượt 1,25[H]min bánh trụ 1,15[H]min bánh côn b.2- ứng suất uốn cho phÐp 0 [F]= F lim KFL YR YS KFe KxF (3.2.22) SF 76 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật C¬ së, Khoa C¬ khÝ  lim - giíi hạn mỏi uốn ứng với số chu kỳ sở F SF - hệ số an toàn YR - hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng; YS - hệ số xét đến ảnh hưởng ®é nh¹y cđa vËt liƯu víi tËp trung øng st; KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng việc đặt tải; KxF - hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh KFL - hệ số tuổi thọ, xác định theo công thức: N KFL = m F F0 (3.2.23) N FE mF - bËc ®­êng cong mái uèn: mF = HB  350 vµ mặt lượn chân mài mF = HB > 350 không mài mặt lượn chân NF0 - sè chu kú c¬ së vỊ n: NF0 = 106 NFE - sè chu kú chÞu tải: Khi chịu tải tĩnh: NFE = 60 c n t Khi chịu tải thay đổi: mF T NFE = 60 c   i  ni t i (3.2.24) T   max  víi ni, ti số vòng quay phút số làm việc ứng với mô men Ti Tmax - mô men xoắn lớn Nếu NFE NF0 lấy KFL=1 b.3- ứng suất tải cho phép ứng suất tải cho phép xác định phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện bánh răng: Bánh thường hoá cải thiện (HB 350): [H]max = 2,8 ch [F]max = 0,8 ch (3.2.25) với ch giới hạn chảy vật liệu Bánh bề mặt, thấm C, N (HB > 350): [H]max =40 HRCm [F]max = 0,6 b (3.2.26) với HRCm độ rắn mặt b - giíi h¹n bỊn cđa vËt liƯu 3.2.4- TÝnh toán truyền bánh 1- Tính sức bền truyền bánh trụ thẳng a- Tính độ bền tiếp xúc Tính toán nhằm đề phòng tróc rỗ mỏi, hạn chế mòn dính Vì tróc bắt đầu tâm ăn khớp phát triển phía chân nên tiến hành tính tâm ăn khớp Coi tiếp xúc hai tâm ăn khớp tiếp xúc hai hình trụ có bán kính cong 1và Sử dụng công thức Héc, ®iỊu kiƯn bỊn cã d¹ng: qH H = Z M  [H] (3.2.27) 2 Trong ®ã: ZM - hƯ sè kể đến tính vật liệu: Hình 3.2.14: Sơ đồ tính độ bền tiếp xúc 77 Ngô văn Quyết, Bé mon Kü thuËt C¬ së, Khoa C¬ khÝ ZM = 2E E  [E 1   12   E 1   22 ] (3.2.28) với E1, E2, 1, mô đun đàn hồi hệ số Poát xông vật liệu bánh Khi bánh thép: E = 2,1 105MPa,  = 0,3 ®ã ZM = 274 MPa1/2 qH - tải trọng riêng tính độ bền tiếp xúc theo công thức (3.2.12) (3.2.4): qH = KHq = K H Fn  K H Ft H  H cos  w Trong ®ã: KH hệ số tải trọng H - chiều dài tiếp xúc Vì bánh thẳng tồn thời điểm ăn khớp đôi đôi nên chiều dài tiếp xúc lH thay đổi Lấy gần theo kinh nghiÖm: b ℓH = w Z 2 Z - hÖ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc:  Z = (3.2.29)  - hÖ sè trïng khíp ngang, lÊy theo (3.2.3): K H Ft K H Ft Z  VËy: qH = (a)   H cos  w b w cos  w  bán kính cong tương đương: 1   hay  =  1    1 víi 1, 2 - b¸n kính cong điểm tính toán Dấu (+) cặp bánh ngoại tiếp Dấu (-) cặp bánh néi tiÕp Tõ h×nh 3-12: d d   w1 