Bài giảng CHI TIẾT MÁY

Chương 1: Các chỉ tiêu tính toán thiết kế chi tiết máy

Chương 1

CÁC CHỈ TIÊU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ
CHI TIẾT MÁY
1.2.1. ĐỘ BỀN TĨNH
- Phương pháp tính độ bền: so sánh ứng suất sinh ra khi chi tiết máy chòu tải ( ,  ) với ứng
suất cho phép của vật liệu ([ ], [ ]) .
- Điều kiện bền:

  [ ]

;

(1.5)

  [ ]

F
 [ ]
A
M
: F 
 [ F ]
Wx

 Khi kéo (nén) :  k ,n 
 Khi uốn


trong đó: A : diện tích mặt cắt ngang; F : lực kéo (nén, dập); M : moment uốn;
T : moment xoắn;
Wx : moment chống uốn;
W0 : moment chống xoắn.
- Theo độ bền, ta có ba bài toán cơ bản sau (ví dụ thanh tròn đường kính d chòu kéo với lực
F , ứng suất kéo cho phép [ ] ):
4F
 [ ]
 Bài toán kiểm tra bền (chọn vật liệu để đủ bền):  
 d2
 Bài toán thiết kế: d 

4F
 [ ]

 Bài toán xác đònh khả năng tải: F 

 d 2 [ ]
4

 Ứng suất cho phép:
Bm. Thiết kế máy

-1-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Bài giảng CHI TIẾT MÁY


 r : ứng suất giới hạn dài hạn (MPa ) .

N

N 0 : số chu kỳ cơ sở.

Điểm chuyển tiếp

Thép: ứng suất uốn: N0  5.106

r

ứùng suất tiếp xúc: N0  30.HB2, 4

N

N0

t

Hình 1.11. Đường cong mỏi
- Quan hệ giữa  và N theo phương trình của đường cong mỏi như sau:

 m . N  const

(1.8)

trong đó m là bậc của đường cong mỏi, phụ thuộc vào vật liệu mẫu thử.
- Từ đồ thò, ta tìm điểm chuyển tiếp ( r , N0 ) . Nếu biết ứng suất  N , ta sẽ tính được tuổi thọ


[ ] N 

 N .  .

(1.12)

[ s]. K

trong đó  là hệ số tăng bền bề mặt (hình 2.7, tài liệu [1]).
Thay (1.10) vào (1.12), ta được:
[ ] N 

với K L 

m

 r .  .
[ s]. K

(1.13)

.K L

N0
là hệ số tuổi thọ (công thức 2.13, trang 43, tài liệu [1]).
N

(1.14)


Bm. Thiết kế máy

-3-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Bài giảng CHI TIẾT MÁY

Chương 1: Các chỉ tiêu tính toán thiết kế chi tiết máy

T

T1

T2

T3

t1 t2 t3
tck

t

Hình 1.13. Tải trọng thay đổi theo bậc
Số chu kỳ tương đương được tính theo Tmax :
N LE

 T
 60.   i

t

Hình 1.14. Tải trọng thay đổi liên tục
Số chu kỳ tương đương được tính theo công thức:
(1.18)

N LE  N . K E
trong đó N  60. n. Lh và K E là hệ số chế độ tải trọng (bảng 6.14, tài liệu [1])
Bm. Thiết kế máy

-4-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 2: Bộ truyền đai

Chương 2

BỘ TRUYỀN ĐAI
2.3. THÔNG SỐ HÌNH HỌC BỘ TRUYỀN ĐAI
 2

C
 2

d1

1


d 2  d1
a

(rad)

(2.4)

2   

d 2  d1
a

(rad)

(2.5)

1  1800  57.

d 2  d1
a

(độ)

(2.6)

d 2  d1
a

(độ)



(2.12)



8a 2  4L  2 d2  d1 a  (d2  d1 )2  0

(2.13)






 (d  d ) 
2a 2   L  d 2  d1  a   2 1   0
2
2





(2.14)



