Đề cương môn Chi Tiết Máy

Cơ sở tính toán thiết kế chi tiết máy
Khaí niệm chi tiết máy:
Là 1 phần nhỏ và hoàn chỉnh của máy mà trong chế tạo ko có nguyên công lắp rápví dụ : bu long
,đai ốc,bánh răng
Bộ phận máy :là 1 đơn vị lắp ráp hoàn chỉnh của máy ví dụ 1 ổ lăn,1 ly hợp,1 hộp giảm tốc
Phân loại:
Theo công dụng chung
1*Nêu đặc điểm của bài toán tính toán thiết kế chi tiết máy:
-Vừa mang tính lý thuyết , vừa mang tính thực nghiệm và gắn chặt với thực tế kỹ thuật
-mang tính gần đúng : kết quả tính toán gần đúng
-có nhiều phương án để tính toán tiết kế ,điều quan trọng phải tìm ra phương án hợp lý nhất.
-kết quả tính toán thiết kế cuối cùng nhiều trường hợp còn phụ thuộc vào gia công ,lắp giáp.
2*Nêu yêu cầu cơ bản đối với chi tiết máy và các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của
chi tiết máy:
Chi tiết máy phải đảm bảo các chỉ tiêu về khả năng làm việc :
+độ cứng :bản chất của độ cứng là đảm bảo chi tiết máy không bị biến dạng trong quá trình làm
việc
+độ bền mỏi:b/c là đảm bảo cho bề mặt CTM ko bị vượt quá giới hạn cho phép trong thời gian
làm việc
+đảm bảo độ bền nhiệt: ko bị hỏng khi làm việc ở nhiệt độ cao
+đảm bảo CTM ko bị phá hỏng do dao động
-Các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của chi tiết máy:
Với mỗi CTM thường chỉ có vài chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc còn các chỉ tiêu khác vốn
thỏa mãn hoặc thứ yếu.
-CTM phải đảm bảo độ tin cậy phụ thuộc vào nhiều yếu tố
+độ chính xác khi tính toán thiết kế
+phụ thuộc vào sự bảo quản
+sự vận hành
-CTM phải đảm bảo tính công nghệ: nghĩa là nó được chế tạo với các thiết bị hiện có và giá thành
hợp lý
-CTM phải đảm bảo tính kinh tế :được đánh giá bằng hiệu quả kinh tế mà việc sử dụng CTM đem

lại
-CTM phải đảm bảo tính thẩm mỹ
*khi tính toán thiết kế CTM chỉ có một vài chỉ tiêu chủ yếu được sử dụng:
Vì những chỉ tiêu chủ yếu đã bao trùm các chỉ tiêu khác.Mỗi loại máy có công dụng làm việc khác
nhau vì vậy nó cần những chỉ tiêu chủ yếu đảm bảo cho công dụng của nó còn các chỉ tiêu khác ko
được chú ý nhiều
VD:với bộ truyền đai thì yêu cầu về độ bền kéo và tuổi thọ dây đai
4,Thế nào là bề mặt đối tiếp của các CTM:
-là các bề mặt của CTM có tác dụng tương hỗ với nhau ,tiếp xúc trực tiếp với nhau hoặc thông qua
1 lớp vật liệu bôi trơn.
Vd: Ôr trượt ,ổ bi,các răng ăn khớp


5,Bề mặt đối tiếp trùng:là bề mặt đối tiếp danh nghĩa của hai chi tiết tạo thành khâu
VD:mối ghép bằng độ dôi,mối ghép then,then hoa….
,Các bề mặt đối tiếp không trùng có thể thấy ở các bề mặt tương hỗ của bánh răng và thanh
răng,của bộ truyền bánh răng của các bề mặt vật thể lăn.
6,Thông số đặc trưng cho cường độ chịu tải của bề mặt đối tiếp không trùng:
+áp suất bề mặt:P=
+ứng suất dập: σd
Khi các bề mặt đối tiếp trùng ko di chuyển tương đối nhau thì cường độ lực pháp tuyến đặt vào bề
mặt gọi ứng suất dập.
σd =
+ứng suất tiếp xúc:
H=Zm
Trong đó Zm là hằng số đàn hồi Zm=
qH:tải trọng riêng tiếp xúc
qH=
=
:bán kính cong vật thể lăn

(-):khi tiếp xúc ngoài
(+):khi tiếp xúc trong
µ=0,3 Zm=0,591 , =
σH=0,418
Nêu công thức tính áp suất của các bề mặt đối tiếp tiếp xúc theo mặt trụ tròn
. σd =
FR lực hướng tâm
d : đường kính cua r mặt trụ tròn
l :chiều dài mặt trụ tiếp xúc
Nêu công thức Héc tính thông số σH với TH tx đường.
Công thức Héc:σH=Zm
Trong đó
Z m=
qH=Fn/Ltx-tải trọng riêng tiếp xúc
Fn:lực pháp tuyến giữa 2 hình trụ
Ltx:chiều dài làm việc của đường tiếp xúc
,:mô đun đàn hồi và hệ số poát xông của vật liệu hai hình trụ 1 và 2
:bán kính cong tương đương đc xác định:=
(hình vẽ trang 42)
7,Các thông số đặc trưng cho điều kiện làm việc của các bề mặt đối tiếp:
Hình vẽ 2-10 trang 47
+áp suất bề mặt:P=
+ứng suất dập: σd


-vận tốc trượt giữa các bề mặt đối tiếp vs
Vẫn tốc trượt vs là vận tốc chuyển động một điểm trên bề mặt đối tiếp với điểm trùng nó trên bề
mặt kia.
, vận tốc vòng của điểm k tương ứng
=-=⇒ = :tổng vận tốc của điểm tiếp xúc đối với vùng tiếp xúc

⇒ tỉ số =…=….: là vận tốc trượt riêng đặc trưng cho cường độ sinh nhiệt các bề mặt đối tiếp
-bề mặt vượt khả năng chống mòn tốt hơn bề mặt lùi
là 1 thông số dộng học quan trọng đặc trưng cho điều kiện làm việc trong điều kiện tiếp xúc.
Phân tích ảnh hưởng của vận tốc trượt và vận tốc trượt riêng đối với chi tiết máy:
Vận tốc trượt vs là một trong những thông số động học quan trọng nhất .Hệ tọa độ trong mf vuông
góc với đường tx dc ký hiệu là τKn,trục τ là tiếp tuyến của các bề mặt 1 và 2.Thành phần vận tốc
hướng theo trục τ của các điểm tiếp xúc trên các bề mặt 1,2 được ký hiệu V τ1 ,Vτ2.Đối với con lăn
tròn có đường trục cố định trị số Vτ1 ,Vτ2 chính là vận tốc vòng.
Hình chiếu của vận tốc trượt trên trục τ: =-=Khi các con lăn ko di chuyển tương đối theo hướng trục thì Vsτ1= Vs1; Vsτ2= Vs2
Vận tốc trượt riêng với các con lăn ϑ1==
ϑ đặc trưng cho cường độ sinh nhiệt của các bề mặt tiếp xúc.Nếu F n áp lực pháp tuyến giữa các con
lăn và f hệ số ma sát thì công của lực ma sát trong t/g dt là:
dW=Fnfdt
cùng trong t/g dt đường tiếp xúc di chuyển trên bề mặt các con lăn 1 , 2 một khoảng ds1=dt , ds2=dt
tỷ số = Fnf/= Fnf ϑ1
= Fn f ϑ 2
Đặc trưng cho công của lực ma sát thực hiện trên một đơn vị chiều dài cung của từng con lăn.Tăng
ϑ nhiệt lượng sinh ra ki tiếp xúc di chuyển trên một đơn vị chiều dài cung sẽ tăng lên ,cường độ
sinh nhiệt và khả năng mòn sẽ tăng lên.(hình vẽ)