sin  w ;   w sin  w (3.2.30) 2 dw2 = udw1 ud w1 sin  w ®ã:   (b) 2(u 1) Thay (a) (b)vào công thức Héc (3.2.27) ®­ỵc: H = Z M K H Ft Z 2(u  1)    H  b w cos  w 2ud w1 sin  w v× 2sinwcosw = sin 2w nên H = Z M Đặt Z H  K H Ft Z  u  1   H  b w ud w1 sin 2 w sin 2 w (3.2.31) (3.2.32) hệ số xét đến hình dạng mặt tiếp xúc, công thức kiểm tra độ bền tiếp xúc có d¹ng: K H Ft u  1 H = ZMZHZ (3.2.33)   H  b w d w1 u 78 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí thay F = H = 2T1 KH = KH KHV được: d w1 ZM Z H Z d w1 Khi thiết kế đặt ba  vµ dw1 = 2T1 K H K HV u  1 bw u   H  (3.2.34) bw với ba hệ số chiều rộng vành răng, råi thay b w   ba a w aw 2a w vào (3.2.34) biến đổi ta có: u 1 T1K H aw = Ka(u  1)  ba  H  u (3.2.35) ®ã Ka - hƯ sè tÝnh to¸n: Ka = 0,5Z M Z H Z   K HV (MPa1/3) Khi bánh thép ZM=274(MPa)1/2, bánh không dịch chỉnh dịch chỉnh ZH = 1,76, =1,6 Ka 49,5 MPa1/3 Trong công thức trên: Hệ số ba phụ thuộc vào trị số tải trọng cần truyền, vị trí bánh so với ổ, khả chạy mòn độ cứng trục Khi bánh lắp công xôn: ba = 0,2 0,25; Khi bánh không đối xứng với ổ: ba = 0,25 0,4; Khi bánh lắp đối xứng với æ: ba = 0,3  0,5 T1 – m« men xoắn trục dẫn; u- tỉ số truyền ; dw1- đường kính vòng lăn bánh dẫn; KH- hệ số phân bố tải không chiều dài tiếp xúc; KHV- hệ số tải trọng động; A [H] ứng suất cho phÐp cđa vËt liƯu b- TÝnh ®é bỊn n Tính độ bền uốn nhằm đề phòng dạng hỏng gÃy mỏi Tiết diện nguy hiểm uốn tiết diện chân Trong trình ăn khớp, điểm đặt lực di chuyển bề mặt làm việc Ta tính cho trường hợp lực đặt đỉnh mô men uốn đến chân lớn coi đôi chịu toàn tải trọng (bỏ qua ăn khớp đồng thời nhiều đôi răng) Sai số việc di chuyển điểm đặt lực xét đến qua hệ số Y = (4    ) / H×nh 3.2.15: Sơ đồ tính độ bền uốn Trượt lực Fn theo đường tác dụng trục đối xứng phân Fn thành thành phần: -Thành phần nằm ngang Fn.cos gây ứng suất uốn F chân -Thành phần thẳng đứng Fn.sin gây ứng suất nén Với góc áp lực đỉnh Thực tế cho thấy vết nứt thường bắt đầu phía chân chịu kéo (điểm A) nên ta tính ứng suất điểm ứng suất danh nghĩa điểm A là: Fn cos  '.h t Fn sin  ' cos  '.h t sin  '  = u - n =  = Fn (  ) (3.2.36) W A W A 79 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kü thuËt C¬ së, Khoa C¬ khÝ b w S Trong đó: W = - mô men chống uốn tiết diện chân (mm3) A = bw.S - diện tích tiết diện chân (mm2) bw - chiều rộng bánh Ht- cánh tay đòn lực gây uốn, gần lấy chiều cao Vì htvà S tỉ lệ với mô đun bánh m nên viết: ht = e.m S = g.m với e, g hệ số tỉ lệ Ft Thay Fn = xét ảnh hưởng hƯ sè t¶i träng KF = KF.KFv ta cã: cos  w K F Ft e.m cos  '.6 sin  '  = (  ) cos  w b w g m b w m.g K F Ft 6.e cos  ' sin  '  = ( ) g2 g b w m