2a 2  k a  2  0

(2.15)

2.4. VẬN TỐC VÀ TỈ SỐ TRUYỀN
2.4.1. Vận tốc


v1


vd
n2

n1

d1 O1

d2

O2


v2

Hình 2.6. Vận tốc bộ truyền đai
- Vận tốc vòng trên các bánh đai (m/s):
+ Trên bánh dẫn:

v1 

+ Trên bánh bò dẫn:

v2 


n1
d2

n2 (1   )d1

(2.20)

u

b. Nếu đai bò trượt (trường hợp thực tế)
Tỉ số truyền là:
u

2.5. LỰC TÁC DỤNG LÊN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.5.1. Lực tác dụng lên dây đai


F2


F0

T1
O2

O1

O2



F2 : lực trên nhánh chùng.

Ta có:
F1  F2  Ft

Bm. Thiết kế máy

-3-

(2.24)

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 2: Bộ truyền đai

Ft
2
F
F2  F0  t
2
F1  F0 

(2.25)

- Công thức Euler khi không tính đến lực quán tính ly tâm ( Fv  0 ) có dạng:

F1  F2 e f



1
2

(2.33)

- Số vòng chạy của đai trong một giây:
i

v
L

(2.43)

trong đó: v là vận tốc đai, m/s; L là chiều dài đai, m.
Giá trò i càng lớn thì tuổi thọ của đai càng thấp, nên người ta giới hạn giá trò của i như sau:
đối với đai dẹt thường i  5 s 1 ; đối với đai dẹt quay nhanh và đai thang i  10 s 1 ; các trường
hợp đặc biệt i  (10  20) s 1 .
2.9. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.9.1. Tính theo khả năng kéo
- Điều kiện bền:

  0
Bm. Thiết kế máy

-4-

(2.44)
TS. Bùi Trọng Hiếu



với [ t ]  2 0 0 : ứng suất có ích cho phép.
- Xét đến sự khác biệt giữa điều kiện thực và điều kiện thí nghiệm thì:
(2.46)

[ t ]  [ t ]0 .C

trong đó, [ t ]0 : ứng suất có ích cho phép của bộ truyền làm việc trong điều kiện thí nghiệm:
bộ truyền nằm ngang, u  1, v  10 (m/s). [ t ]0 được tra theo bảng 4.7, trang 147,
tài liệu [1].
C

: hệ số hiệu chỉnh.

a. Tính toán đai dẹt:


b
Hình 2.15. Kích thước tiết diện đai dẹt
Lực vòng được tính theo công thức: Ft 

1000 P1
với P1 là công suất của bộ truyền, KW.
v1

Sử dụng điều kiện bền (2.45):
Ft
 [ t ]
A


(2.49)

b 

1000 P1
 . v1.[ t ]0 .C

(2.50)
(2.51)

C  C0 .C .Cv .Cr

trong đó, C0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vò trí bộ truyền và phương pháp căng đai (tra
bảng trang 148, tài liệu [1]),
C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, C  1  0,003.(1800  1 ) ,
Cv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc,
Cv  1  cv .(0,01v12  1) với cv  0,04 khi (10m/s  v1  20m/s)

cv  0,01  0,03 khi ( v1  20m/s).

Cr : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (tra
bảng 4.8, trang 148, tài liệu [1]).

b. Tính toán đai thang:

Hình 2.16. Đai thang
Gọi z là số dây đai và A là diện tích mặt cắt ngang của một dây đai. Sử dụng điều kiện
bền (2.45), ta có:
Ft
 [ t ]0 .C

Bm. Thiết kế máy

-6-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 2: Bộ truyền đai

Suy ra số đai z được tính như sau ( z được làm tròn thành số nguyên và z  6 ):
z 

với

P1
[ P0 ].C

(2.55)
(2.56)

C  C .Cv .Cr .Cu .CL .Cz

trong đó, C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm, C  1,24(1  e1 / 110) ,
Cv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, Cv  1  0,05 (0,01v12  1) ,

Cr : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (tra
bảng 4.8, trang 148, tài liệu [1]).
Cu : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền đai, (tra bảng 4.9, trang 152, tài liệu [1]).