8,Nêu tác dụng của bôi trơn các bề mặt đối tiếp của chi tiết máy.nêu các dạng ma sát trượt có
thể gặp trong thực tế kỹ thuật :
-Tác dụng của bôi trơn:
Làm giảm ma sát giảm cường độ mòn đẩy các sản phẩm ra khỏi vùng tiếp xúc tạo khả năng nâng
cao độ êm dịu cơ cấu
Thực hiện chức năng bao kín và chống han gỉ
Truyền nhiệt và tăng khả năng làm mát
Tính chất của dầu bôi trơn:

+độ nhớt:là sự cản trở chuyển động tương đối giữa các lớp vật liệu bôi trơn.Bản chất của nhớt là
ma sát trong của vlbt
+tính chất bôi trơn:là khả năng hình thành trên bề mặt ctm1 lớp màng mongr gọi là màng giới
hạn(có khả năng làm giảm ma sát)
-Các dạng ma sát:
+Ma sát ướt:
+Ma sát giới hạn :
+Ma sát ko có chất bôi trơn:
+Ma sát nửa ướt:
+Ma sát khô
+Ma sát hỗn hợp:
9,Trình bày nd nguyên lý thủy động.Các điều kiện để thực hiện ma sát ướt .Để thực hiện ma
sát ướt theo nguyên lý thủy động là gì?Cho ví dụ trong thực tiễn kỹ thuật đã được sử dụng
các điều kiện trên để thực hiện ma sát ướt.Để thực hiện ma sát ướt cho ổ trượt chặn thì làm
thế nào?
-nội dung nguyên lý thủy động:
+nguyên lý BTTD:xét 2 bề mặt đối tiếp tạo với nhau 1 góc α giữa chúng hình thành 1 khe hở hình
nêm,giữa chúng có đầy dầu bôi trơn ⇒ hình thành 1 lớp màng gh trên BM1,BM2
+Dựng hệ trục tọa độ oxy như hình vẽ cho bề mặt (1) chuyển động với vận tốc v theo phương ngang
1 góc α
+Do dầu có độ nhớt nên tạo thành 1 dòng dầu dồn nén vào khe hẹp tạo ra áp suất dư gọi là áp suất
thủy động
+Gọi hx là độ lớn khe hẹp ở tọa độ x ;vmx là vận tốc trung bình của dòng dầu ở tọa độ x.Vì dòng dầu
là liên tục nên trong 1 dv thời gian lượng dầu chảy qua các mặt cắt như nhau ⇒ hx.vmx=const
+sự thay đổi áp suất thủy động tuân theo phương trình reynold
=6
µ:độ nhớt động lực của dầu
:độ lớn khe hẹp ở vị trí áp suất thủy động đạt max
+Khi tổng áp suất thủy động thắng được

tải ngoài đảm bảo cho 2 bmđt ko trực tiếp txuc nhau ,có 1 lớp dầu ngăn cách thì thực hiện được ma
sát ướt.
Cho ví dụ trong thực tiễn kỹ thuật đã được sử dụng các điều kiện trên để thực hiện ma sát
ướt
-Để thực hiện ma sát ướt cho ổ trượt chặn :do ko có sẵn khe hở hình nêm nên khi trục có tốc độ
quay n lớn ,để thực hiện nguyên lý bôi trơn thủy động ta vát trên lót ổ các khe hình nêm
10, Tại sao trục quay tốc độ rất cao người ta thường dùng ổ trượt mà không dùng ổ lăn?
Khi trục quay tốc độ rất cao người ta thường dùng ổ trượt mà không dùng ổ lăn vì khi ổ lăn quay
mỗi con lăn bị ép vào vòng ngoài bởi một lực ly tâm
Flt=(0,5mdm )
Trong đó m:khối lượng của con lăn
ωc:vận tốc của vòng cách
Khi ổ làm việc với vận tốc cao lực ly tâm sẽ làm cho ổ bị quá tải ,sinh nhiệt n làm tăng tốc độ mòn
của vòng cách và giảm tuổi thọ của ổ.
11:Mục đích của việc tính nhiệt là gì?Cho ví dụ phải tính nhiệt khi tính toán thiết kế chi tiết
máy,nêu công thức tính ?
Do ma sát nên một phần cơ năng bị mất mát biến thành nhiệt và làm nóng các bộ phận tiếp xúc
nhau.Nhiệt độ tăng làm thay đổi điều kiện làm việc của các bề mặt tiếp xúc là nguyên chính làm
giảm tính chất bảo vệ của dầu khi đó dễ xãy ra dính và xước
Mục đích của việc tính nhiệt là đảm bảo nhiệt độ làm việc của dầu,đảm bảo tính bội trơn và độ
nhớt của dầu hạn chế hỏng hóc của máy
Ví dụ cần tính nhiệt:Tính nhiệt cho các trong các khớp động(ổ,các bộ truyền ma sát,bánh răng,trục
vít)
Công thức tính nhiệt:Điều kiện làm việc của dầu td <
Nf là công suất do nhiệt độ của dầu sinh ra
N’ là công suất thoát ra khi dòng nhiệt thoát ra
->N’>Nf
Với bộ truyền ăn khớp:Nf=N1(1-μ)

[ td max ]