cos  w ứng suất uốn thực tế lớn chân (kể đến tập trung ứng suất ): K F 6.e cos  ' sin  ' F = . = F t (  ) b w m cos  w g2 g  6.e cos ' sin ' Đặt YF = ( ) hệ số dạng răng; YF thứ nguyên, phụ cos w g2 g thuộc vào hình dạng góc lượn chân răng; kể đến ảnh hưởng việc di chuyển điểm đặt hệ số Y ta cã: K F Y Y F = F t F   [F] b w m K 2.T1 YF Y Hc F = F  [F] (3.2.37) d w1 b w m Trong công thức trên: -hệ số tập trung ứng suất lý thuyết, xác định lý thuyết đàn hồi YF hệ số dạng (sự phụ thuộc số z hệ số dịch chỉnh x) Ft Lực vòng (N) Vì YF1 YF2 (do Z1 Z2) mà cần tiến hành kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh 2.K F K Fv T1 YF Y F1 =  [F1] (3.2.38)  w b w m Y F2 = F1 F  [F2] YF1 Khi thiÕt kÕ theo søc bỊn n thay bw = bd.dw1 vµ dw1 = m.Z1 vào công thức (3.2.38) ta có: 2.T1 K F K Fv YF Y m Z  bd [ F ] m  Km Trong ®ã bd = Km = T1 K F YF Z  bd [ F ] (3.2.39) bw - hÖ sè chiều rộng bánh dw 2.K Fv Y - hƯ sè Trung b×nh cã thĨ lÊy  = 1,6 80 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa C¬ khÝ Y = (4    ) / = 0,894 KFv = 1,5 nên Km = 1,4 m  1,4 T1 k F YF Z  bd [ F ] (3.2.40) YF1 YF tính toán với [ F ] [ F ] công thức lớn Trị sè cđa m sau tÝnh ph¶i quy chn theo dÃy trị số tiêu chuẩn c- Tính kiểm tra tải Để tránh biến dạng dẻo lớp bề mặt gÃy dòn truyền bị tải đột ngột thời gian ngắn cần kiểm tra độ bền tĩnh bánh theo điều kiện: T Hmax =  H max   H max (3.2.41) T1 Khi sử dụng công thức (3.2.40) để thiết kế, cần so s¸nh T1 max   F max (3.2.42) T1 với T1, T1max - mô men xoắn mô men xoắn lớn trục dẫn Tính sức bền truyền bánh trụ nghiêng a- Đặc điểm tính toán a.1- Quá trình ăn khớp êm, tải trọng động giảm bánh nghiêng, không hướng theo đường sinh mà làm với đường sinh góc Mô đun tiêu chuẩn mô đun mặt cắt vuông góc với đường mn: p mn = n pn - bước mặt cắt pháp Do chịu tải tải cách từ từ có hai đôi ăn khớp (xem phần Đ2) nên bánh nghiêng làm việc êm hơn, va đập tiếng ồn giảm so với bánh thẳng a.2- Chiều dài tiÕp xóc lín Gäi ℓH lµ tỉng chiỊu dµi tiÕp xúc b) a) đôi Khi hai hƯ sè trïng khíp ngang  hc hƯ sè trùng khớp dọc số nguyên, tổng chiều dài tiếp xúc H không thay đổi đường tiếp xúc di động, chiều dài tiếp xúc đôi khớp giảm chiều dài tiếp xúc đôi vào khớp tăng nhiêu xác định sau: Hình 3.2.16: Đường tiếp xúc bánh nghiêng bw H = cos b b - góc nghiêng đo mặt trụ sở Khi điều kiện không thoả mÃn, tổng chiều dài tiếp xúc H thay đổi theo chu kỳ tính theo công thức: H = K b w (3.2.43) cos  b víi K - hƯ số thay đổi; K = 0,9 với nghiêng; K = 0,97 với chữ V a.3- Đường tiếp xúc nằm chếch mặt - Tải trọng phân bố không Fmax = F 81 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí Khi đôi