C L : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai, CL  6

2.3600. i

(giờ)

(2.58)

trong đó,  r : giới hạn mỏi của đai (tra bảng trang 146, tài liệu [1]).
 max : ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai,  max  1   F1   v ,

N 0  107 : số chu kỳ làm việc cơ sở,

m : chỉ số mũ của đường cong mỏi, m  5 đối với đai dẹt, m  8 đối với đai thang.

Bm. Thiết kế máy

-7-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 3: Bộ truyền xích

Chương 3

BỘ TRUYỀN XÍCH
3.3. THÔNG SỐ HÌNH HỌC BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số hình học chủ yếu:

pc


cả mắt xích, do đó răng bánh xích sẽ mòn đều hơn.
3.3.4. Khoảng cách trục và số mắt xích
- Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo công thức:
(3.4)

a  (30  50) pc

- Số mắt xích X :

L 2a z2  z1  z2  z1  pc
X 



.
pc pc
2
 2  a
2

(3.7)

Giá trò X được làm tròn và nên chọn số chẵn để thuận tiện cho việc nối xích.

3.4. VẬN TỐC VÀ TỈ SỐ TRUYỀN
3.4.1. Vận tốc và tỉ số truyền trung bình

Bm. Thiết kế máy

-1-

d1n1
60000

d 2 n2
60000



pc z1n1
60000

(3.11)



pc z2 n2
60000

(3.12)

Vì không có trượt nên: v1  v2 .
- Tỉ số truyền trung bình:
u

n1 z2

n2 z1

(3.13)


F0  K f a qm g

(3.19)

trong đó, a : chiều dài của đoạn xích tự do gần bằng khoảng cách trục, m,
qm : khối lượng của một mét xích, kg/m (tra bảng 5.1, trang 168, tài liệu [1]),
Bm. Thiết kế máy

-2-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 3: Bộ truyền xích

g : gia tốc trọng trường, m/s2,
K f : hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích, K f  6 khi bộ truyền nằm ngang,
K f  3 khi góc nghiêng

Ft
F
Ft
 t 
A d 0b0 0,28 pc

và

[ p ]  [ p0 ]

Ft
K
 [ p0 ] x
0,28 pc
K

Nên:

Kx
K

(3.23)

trong đó, d 0 : đường kính chốt, mm,

b0 : chiều rộng ống, mm,
A  d0b0 : diện tích của bản lề xích một dãy, mm2,

[ p0 ] : áp suất cho phép của bộ truyền làm việc trong điều kiện thí nghiệm, tra bảng

1,8

K a : hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích

a
Ka

 25 pc

(30  50) pc

(60  80) pc

1,25

1

0,8

K 0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vò trí bộ truyền
K0

Góc nghiêng < 600
1

Góc nghiêng > 600
1,25

K dc : hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích
Điều chỉnh bằng

Bôi trơn nhỏ giọt

0,8
K lv : hệ số xét đến chế độ làm việc

Kb

K lv

Làm việc 1 ca
1

a. Tính bước xích trực tiếp:
Từ công thức điều kiện bền (3.23):
Ft
K
 [ p0 ] x
0,28 pc
K

 Nếu cho trước moment xoắn T1 , ta tiến hành tính lực vòng Ft :

Ft 

2T1 2 T1

d c1
pc z1

(3.25)

Tra bảng chọn pc theo tiêu chuẩn (tra bảng 5.5, trang 182, tài liệu [1]).
 Nếu cho trước công suất P1 và số vòng quay n1 , ta tiến hành tính moment xoắn T1 trước:
T1  9,55.106

P1
n1

(3.28)

Công thức (3.27) trở thành:

pc  600 3

KP1
n1 z1[ p0 ]K x

(3.29)

Nên chọn z1  29  2u .
Tra bảng chọn pc theo tiêu chuẩn (tra bảng 5.5, trang 182, tài liệu [1]).
b. Tính bước xích bằng cách tra bảng: (dùng phổ biến)
Từ công thức điều kiện bền (3.23):
Ft
K
 [ p0 ] x
A
K
P1 




z1
z1
n
K n  01
n1

Kz 

: hệ số răng bánh xích dẫn,
: hệ số vòng quay trục dẫn.