Với μ là hiệu suất bánh truyền
Với ổ:Nf=Tf .ω (Tf là mô men ma sát trong ổ, ω là vận tốc góc của ổ).
*Tính N’:khi nhiệt thoát ra ngoài không khí:N’kk=Ω(td-tkk)
Ω=Kkt.Akt +Kt .At
Kkt,Kt là hệ số tỏa nhiệt của bề mặt vỏ hộp không được thổi cưởng bức và được thổi cưởng bức
Akt,At là diện tích bề mặt chứa dầu trong bề mặt không được thổi và được thổi tương ứng
Câu 12:Thế nào là tải trọng tĩnh,tải trọng thay đổi?Cho ví dụ minh họa
Tải tỉnh là tải trọng ko thay đổi theo thời gian hoặc thay đổi không đáng kể với vận tốc thay đổi bé
VD,trọng lực ,lực xiết của buloong,áp suất chất khí hay lỏng trong bình
Tải động :là tải trọng thay đổi theo thời gian(trừ những tải thay đổi chậm tới giá trị ko đổi)
VD tt tác dụng lên răng của đĩa xích hay bánh răng
Câu 13:Khi nào chi tiết máy được tính theo độ bền tĩnh?Khi nào chi tiết được tính theo độ
bền mỏi?cho ví dụ minh họa .Khi tải trọng thay đổi làm thế nào để tính toán chi tiết máy?
chi tiết máy được tính theo độ bền tĩnh:khi CTM chịu tải trọng tĩnh
chi tiết được tính theo độ bền mỏi: khi ứng suất thay đổi theo chu trình khá lớn
Khi tải trọng thay đổi làm thế nào để tính toán chi tiết máy:
Do tải trọng thường thay đổi nên trong quá trình tính toán ng ta đứa ra k/n tải trọng danh nghĩa.Tải
trọng danh nghĩa là tải trọng lớn nhất hay tải trọng tác dụng trong t/g dài nhất trong số các bậc tải
trọng làm việc tác dụng trong chế độ đã xác định.Khi tính toán ng ta thường thay tải trọng thay đổi
bằng tải trọng tĩnh.Có 2 p/á
+chọn trc một tải trọng tĩnh bất kỳ Qttthường chọn tải trọng lớn nhất và tìm số chu trình thay đổi
ứng suất tương đương NE sao cho dưới td của tải trọng Q tt trong NE chu trình ứng suất mức độ ảnh
hưởng đến sức bền mỏi của chi tiết tương đương với ảnh hưởng của chế độ tải trọng đã cho.
+chọn trc số chu trình thay đổi ứng suất tính toán N ctt và tìm tải trọng tương đương QE sao cho ả/h
của tải trọng QE trong Nctt chu trìh ứ/s sức bền mỏi của chi tiết tương đương với ả/h của chế độ tải
trọng thay đổi cho trc.
Câu 14:Thế nào là ứng suất tĩnh,ứng suất thay đổi,cho ví dụ minh họa;Nêu các thông số đặc

trưng cho chu trình ứng suất,vẽ chu trình ứng suất tiếp xúc và chu trình ứng suất uốn của
răng ở bộ truyền bánh răng?cho biết đây là loại chu trình gì?
ứng suất tĩnh:là ứng suất ko thay đổi theo thời gian (hoặc thay đổi rất ít ko đáng kể)
Vd:buloong bị xiết chặt
ứng suất thay đổi:là ứng suất là trị số hoặc chiều của có thay đổi theo thời gian.
Vd:trục của dây đai ,hay bánh răng
các thông số đặc trưng cho chu trình ứng suất:mỗi chu trình thay đổi ứng suất được đặc trưng
bởi và hệ số tính chất chu trình R=
quan hệ giữa biên độ ứng suất và ứng suất trung bình với và R là:
=0,5(-)=0,5(1-R )
=0,5(+)=0,5(1+R )
Các chu trình ko đối xứng cùng dấu (R>0) ,ko đối xứng khác dấu(R<0),đối xứng (R=-1)và mạch
động(R=0 và R=)là những chu trình đặc trưng của chi tiết máy .Khi =0 sẽ có R=1 và chi tiết máy
chịu ứng suất tĩnh.


vẽ chu trình ứng suất tiếp xúc của răng ở bộ truyền bánh răng (hình số 12-37 trang 296)

Chu trình ứng suất uốn của răng ở bộ truyền bánh răng(hình số 12-38 trang 302)

Đây là loại chu trình ứng suất ko thay đổi theo thời gian.
Câu 15:Phép tính độ bền tiếp xúc của bộ truyền bánh răng là phép tính độ bền tĩnh hay độ
bền mỏi
là phép tính độ bền mỏi do tính độ bền tiếp xúc của bộ truyền bánh răng là phép tính toán ngăn
chặn chi tiết máy bị phá hỏng bởi ứng suất thay đổi,bị phá hỏng do mỏi hay chi tiết ko đủ sức bền
mỏi.

Câu 16:Xây dựng công thức tính số chu trình thay đổi ứng suất tương đương Qe,Ne để thay
thế tải trọng tỉnh bằng tải trọng bậc bằng tải trọng tĩnh tương đương
Khi chi tiết máy chịu tải trọng thay đổi phải tìm số chu trình thay đổi ứng suất tương đương N E hay

tải trọng tương đương QE đề đưa về tính ở chế độ tải trọng tĩnh tương đương
Để xác định trị số NE và QE thường dung pt: =const


Hay =const
Khi CTM chịu tải trọng thay đổi ta phải tìm ứng suất Q=Ω.
Với ư/s t xúc theo điểm đường ν=2,ν=3 tường ứng
Với ứng suất uốn xoắn kéo ν=1
=const , m’=
(hình 4-7 trang 87)

⇒==
:dc gọi tổn thất mỏi ứng với tải trọng
Tổn thất mỏi tổng cộng
++….+ =
:là hệ số phụ thuộc đặc tính tải trọng
⇒=
Câu 17:Trình bày ảnh hưởng của kích thước,hình dạng và trạng thái bề mặt của chi tiết máy
đến độ bền mỏi của chi tiết máy
Ảnh hưởng của kích thước:
Khi tăng kích thước tuyệt đối của chi tiết sự ko đồng đều về cơ tính của vật liệu tăng lên ,trong kim
loại có nhiều khuyết tật hơn ,chiều dày tương đối của lớp bề mặt đc tăng bền do gia công cơ hoặc
cơ nhiệt giảm xuống.Bởi vậy khi tăng kích thước tuyệt đối của mặt cắt chi tiết các đặc trưng về độ
bền của vật liệu như giới hạn bền giới hạn chảy giới hạn mỏi sẽ giảm xuống.
Ảnh hưởng của hình dạng:
Những chỗ có sự thay đổi hình dạng của chi tiết cũng như ở những vùng lắp có độ dôi ứng suất bị
tăng lên .Hiện tượng này gọi là hiện tượng tập trung ứng suất.Trong TH chịu tải trọng tĩnh sự tập
trung ứng suất chỉ có ả/h trong giới hạn đàn hồi chứ ko ả/h đến lực phá hoại chi tiết.Trong TH chịu
ứng suất thay đổi ,tập trung ứng suất làm giới hạn mỏi giảm hẳn xuống .Sự tập trung ứng suất ko
những phu thuộc vào dạng biến dạng kích thước của chi tiết là còn phụ thuộc vào vật liệu.

Ảnh hưởng của trạng thái bề mặt:


Khi chịu tải tĩnh trạng thái bề mặt làm việc hầu như ko ả/h đến độ bền chi tiết .Khi chịu ứng suất
thay đổi trạng thái lớp mặt có ả/h tới giới hạn mỏi vì n vết nứt do mỏi thường phát sinh ở ngoài bề
mặt kim loại.
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
23,khi cắt răng cho bánh răng thẳng bằng dao xọc dạng thanh răng có số răng Z<17 đề k xảy
ra hiện tượng cắt chân răng thì làm ntn?
Khi chế tạo đường đỉnh răng cắt đường ăn khớp ngoài điểm B1 và xảy ra hiện tượng cắt chân
răng.Để ko cắt chân răng khi chế tạo phải dịch dao 1 lượng tối thiểu.Để cho đường đỉnh dao cắt
đường ăn khớp Wb1 tại điểm b1 hoặc trong đoạn Wb1
+Δmin= xmin.m=PQ
+PQ=WP-WQ=.m- r.sin2α
= .m- sin2α
⇒xmin.m.m- sin2α
⇒ xmin.. - sin2α =(1-Z. )
⇒ xmin=(1-)
Với =1 và α=200 ⇒ =17
⇒ xmin=
Nếu z<17 ⇒ xmin>0.Vậy khi cắt răng cho bánh răng thẳng bằng dao xọc dạng thanh răng có số răng
z<17 đề k xảy ra hiện tượng cắt chân răng thì phải dung dịch chỉnh dương với hệ số xmin

24,đề ko xảy ra hiện tượng cắt chân răng mà ko dùng đến dịch chỉnh khi chế tạo bánh răng
thì lằm ntn?