nghiêng ăn khớp, đường tiếp xúc không song song với đường sinh mà nằm chếch bề mặt nên dọc theo đường tiếp xúc, tổng độ cứng đôi ăn khớp thay đổi tải trọng phân bố không (ngay nguyên nhân gây tập trung tải trọng khác) Do đường tiếp xúc nằm chếch nên tiết diện nguy hiểm bị uốn uốn tiết diện chân mà tiết diện xiên, tạo với đáy góc 1,1 Còn góc nghiêng lớn max chọn cho không tạo lực dọc trục lớn Thường = 20o với nghiêng = 30 40o với chữ V Nhờ góc nghiêng , bánh nghiêng coi bánh thẳng có kích thước lớn Do khả tải bánh nghiêng lớn bánh thẳng b- Tính sức bền truyền bánh trụ nghiêng b.1- Tính theo sức bền tiếp xúc Từ đặc điểm ăn khớp bánh trụ nghiêng dựa sở tính toán bánh trụ thẳng suy công thức tính toán bánh nghiêng sau: Công thức kiĨm nghiƯm ®é bỊn tiÕp xóc H = ZM Z  ZH 2T1 K H K H K Hv (u  1) b d  1u  [ u ] (3.2.46) Công thức thiết kế: 82 Ngô văn Quyết, Bé mon Kü thuËt C¬ së, Khoa C¬ khÝ a = Ka(u + 1) víi Ka = 3 T1K H  ba  H  u (3.2.47) 0,5(Z M Z  Z H ) K H K HV Ka = 43 MPa1/3 Trong ®ã: ZM - hƯ số xét đến tính vật liệu, tính theo (3.2.28) Z - hệ số xét đến tổng chiều dài tiÕp xóc  Z = (3.2.48)  - hƯ sè trïng khíp ngang, tÝnh theo (3.2.3) ZH - hƯ số xét đến hình dạng mặt tiếp xúc ZH = cos  b sin 2 t (3.2.49) b - góc nghiêng mặt trụ sở: b = arctg (costtg); t - góc ăn khớp đo mặt phẳng mặt mút; ba = bw - hệ số chiều rộng bánh (xem 4.1.a); aw [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép b.2- Tính bánh nghiêng theo sức bền uốn Từ công thức tính toán bánh trụ thẳng, kể đến đặc điểm bánh nghiêng, suy công thức kiểm tra độ bền uốn bánh nghiêng: 2T1 K F K F K Fv YF 1Y Y F1 =  [F1] (3.2.50) b d 1 m F2 = F1 YF  [F2] YF1 Víi: m - mô đun pháp bánh nghiêng Y - hệ số xét đến ảnh hưởng góc nghiêng răng: o 140 o Y - hệ số xét đến ảnh hưởng việc thay đổi điểm đặt lực Y = víi  - hƯ sè trïng khíp ngang  Y = - Công thức thiết kế xác định môđun pháp m = Km Trong đó: Km = 3 T1 K F YF  bd [ F ]Z 12 (3.2.51) K F K F Y Y 83 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa C¬ khÝ YF = max [ F ] bd =  YF   [ F ]  , YF [ F ]    bw - hệ số chiều rộng bánh dw Trị số m sau tính cần qui tròn theo tiêu chuẩn 3- Tính toán sức bền truyền bánh côn Đặc điểm kết cấu tính toán Bộ truyền bánh côn truyền chuyển động hai trơc giao nhau, gãc gi÷a hai trơc th­êng b»ng 90o Bánh côn có loại: Răng thẳng, nghiêng cong Bánh côn không thẳng có khả tải cao hơn, làm việc êm song nhạy với sai số chế tạo lắp ráp, suất chế tạo thấp nên sử dụng thẳng nghiên cứu truyền bánh côn thẳng Chiều rộng bánh côn giới hạn hai mặt côn phụ, mặt côn có trục trùng với trục bánh côn, có đường sinh vuông góc với Hình 3.2.18: Bánh tương