Do đó, (3.31) trở thành:
P1 
Bm. Thiết kế máy

[ P].K x
K . K z .K n

-5-

(3.32)
TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 3: Bộ truyền xích

Công suất tính toán sẽ là:
Pt 


[i ] : số lần va đập cho phép của xích trong một giây (tra bảng 5.6, trang 182, tài liệu [1]).

3.7.3. Tính theo hệ số an toàn
- Điều kiện bền:
s

Q
 [ s]
F1  Fv  F0

(3.35)

trong đó, Q : tải trọng phá hủy cho phép của xích (tra bảng 5.1, trang 168, tài liệu [1]),
[s ] : hệ số an toàn cho phép (tra bảng 5.7, trang 183, tài liệu [1]).

Bm. Thiết kế máy

-6-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 4: Bộ truyền bánh răng

Chương 4

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
 Đường kính vòng chia d: d  m.z
 Bước răng p.
 Modun m: m 

5,5

8
7

10
9

12
11

16
14

20
18

25
22

4.2.2. Thông số hình học bánh răng nghiêng
 Góc nghiêng của răng so với đường sinh mặt trụ: gọi là góc nghiêng của bánh răng .
 Bước pháp pn : bước đo trong tiết diện vuông góc với mặt răng.
 Bước ngang pt : bước đo trong tiết diện vuông góc trục bánh răng.

n

t

pn


pt 
 Modun pháp mn : (tiêu chuẩn hóa)



 Modun ngang mt :



Quan hệ giữa mn và mt :

mt 
 Đường kính vòng chia:
Bm. Thiết kế máy

-1-

TS. Bùi Trọng Hiếu


Chương 4: Bộ truyền bánh răng

d  mt .z 

mn . z
cos 

(4.5)



2 T1
d1

(4.9)

- Lực hướng tâm:

Fr1  Fr2  Ft1 .tg

(4.10)

- Lực ăn khớp:

Fn1  Fn2 

Ft1

cos 

(4.11)

- Trong các công thức trên, T1 là moment xoắn trên trục bánh răng chủ động 1 và   200 là
góc ăn khớp trong mặt phẳng pháp.
4.3.2. Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Lực vòng Ft
Lực ăn khớp

Lực dọc trục Fa
Lực hướng tâm Fr

- Lực hướng tâm:

Fr1  Fr2 

cos 

- Lực ăn khớp:

Fn1  Fn2 

cos  . cos 

Qui tắc xác đònh phương, chiều của lực tác dụng lên bộ truyền BR thẳng và BR nghiêng:
- Lực vòng trên bánh răng chủ động thì ngược chiều chuyển động, trên bánh bò động thì cùng
chiều chuyển động.
- Lực dọc trục trên bánh chủ động luôn hướng vào mặt răng làm việc, trên bánh bò động thì có
chiều ngược lại so với chiều của lực dọc trục trên bánh chủ động.
- Lực hướng tâm trên cả hai bánh chủ động và bò động đều hướng vào tâm bánh răng.
1

1


Fa


Fr


Fr


Hình 4.4. Lực tác dụng lên các bánh răng chủ động

Ft

1


Fr

1


Fa

1

1

1


Fa


Fr

2

2


1


Fa

2


Fa

1


Ft

1


Fr

2

2

2

Hình 4.5. Lực tác dụng lên hai cặp bánh răng nghiêng có chiều quay ngược nhau
4.3.2. Tải trọng tính
- Độ bền của răng phụ thuộc vào nhiều yếu tố độc lập với nhau. Khi tính toán độ bền bánh