25,Dịch chỉnh trong chế tạo bộ truyền bánh răng côn khác dịch chỉnh trong chế tạo bộ truyền
bánh răng trụ ntn?

26,trình bày quá trình ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
A=(nn)*(O2 ;ra2) là điểm vào khớp ,tức mọi cặp răng đều vào khớp tại A.
B=(nn)*(O1 ;ra1) là điểm ra khớp ,tức là mọi cặp răng đều ra khớp tại B
AB là đoạn ăn khớp thực.AABB miền ăn khớp thực
-Khi cặp 1 vừa vào khớp thì căp 2 trước đó đang ăn khớp tại vị trí 2-Khi quá trình ăn khớp tiếp tục
thì cặp 2 sẽ tới vị trí B và ra khớp.còn cặp 1 sẽ tới 1 ‘ mà 1’ 2’=Pbt
-Khi cặp 2 đã ra khớp thì cặp 1 sẽ tiếp tục ăn khớp trong(1’ 2) .Khi cặp 1 tới vị trí 2 thì cặp tiếp
theo vào khớp và quá trình lặp lại
Nhận xét :trong khoảng (1’ 2 )chỉ có 1 cặp răng ăn khớp.Trong các đoạn (1 1’ )và (2 2’)có 2 cặp
răng ăn khớp


Với BTBRTR THẲNG sự vào và ra khớp diễn ra trên toàn bộ chiều dài răng.Tổng chiều dai tiếp
xúc thay đổi từ bw-> 2bw-> bw Như vậy với cặp bánh răng trụ răng thẳng hai mặt răng vào khớp và
ra khớp đột ngột trên suốt bề rộng bánh răng ,ăn khớp ko êm có va đập và tiếng ồn.(cường độ tải
trong qn =Fn/LΣ thay đổi đột ngột)
27,vẽ dạng biểu đồ sự phân bố tải trên mặt răng của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.cho
biết ý nghĩa của biểu đồ này?

Ý nghĩa:trên bề mặt răng nghiên đường tx nằm chếch 1 góc λ .Góc λ tăng
khi tăng góc � .Tải trọng phân bố ko đều trên đường tx .Nó có trị số lớn nhất ở vùng giữa răng vì
khi ăn khớp tổng cộng của đôi răng tại đấy là cực đại.Khi di chuyển trong mf ăn khớp ,đường tx di
chuyển theo hướng 1 đến 3
Vị trí 1 dễ gây nguy hiểm khi chịu uốn,vết nứt do mỏi uốn bắt đầu ở đáy răng chỗ tấp trung ứng
suất rồi phát triển theo một góc nghiêng µ về phía đỉnh
Do đường tx bố trí chếch trên mặt răng nên việc lựa chọn vật liệu bánh dẫn tốt hơn bánh bị dẫn có
td nâng cao đáng kể sức bền của bộ truyền.
28,sự khác nhau cơ bản về đặc điểm hình học của bộ truyền bánh răng nghiêng so với bộ
truyền bánh răng thẳng là gì?
Phương răng nghiêng trái hoặc nghiêng phải giá trị của �:0<�<450

Có 2 loại môdun: mt (mf ngang), và mn(mf pháp). Pt (bước răng ngang)Pn(bước răng pháp)

Pt = Pt/cosβ
Với BTBRT răng ngiêng mooddun tiêu chuẩn là mooddun pháp
Xét trong mặt cắt ngang các thong số hình học của btbrtr ngiêng ,xác định tương tự btbrt răng
thẳng,nhưng sau đó thay mooddun ngang theo modun tiêu chuẩn
Bán kinh tiêu chuẩn r1=1/2 mtZ1=(1/2m)/ cosβ. Z1
R2=1/2 m Z1=(1/2m)/ cosβ. Z2
Khoảng cách trục a=1/2mt(Z1+ Z2)
Các thông số xác định trên mặt mút và trên mặt pháp tuyến có mối liên quan như sau:
mn=mtcos�;tg αn=tg αtcos�;
tg αwn=tg αwtcos�


29,Giải thích tại sao bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng làm việc êm hơn và khả năng tải
cao hơn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cùng kích thước vật liệu
-làm việc êm hơn:
Khác với bánh răng thẳng,bánh răng nghiên không vào khớp đột ngột theo toàn bộ chiều dài răng
mà vào khớp từ từ từng điểm một,đường tiếp xúc của các bề mặt làm việc của bánh răng nghiêng
một góc β so với trục bánh răng,trường ăn khớp của bánh răng nghiêng không có một vùng 1 cặp
ăn khớp như bánh răng thẳng
Trong bộ truyền bánh răng thẳng tải trọng truyền một cách đột ngột từ hai đôi đôi răng sang một
đôi răng và ngược lại,nên gây ra va đập và ồn.Trong truyền động bánh răng nghiêng các răng chịu
tải và thôi tải từ từ,ngoài ra trong trường hợp ăn khớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng ăn
khớp.Vì vậy bánh răng nghiêng ăn khớp êm nên giảm được tiếng ồn và tải trọng phụ
-khả năng tải cao hơn:
Do tăng và LΣ tăng -> qn giảm
Răng thẳng : :=
Răng ngiêng ===

Ta xét
LΣ=l1+ l2+ l3=BI/cos�+ cos�+A*K/ cos�
LΣ= (BI+ A*K)+ cos�=2 cos�

30,trình bày các đặc điểm ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:


A,sự vào khớp ,ra khớp của 1 cặp răng bắt đầu từ 1 điểm rồi lan dần trên toàn bộ chiều dài đường
tiếp xúc của 1 cặp răng dẫn đến tải trọng riêng qn không thay đổi đột ngột vì vậy BTBRT răng
nghiêng làm việc êm ,ít rung,ít ồn.(hình vẽ