đương đường sinh mặt côn chia bánh côn bánh côn Các thông số truyền bánh côn: Mô đun vòng mte tiêu chuẩn (với bánh côn không thẳng dùng mô đun pháp trung bình làm tiêu chuẩn mnm) Đường kính vòng chia de = mtcz Chiều dài côn ngoài: Re = 0,5 mtc Z1 Z 2 (3.2.52) Đường kính vòng chia trung b×nh dm = (Re - 0,5b) sin  = Resin (1 - 0,5 víi Kbe = b ) = de (1 - 0,5 Kbe ) Re (3.2.53) b Re Mô đun trung bình mtm = Tỉ số truyền u = dm = mte (1-0,5 Kbe) Z d e sin  z   tg  d e1 sin z1 Các mặt côn thường có đỉnh trùng nhau, chiều cao giảm dần Prôfin bánh côn nằm mặt côn phụ gần với prôfin bánh trụ thẳng có bán kính vòng chia chiều dài đường sinh mặt côn phụ Do tính toán người ta thay bánh côn thẳng bánh trụ thẳng có bán kính vòng chia chiều dài đường sinh mặt côn phụ trung bình Bánh trụ thẳng gọi bánh tương đương bánh côn Với bánh côn thẳng, bánh trụ tương đương có thông số: 84 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí Chiều rộng bánh bv = b d d (1  0,5K be ) §­êng kÝnh vßng chia dvt = m = e cos  cos b Kbe = Re Mô đun (3.2.54) mV = mt m = (1 - 0,5 Kbe ) mte d de z zV1 = v = = mv cos .m te cos Số Tỉ số truyền uV = ZV2 Z cos  = = u2 Z V1 Z1 cos  2 TÝnh ®é bỊn bé truyền bánh côn (chỉ tính cho trường hợp bánh côn thẳng) Khi tính toán, thay bánh côn bánh trụ thẳng tương đương với l­u ý r»ng nh¹y víi sai sè chÕ t¹o lắp ráp, khả tải bánh côn 0,85 khả tải bánh trụ thẳng tương đương a- Tính độ bền tiếp xúc Từ công thức kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc bánh trụ thẳng: Ft K H u 1 H = ZMZHZ   H  b w ud w1 Để sử dụng cho bánh côn cần thay thông số bánh tương đương: d m1 uV = u2, dVt1 = , ®ång thêi đưa hệ số giảm khả tải 0,85 vào công thức lưu ý cos bánh côn không dùng ăn khớp được: H = ZMZHZ Thay Ft =   K H Ft u    H  d m1 b.u 0,85 cos 1 2T1 d m1 u2 1 1   tg 1      cos 1 u u c«ng thøc kiĨm tra độ bền tiếp xúc bánh côn có dạng: 2T1K H u    H  b.u.d o,85 m ZM - hƯ sè c¬ tÝnh vËt liÖu, tÝnh theo (3.2.28 ) ZH - hÖ số xét đến ảnh hưởng hình dạng mặt tiếp xóc: ZH = sin 2 Z - hƯ sè xét đến ảnh hưởng trùng khớp   Z =  - hÖ sè trïng khíp ngang, theo (3.2.3) KH - hƯ sè t¶i träng: KH = KH KHV H = ZMZHZ víi (3.2.55) 85 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí KH - hệ số phân bố tải không chiều rộng vành răng, tra bảng phụ K be u thuộc vào tỉ số , sơ đồ bố trí ổ, loại ổ độ rắn HB K be KHv Hệ số tải trọng động d u  1  H d m1b KHV = + víi  H = Hg0v m1 2T1K H K H u H g0 tra bảng Khi thiết kÕ thay b = Kbe Re víi Kbe - hệ số chiều rộng vành dm1 = 2(1 - 0,5Kbe)Re sin1 1 sin 1 =   2  cot g  1  tg   u2 vµ coi (1 - 0,5Kbe)2 1,03 (1 - Kbe) công thức thiết kế chiều dài côn ngoài: Re = KR u2  T1 K H K be 1  K be  H  u víi KR - hƯ số tính toán KR 50MPa1/3 (răng thẳng) KR 43MPa1/3 (răng nghiêng) Kbe = 0,25 0,3 (trị số nhá dïng u > 3) [H] - øng suÊt cho phÐp, theo (3.2.21): b- TÝnh theo søc bÒn uèn Từ công thức kiểm nghiệm độ bền uốn bánh trụ thẳng (3.2.57) K F Ft YF Y   F  bm ®­a hƯ sè 0,85 vào để kể đến đặc điểm khả tải thấp bánh côn 2T thay Ft = , công thức kiểm tra độ bền uốn bánh côn d m1 T1 K F YF Y F1 =   F1  (3.2.58) 0,85d m1 bm Y F2 = F1 F   F  YF1 Trong ®ã: m = mtm - mô đun trung bình KF = KF KFV - hƯ sè t¶i träng;  F d m1b HƯ sè KF  = + 2T1K F K F F = víi  F = Fg0v d m1 u  1 u o Y = ; 140 o YF1, YF2 - hệ số dạng tra theo số tương đương ZV: Z ZV = cos c) Kiểm nghiệm tải: Tương tự truyền bánh trụ, để tránh biến dạng dư lớp bề mặt gÃy dòn truyền bị tải đột ngột cần kiểm tra theo công thức (3.2.41), (3.2.42) 86 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuật Cơ sở, Khoa Cơ khí Câu hỏi ôn tập Phân loại đai, ưu nhược điểm phạm vi sử dung truyền đai? Trình bày thông số kích thước truyền đai? Phân tích lực tác dụng lên dây đai, lên trục? Tính loại ứng suất truyền đai? ỉng suất thay đổi theo chu trình nào? Trình bày: hệ số kéo, đường cong trượt đường cong hiệu suất truyền đai? Trình bày phương pháp tính chọn đai dẹt, đai tang, đai lược đai răng? Trình bày ưu nhược điểm phạm vi ứng dụng truyền bánh răng? Trình bày thông số kích thước truyền bánh trụ thẳng, nghiêng; bánh côn? Trình bày lực ăn khớp truyền bánh răng: trụ tròn thẳng, nghiênh; côn? 10 Trình bày dạng hỏng phương pháp tính toán để hạn chế dạng hỏng truyền động bánh răng? 11 Trình bày phương pháp tính sức bền tiếp xúc bề mặt ăn khớp? ứng suất thay đổi theo chu trình bánh quay chiều, hai chiều? 12 Trình bày phương pháp tính sức bền uốn chân ăn khớp?ứỉng suất thay đổi theo chu trình bánh quay chiều, hai chiều? 13 Trình bày phương pháp tính sức bền tiếp xúc sức bền uốn tải? 14 Trình bày viÖc tÝnh øng suÊt cho phÐp chän vËt liÖu làm bánh răng? 87 Ngô văn Quyết, Bộ mon Kỹ thuËt C¬ së, Khoa C¬ khÝ ... ứng su? ??t uốn F chân -Thành phần thẳng đứng Fn.sin gây ứng su? ??t nén Với góc áp lực đỉnh Thực tế cho thấy vết nứt thường bắt đầu phía chân chịu kéo (điểm A) nên ta tính ứng su? ??t điểm ứng su? ??t... v.v Ưu nhược điểm phạm vi sử dụng So với kiểu truyền động khác, truyền động bánh có ưu điểm: - Kích thước nhỏ, khả tải lớn - Tuổi thọ cao, làm vi? ??c tin cậy - Hiệu su? ??t cao, đạt 0,97 0,99 -... tạp, yêu cầu độ xác cao - Gây ồn vận tốc lớn Phạm vi sư dơng: Sư dơng rÊt réng r·i: tõ ®ång hå, khí cụ đến máy hạng nặng Phạm vi sử dụng lớn công su? ??t, tốc độ tỉ số truyền (V tới 200 m/s, P tới