- Điều kiện bền:
(4.18)

 H  [ H ]
- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng tính theo công thức Hetz như sau:

qn
2

 H  ZM

(4.19)

trong đó, qn : cường độ tải trọng pháp tuyến,
 : bán kính cong tương đương của bề mặt tiếp xúc,
ZM : hệ số xét đến cơ tính của vật liệu.
Các hệ số trên được xác đònh như sau:
a. Hệ số xét đến cơ tính vật liệu

ZM 

2 E1 E2
 [ E2 (1  12 )  E1 (1   22 )]

(4.20)

E1, E2 : modun đàn hồi vật liệu chế tạo bánh chủ động và bánh bò động,
1, 2 : hệ số Poisson của vật liệu chế tạo cặp bánh răng,
Nếu bánh răng bằng thép thì:
E1 = E2 = 2,1.105 Mpa và 1 = 2 = 0,3  ZM = 275 Mpa1/2.

 ud1 sin 
   d 2 sin 
2

2

(4.22)

c. Cường độ tải trọng
qn 

Fn K H
lH

(4.23)

Ft1

: lực ăn khớp,
cos 
KH : hệ số tải trọng tính,

Fn 

lH : tổng chiều dài tiếp xúc của các đôi răng, xác đònh theo công thức thực nghiệm

lH 

b
Z 2

2 T1K H (u  1)
 [ H ]
bu

Z M Z H Z
d1

với ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: Z H 

(4.25)

2
.
sin 2

Từ công thức (4.25), ta có:

T1 K H (u  1)
 bd [ H ]2 u

d1  K d 3

(4.26)

Kd : hệ số phụ thuộc vào góc ăn khớp, hệ số trùng khớp và vật liệu bánh răng,
Kd = 75,6 nếu các điều kiện sau thỏa:
+ Cặp bánh răng không dòch chỉnh hay dòch chỉnh đều (=200). Khi đó ZH = 1,76.
+ Nếu  = 1,2 thì Z = 0,96.
+ Vật liệu thép ZM = 275 Mpa1/2.



40
140

50
180

63
225

80
280

100
355

125
450

160

200

250

400

- Từ giá trò khoảng cách trục tìm được, ta tính modun và làm tròn theo dãy tiêu chuẩn với
công thức tính m  (0,01  0,02) a .
- Số răng trên hai bánh răng:


 F   .K

(4.29)

với  là ứng suất danh nghóa và K là hệ số tập trung ứng suất lý thuyết.
- Lực pháp tuyến Fn đặt tại đỉnh răng được phân ra hai thành phần:
F 't  Fn cos  ' 

Ft cos  '
cos 

(4.30)

F 'r  Fn sin  ' 

Ft sin  '
cos 

(4.31)

- Ứng suất danh nghóa tại chân răng:

  u  n 

Bm. Thiết kế máy

F 't l F ' r

W

Ft K F
bm

 6l ' cos  '
sin  ' 
 ( ' ) 2 cos    '.cos   K



(4.33)

- Đặt hệ số dạng răng YF như sau:

 6l ' cos  '
sin  ' 
YF  

 K
2
 ( ' ) cos   '.cos  

(4.34)

Đối với bộ truyền ăn khớp ngoài: YF = 3÷4,6.
Đối với bộ truyền ăn khớp trong : YF = 3,5÷4.
Hệ số dạng răng YF có thể xác đònh bằng thực nghiệm:
YF  3,47 

với x là hệ số dòch chỉnh.
- Công thức kiểm nghiệm độ bền uốn:

2T K Y
3 2 1 F F
z1 bm[ F ]
z1 bd [ F ]

(4.37)

hệ số bd tra bảng 6.16, trang 235, tài liệu [1].

Bm. Thiết kế máy

-8-

TS. Bùi Trọng Hiếu