B,BTBRT răng nghiêng tại thời điểm ít nhất cũng có 2 cặp răng ăn khớp ⇒tổng chiều dài tiếp xúc
lớn ⇒giảm cường độ tải trọng trên chiều dài tiếp xúc vì vậy tăng khả năng tải và sức bền cho bộ
truyền
C,do đường tiếp xúc nằm nghiêng trên mặt răng gây ra tập trung tải trọng n làm tăng sức bền uốn
cho răng
-tại B :tổng độ cứng của 2 răng là lớn nhất,tại B có qn max ⇒tại B có ứng suất tiếp xúc lớn bề mặt
răng dễ bị phá hỏng.
31,Tại sao khi tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng ngiêng góc nghiên b thường lấy từ 70210.khi muốn sử dụng b lớn b=350 thì phải làm thế nào?Giải thích
β là góc nghiêng của bánh răng
chọn góc β lớn vì:
-lực dọc trục Fa phụ thuộc β, tải trọng riêng của răng:ql=f/l
Nếu β lớn thì l lớn do đó q1 nhỏ,vì vậy bánh răng sẽ chịu tải lớn hơn
-mặt khác khi thay thế bánh răng nghiêng bằng bánh răng trụ răng thẳng tương đương thì đường
kính vòng chia và số răng tương đương là:
Dv=d/cos2β
Zv=z/cos3β
Khi tăng β thì dv và zv tăng thì khả năng tải của bộ truyền tăng
Nhưng ta lại thấy rằng,khi tăng β thì bước vòng pbt tăng,trong khi chiều dài đoạn ăn khớp thực ga
không đổi nên hệ số trùng khớp ngang εα giảm.(ga= εα .pbt)

Việc giảm hệ số trùng khớp ngang nên β không được lấy lớn
-ngoài ra việc tăng β quá giá trị cho phép thì sinh ra lực dọc trục trong quá trình làm việc lớn có
hại cho ổ trục
Muốn sử dụng β lớn β=35 thì phải sử dụng bánh răng nghiêng chữ V
Bánh răng nghiêng có góc nghiêng từ 20-40
32,Xây dựng BT bánh răng trụ răng thằng thay thế cho BT bánh răng trụ răng nghiêng:
Xét trong mặt phẳng vuông góc với phương răng ,sự ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng tương tự bánh răng thẳng cùng mooddun do đo ta xây dựng .
C= r =d/2
e=r/ cos�
rv = e2/c= r/ cos�2
.Đường kính bánh răng tương đương dv=d/ cos�2
Số răng của bánh răng tương đương


Zv=dv/m=d/m. cos�2 =mtZ/mt cos�3 =
z/ cos�3
NX:khi tăng góc nghiêng � thì dv và Zv tăng làm tăng khả năng tải của bộ truyền.(vẽ hình)

33,vì sao phải xây dựng bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thay thế cho bộ truyền bánh
răng nghiêng
Xét trong mặt phẳng vuông góc với phương răng ,sự ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng tương tự bánh răng thẳng cùng mooddun do đó ta xây dựng
34,So sánh ưu nhược điểm của bánh răng trụ răng nghiêng và bánh răng trụ răng thẳng
Ưu điểm:
-Khả năng tải tốt
-ở bánh răng nghiêng luôn có từ hai cặp răng ăn khớp nên khả năng ăn khớp tốt hơn,khả năng tải
tốt,tải trọng riêng tác động lên mỗi răng nhỏ nên khả năng quá tải giãm tránh được hổng hóc tuổi
thọ của răng cao hơn bánh răng thẳng
-ở bánh răng nghiêng các bánh răng không vào khớp một cách đột ngột theo chiều dài răng mà vào

một cách từ từ do vậy răng chịu tải và thôi tải một cách từ từ,vì vậy bánh răng nghiêng làm việc
một cách ổn định,êm,không gây tiếng ồn trong khi làm việc
-Cùng tải trọng cùng vật liệu thì răng ngiêng cho phép có kích thước nhỏ hơn
Nhược điểm :
Xuất hiện thành phần lực dọc trục Fa,thành phần này tác dụng lên ổ trục.Để khắc phục hiện tượng
này người ta chế tạo bánh răng nghiên hình chữ V để các thành phần dọc trục này triệt tiêu nhau
35,xây dựng bộ truyền bánh răng trụ thay thế cho bộ truyền bánh răng côn
Mô đun m=mtd
Đường kính các vòng chia dv1=(đường kính tb)
dv2=
chiều rộng vành răng bv=b
số răng Zv1=
Zv1=
Tỷ số truyền uv=u2
Nếu là BTBR côn răng nghiêng hoặc răng cong thì BTBR trụ tương đương là BTBR trụ răng
nghiêng sau đó lại phải quay về BTBR trụ răng thẳng tương đương.
Khi đó:đường kính các vòng chia dvn1=
dvn2=
số răng:
Zvn1=
Zvn2=
36,tại sao phải xây dựng bộ truyền bánh răng trụ thay thế bộ truyền bánh răng côn?


Dạng răng của bánh răng côn răng thẳng trên mặt nón phu tb,giống như dạng răng của bánh răng
trụ răng thẳng có các thông số mtd=mtb ;Ztd=Z/cosδ .Bánh răng thẳng này đc gọi là bánh răng tương
đương.Khả năng tải của bộ truyền bánh răng côn chỉ bằng 0,85 khả năng tải của bộ truyền bánh
răng thẳng tương đương.Do đó có thể tính toán bộ truyền bánh côn qua bánh răng thẳng tương
đương,với tải trọng tăng lên 1/0,85 lần.
37,so sánh ưu ,nhược điểm của bộ truyền bánh răng côn so với bộ truyền bánh răng trụ

So với bộ truyền bánh răng trụ bánh răng côn có kích thước khối lượng lớn hơn,lắp ghép đòi hỏi độ
chính xác cao hơn
Để cắt răng phải dùng máy cắt và dao chuyên dùng
Ngoài yêu cầu đảm bảo dung sai kích thước ăn khớp cần đảm bảo dung sai các góc ,khi lắp ghép
cần đảm bảo đỉnh các mặt côn trùng nhau
Các trục bánh răng côn cắt nhau nên khó bố trí ổ trục.Việc cố định ổ trục phức tạp vì có lực dọc
trục
Tuy nhiên vẫn sử dụng rộng rãi do nhu cầu truyền chuyển động giữa các trục cắt nhau.
38,Nêu mục đích của phân tích lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng?tại sao khi phân tích
lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng lại bỏ qua lực ma sát trên mặt răng,xây dựng các công
thức tính các thành phần lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng,từ công thức đã viết
hãy suy ra công thức tính các thành phần lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ tiêu
chuẩn,với mô men truyền không đổi,nhưng đảo chiều quay lực ăn khớp của bộ truyền bánh
răng trụ răng nghiêng thay đổi thế nào
Trả lời:
Mục đích:
Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng gồm 3 thành phần:
Lực vòng(Ft);lực hướng tâm (Fa); lực dọc trục (Fr)
-Xác định lực vòng để tính toán thiết kế bánh răng:tính toán sức bền uốn,sức bền tiết xúc
-lực Ft gây ra mô men xoắn,lực Fa và Fr gây mô mên uốn cho trục tính toán thiết kế trục và ổ đở
Bỏ qua lực ma sát trong bộ truyền bánh răng vì hệ số ma sát f nhỏ, bánh răng thường được bôi
trơn nên giãm được ma sát,vận tốc trượt bé
thực tế việc bỏ qua như vậy không ảnh hưởng đến kết quả tính toán.
*xây dụng công thức tính các thành phần ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng
-dời lực ăn khớp Fn về tâm ăn khớp
-trong mặt ăn khớp phân tích lực Fn thành lực dọc Fa và thành phần vuông góc với đường tâm ăn
khớp :F=Fncosβb.( βb góc ngiêng của mặt răng và đường sinh)Trong mặt phẳng vuông góc với trục
bánh răng phân tích tiếp lực F=Fncosβb thành lực hướng tâm Fr và lực vòng Ftw
Ta có: Ftw=2T/dw
Fa=Ftw.tgβw (βw góc ngiêng răng trên mặt răng trụ)

Fr=Ftw.tgαtw =Ftw.tgαnw/cosβw
Fn=Ftw/(cosαtwcosβb)=2T/(dw.cosαtwcosβb)
(αtw góc ăn khớp thuộc mặt phẳng vuông góc trục) (αnw góc ăn khớp thuộc mặt phẳng vuông góc
phương răng)
±

Khi x1 x2 =0 có βw = β ; dw =d. ; Ftw = Ft ;
Fn=2T/(d.cosαtcosβb)

cosαtwcosβb =cosαtcosβb bởi vậy


lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng trụ tiêu chuẩn:β=0;
Nên: Fa=0
Ftw=2T/dw ; FR = Ftw.tgαtw
; Fn=2T/(dw.cosαw)
Bánh răng tiêu chuẩn:dw =d. ; Ftw = Ft αw =α
Với mô men truyền không đổi nhưng đảo chiều quay của lực ăn khớp thì các thành phần Ft và Fa
đổi chiều còn lực Fr không đổi chiều(VẼ HÌNH các thành phần lực và đổi chiều của lực)

39,Tại sao hộp giãm tốc hai cấp bánh răng nghiêng,thì chiều răng của hai bánh răng trên
trục trung gian lại phải bố trí cùng chiều nghiêng
Mục đích:triệt tiêu lực dọc Fa tác động lên ổ trục(vẽ hình)

∑ Fa → 0
40,Hiện tượng tập trung tải trọng và tải trọng động ở bộ truyền bánh răng là gì?Để kể đến
ảnh hưởng của tập trung tải trọng và tải trọng đọng khi tính toán phải làm thế nào?
-Do biến dạng của trục,vỏ,gối tựa,và bản thân bánh răng nên bộ truyền tải trọng không phân bố đều
theo chiều rộng răng sinh ra hiện tượng tập rung tải trọng

-do sai số chế tạo,lắp ghép cũng như biến dạng của răng khi chịu tải làm cho tỉ số truyền tức thời
thay đổi,bánh bị dẫn quay không đều gây nên trong khớp một tải trọng phụ
*để kể đến hệ số tập trung tải trọng và tải trọng động khi tính toán cần thêm vào hệ số tải trọng
tính toán K=Kβ.Kv
Tỉ số tải trọng riêng cực đại và tải trọng riêng trung bình gọi là hệ số tập trung tải trọng
Kβ=qmax /qmin
Tải trọng động Kv=1+qv/q
qv:tải trọng động riêng
41,Nêu và phân tích biện pháp làm giảm tập trung tải trọng cho bộ truyền bánh răng ?
Tại sao khi tải trọng không đổi và độ cứng của mặt răng HB<350,vật tốc vòng v<15m/s có thể
bỏ qua tập trung tải trọng?
Hệ số tập trung tải trọng Kβ :\
Nguyên nhân do biến dạng của trục ,vỏ gối tựa và bản thân bánh răng cũng như sai số do chế tạo
bộ truyền tải trọng không phân bố đều theo chiều rộng của bánh răng.
Biện pháp giảm tập trung tải trọng:
-bố trí bánh răng đố xứng đối với ổ,do bố trí đối xứng nên độ võng của trục không làm cho các
bánh răng lệch nhau do đó tải trọng được phân bố đều trên bánh răng.nếu các bánh răng đặt lệch
trục,bánh răng bị lẹch nhau 1 góc làm cho các bánh răng không tiếp xúc được với nhau theo đường
mà tiếp xúc theo mép,vì vậy tải trọng tập trung không đều
-dùng các bánh răng có độ mềm nhất định để khi chịu tải chung bị biến dạng và tiếp xúc tốt hôn
-nếu bánh răng cứng,vận tốc cao thì nên sử dụng bánh răng có chiều rộng nhỏ hay chế tạo bánh
răng có hình dạng tang trống
Tại vì:răng có độ cứng hb<350,vân tốc v<15m/s thì bánh răng có khả năng biến dạng lớn nên khả
năng tiếp xúc với nhau lớn,có hiện tượng mòn cục bộ,bánh răng chạy mài nên có thẻ loại bỏ được
tập trung ứng suất
42,Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán của bộ truyền bánh răng?phép tính sức bền uốn
được sử dụng cho bộ truyền bánh răng kín như thế nào?
Các dạng hỏng hóc:
Tróc rỗ mặt răng do mỏi: do ứng suất txucs thay đổi theo chu kỳ gây ra khi số chu trình ứng suất

đủ lớn-Mòn răng:do các răng có trượt vơi nhau trong điều kiện có ma sát –Dính răng:-Biến dạng
dẻo : do răng làm bằng thép có tính chất đàn hồi –Bong răng :hiệ tượng lớp tăng bền trên bề mặt
bong ra –Gãy răng :do mỏi hoặc quá tải
Chỉ tiêu tính toán cho bộ truyền bánh răng:
Để bộ truyền bánh răng làm việc an toàn,tránh hỏng hóc thi cần phải tính ứng suất bền tiếp xúc và
ứng suất uốn.
σH<[σH]] σF<[σF]
Các bộ truyền kín có dạng hóc chủ yếu là tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra.Bởi vậy
với bộ truyền kín thì tính theo ứng suất tiếp xúc là cơ bản để thiết kế xác định kích thước của bộ
truyền.
-phép tính sức bền uốn chỉ mang tính chất kiểm nghiệm không cần phải tính toán trong thiết kế
43,Trình bày phép tính sức bền tiếp xúc của bộ truyền bánh răng trụ.tại sao với bộ truyền
bánh răng hở không dùng phép tính này?
Tính sức bền tiếp xúc tại điểm trên mặt răng đi qua tâm ăn khớp vì hiện tượng tróc rỗ do mỏi xuất
hiện đầu tiên ở phần giữa răng ,đi qua tâm ăn khớp lệch về phía chân răng


Điều kiện bền tiếp xúc có dạng σH≤[σH]
ứng suốt tiếp xúc có trị số bằng nhau trên cả hai răng nên tính toán trên bánh nào có ứng suất tiếp
cho phép nhỏ hơn
Với giả thiết sự tiếp xúc của hai bánh răng có thẻ coi như sự tiếp xúc của hai hình trụ tròn tiếp xúc
dọc đường sinh có bán kính ρ1 ρ2 bằng bán kính cong của đường thân khai tại điểm tiếp xúc,ta áp
dụng công thức Hec
qH
2 ρtd

σH=ZM
ZM là hệ số tính đến tính chất cơ học của vật liệu
QH là tải trọng riêng tiếp xúc
Ρtd là bán kính cong tương đương

Bộ truyền bánh răng hở không dùng phép tính này vì:Răng của bộ truyền hở không bị tróc nên
không phải tính theo sức bền mỏi tiếp xúc
Bộ truyền kín mà có độ cứng bề mặt cao ta lại tính theo SBU ko theo SBTX là do sự tróc rỗ bề
mặt xảy ra chậm so với gãy răng do mỏi vì uốn
44,Trình bày phép tính sức bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.tại sao trong
công thức tính sức bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng không có hệ số KFα
Công thức tính sức bền uốn ;
σF=YF.Ftw.KFβ.KFv/(m.bw)
Thay Ftw=2T/dw
σF=YF.2.103.T1.KFβ.KFv/(m.bw.dw1)
Trong đó: T1 mô men xoán trên bánh dẫn
dw : Đường kính vòng lăn bánh dẫn
YF Hệ số dạng răng phụ thuộc vào dạng của răng
KFβ Hệ số kể đến hiện tượng phân bố tải trọng không đều theo chiều dài răng
KFv
Hệ số kễ đến hiện tượng phân bố tải trọng động không đều
Không có hệ số KFα :kể đến phân bố tải trọng không đều trên các răng
Đối với bộ truyền bánh răng thẳng,chọn tính sức bền tại tâm ăn khớp là nơi chỉ có một đôi răng ăn
khớp nên không tính đến hệ số KFα
45,Trình bày việc xây dựng công thức tính ứng sức bền uốn của của bộ truyền bánh răng trụ
răng nghiêng?với bộ truyền nào hệ số KFα =1
Ta sử dụng kết quả SBU của btbrt răng thẳng .Và để kể đến sự khác nhau giữa chúng ta đưa vào
các hệ số dịch chỉnhCông thức tính sức bền uốn của bánh răng trụ răng nghiêng:
σF =2.103.T1.KFα.KFβ.KFv.YF.Yβ /(m.εα.bw.dw1)
Trong đó:
T1 mô men xoán trên bánh dẫn
dw : Đường kính vòng lăn bánh dẫn
YF Hệ số dạng răng phụ thuộc vào dạng của răng
KFβ Hệ số kể đến hiện tượng phân bố tải trọng không đều theo chiều dài răng
KFv

Hệ số kễ đến hiện tượng phân bố tải trọng động không đều
εα.:hệ số trùng khớp
Yβ:hệ số dạng răng
hệ số KFα :kể đến phân bố tải trọng không đều trên các răng


+với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong 1 thời điển có ít nhất 2 đôi răng ăn khớp nên khi
tính toán nhất thiết phải kể đến sự phân bố không đều tải trọng lên các răng
+KFα=1 với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
46,Xây dựng công thức tính các thành phần lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn
nghiêng(hoặc cung răng tròn).Từ đó suy ra công thức tính thành phần lực ăn khớp của bộ
truyền bánh răng trụ răng thẳng(trang 313)
Thay thế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng bằng bộ truyền bánh răng trụ tương đương có góc
nghiêng của răng bằng βnm của bộ truyền bánh răng côn:
Tính lực ăn khớp của bộ truyền tương =>công thức tính cho bộ truyền bánh răng côn
Thay tgαtw=tgαt=tgαn/cosβnm ta có:
Ftw=2T/dw
Fav=Ft.tgβnm
Frv =Ft. tgαt=Ft.tgαn/cosβnm
Chiếu các lực Fav và Frv theo hướng song song và vuông góc với trục bánh răng côn sẽ được các
lực chiều trục Fa,lực hướng tâm Fr của bộ truyền bánh răng côn
Đối với bánh dẫn:
±

Fa=Ft(tgαn.sinδ sinβnm.cosδ )/cosβnm
m

Fr=Ft ( tgαn.cosδ sinβnm .sinδ )/cosβnm
Đối với bánh bị dẫn:
m

Fa=Ft(tgαn.sinδ sinβnm.cosδ )/cosβnm
±

Fr=Ft ( tgαn.cosδ sinβnm .sinδ )/cosβnm
Lực ăn khớp của bánh răng thẳng:ứng với βnm=0
Fa=Fttgαn.sinδ
Fr=Ft .tgαn.cosδ
(vẽ hình)

47,Trình bày phương pháp xây dựng công thức tính sức bền cho bộ truyền răng côn;


Việc tính toán bộ truyền bánh răng côn được đưa về tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
tương đương với nó;khi tính toán phải kễ đến số liệu thực tế cho khả năng tải của bộ truyền bánh
răng côn chỉ bằng 0.85 khả năng tải của bộ truyền bánh răng trụ tương đương với nó
Trục vít – bánh vít
Câu 34: Xây dụng công thức vận tốc trượt và tỉ số của trục vít và bánh vít. Từ công thức đó rút
ra nhận xét gí?
Vận tốc trượt: khác với bộ truyền bánh răng, vận tốc V 1 và V2 của trục vít không trùng phương và
có trị số khác nhau. Để đảm bảo ren trục vít luôn tiếp xúc bánh vít thì hình chiếu cử vận tốc V 1 và
V2 lên phương pháp tuyến n-n phải bằng nhau; do đó vậ tốc trượt V s hướng tiếp tuyến với đg ren
trục vít => ta có thể tính vận tốc trượt Vs như sau:
Vs = V12 +V22 =V1 / cosγ

, với

V1 =π d1n1 /60.1000

m/s,

π d1n1
Vs =
6.104 cosγ

γ

V2/V1 = tg =>
m/s.
(Hình vẽ số 13-6 trang 12- tập 2)

γ

γ ≤

Nhận xét: với là góc nâng của đường ren vít, thực tế
30o nên V2 < V1 và Vs > V1 vận tốc
trượt là rất lớn nên công sinh ra do lực ma sát là rất lớn (N ms lớn)=> bộ truyền làm việc với hiệu
suất thấp và nhiệt sinh ra lớn dẫn tới nhanh mòn răng và dính răng.
Tỷ số truyền:
ω n v /r
u= 1 = 1 = 1 1
ω2 n2 v2 / r2


Z2 Z2 Z2
=
=
qtgγ q Z1 Z1
q

=
u=

Z2
Z1

Vậy
Nhận xét: do số răng của trục vít rất nhỏ (1 tới 3 răng ) nên tỷ số truyền u của bộ truyền là rất lớn./.
Câu 35: Tại sao khi tính toán thiết kế bộ truyền trục vít- bánh vít phải tính nhiệt? Xây dựng
công thức tính nhiệt?
Bộ truyền trục vít – bánh vít hoạt động tương tự như bánh răng do vậy khi tính toán thiết kế trục
vít- bánh vít.
Do Vs >> nên Nms_ >> nhiệt lượng tỏa ra khi bộ truyền trục vít bánh vít làm việc sinh ra quá lớn sẽ
là cho dầu bôi trơn nóng lên, tdầu> [tdầu] thì dầu sẽ mất khả năng bôi trơn => hỏng mòn là chủ yếu
(do trục vít thường là bằng vật liệu có cơ tính cao nên ren trục vít ít bị mòn mà chủ yếu là ren bánh
vít bị mòn) => do vậy khi thiết kế trục vít- bánh vít cần phải tính nhiệt để tránh hiện tượng mòn
răng.
Điều kiện để tính nhiệt là tmax dầu

≤

[tdầu].

Q1=(1−η ) N1

Gọi Q1 là nhiệt lượng sinh ra do tổn thất ma sát thì
Q2 là nhiệt lượng tỏa ra môi trường xung quanh từ vỏ hộp chứa của bộ truyền=>
Q2= ktA., (kt là hệ số truyền nhiệt bằng diện tích, A là diện tích bề mặt của bộ truyền nó đc xác
định bằng phần diện tích vỏ hộp tiếp xúc với không khí- không kể phần đáy hộp,bên trong có dầu

kể cả dầu vung tóe)
todầu là nhiệt độ của dầu, to là nhiệt độ môi trường.
≤

Điều kiện đảm bảo về nhiệt cho bộ truyền là Q1 Q2 (*).
Nếu đk (*) này không đc thỏa mãn thì ta phải làm mát bằng cách:
-Tăng diện tích A,
- Tăng hệ số truyền nhiệt kt,
- Dùng them quạt gió, dung nước làm mát,
- Dùng bơm bơm dầu, cho dầu đi qua bể lạnh sau đó phun trực tiếp vào chỗ ăn khớp của trục vít và
bánh vít.(tránh làm giảm chuyển động của bộ truyền thì chỉ nên để dầu ngập 1/3 bán kính với cấp
chậm và ngập chiều cao răng trục vít hay trục vít với bánh vít cấp nhanh)./.
Câu 36: Trình bày dịch chỉnh khi chế tạo bộ truyền trục vít- bánh vít?
Mục đích: Đảm bảo khoảng cách trục cho trước or khoảng cách trục theo tiêu chuẩn.
Nx: Bánh vít dù là dịch chỉnh hay không dịch chỉnh thì đều đc cắt bằng 1 dao và sẽ ăn khớp với
trục vít có cùng kích thước, do vậy trục vít luôn đc chế tạo không theo tiêu chuẩn.
Các thông số dịch chỉnh:
- Đg kính vòng chia dz luôn2 không đổi vì vòng chia chính là vòng lăn khi chế tạo mà quá trình ăn
khớp bộ truyền giống quá trình chuyển động cắt bánh vít.
da2= mz2+ 2m+ 2xm,
df2= mz2- 2,4m+ 2xm,
Nếu cho trước khoảng cách trục aw :
x= aw/m – 0,5(q+ z2)
 aw= 0,5(q+z2+2x)m=a+xm.


Nx: do khoảng cách trục aw sẽ thay đổi khi dịch chỉnh nhưng d2= const => đường kính vòng lăn
trục vít sẽ thay đổi.
dw1= (q+2x)m = qm+2mx=d1- 2mx; để tránh hiện tượng cắt chân răng hoặc nhọn răng người ta chọ
±

hệ số dịch chỉnh x nằm trong khoảng 0,7
./.
Câu 37: Nêu sự khác nhau giữa ở bộ truyền trục vít – bánh vít với bộ truyền bánh răng?Giải
thích?
Bánh vít dù là dịch chỉnh hay không dịch chỉnh thì đều đc cắt bằng 1 dao và sẽ ăn khớp với trục vít
có cùng kích thước, do vậy trục vít luôn đc chế tạo không theo tiêu chuẩn.
Đối với dịch chỉnh bộ truyền bánh răng phụ thuộc vào sổ răng do hệ số dịch chỉnh tối thiểu là:
xmin= h*ao(1-z/zmin)= (17-z)/17.
Nếu z= 17 thì xmin=0 thì không cần dịch chỉnh,nếu z>17 thì x min <0 dịch chỉnh âm, nếu z<17 thì
xmin>0 dịch chỉnh dương.
Trường hợp zmin càng nhỏ thì càng có lợi, tuy nhiên khi đó h ao* => hệ số trùng khớp giảm khả năng
tải thấp.
Câu 38: Viết công thức tính hiệu suất của bộ truyền trục vít- bánh vít; nêu biện pháp nâng cao
hiệu suất cho bộ truyền.
Khi làm việc thì công suất mất mát của bộ truyền trục vít- bánh vít gồm: ma sát ăn khớp, ma sát ổ
trục, khuấy dầu.
Do bộ truyền trục vit- bánh vít hoạtđọng theo nguyên lý khớp vít nên hiệu suất đc tính theo khớp
vít.
Nếu trục vít chủ động:
T ω
F d ω
η = η12 = 2 2 = t 2 2 2
T1ω1
Ft1d1ω1
tgγ
=
tg (γ +ϕ ')

γ

góc năng ren,

ϕ'

,

là góc ma sát tương đương.

Nhận xét: Hiêu suất sẽ tăng

γ

+ Khi góc nâng tăng, ma sát tương đương giảm. tg =z1/q =>tăng z1 or giảm q, tuy nhiên cần thay
đổi z1 và q sao cho hợp lý vì khi q giảm thì d1 giảm, độ cứng của trục vít sẽ giảm.
+Khi giảm góc ma sát tương đương: bằng cách bôi trơn tốt, chọn vật liệu có hệ số ma sát nhỏ, làm
nhẵn mặt răng và ren.
Nếu bánh vít chủ động:
Thì

T ω tg (γ −ϕ ')
ηk =η 21= 1 1 =
T2ω2
tgγ

γ ≤ϕ '

η21 =0

Nếu

thì
lúc đó xảy ra hiện tượng tự hãm. Hiệu suất của bộ truyền khi bánh vít dẫn động là
nhỏ(nhỏ hơn 0,5%)./.
Câu 39: Giải thích tại sao bộ truyền trục vít bánh vít có hiệu suất thấp hơn nhiều so với bộ
truyền bánh răng?
Hiệu suất của trục vít- bánh vít là:


T ω F d ω
ηk =η12 = 2 2 = t 2 2 2
T1ω1 Ft1d1ω1

phụ thuộc vào hệ số ma sát,nếu đc bôi trơn 1 cách đây đủ thì hệ số ma sát phụ
thuộc vào vận tốc trượt vs. Đối với trục vít- bánh vít thì vs là lớn nên hiệu suất của nó nhỏ hơn bánh
răng./.
Câu 40: Trình bày tính nhiệt cho bộ truyền trục vít bánh vít nêu biện pháp làm mát cho bô
truyền này?
Bộ truyền trục vít – bánh vít hoạt động tương tự như bánh răng do vậy khi tính toán thiết kế trục
vít- bánh vít.
Do Vs >> nên Nms_ >> nhiệt lượng tỏa ra khi bộ truyền trục vít bánh vít làm việc sinh ra quá lớn sẽ
là cho dầu bôi trơn nóng lên, tdầu> [tdầu] thì dầu sẽ mất khả năng bôi trơn => hỏng mòn là chủ yếu
(do trục vít thường là bằng vật liệu có cơ tính cao nên ren trục vít ít bị mòn mà chủ yếu là ren bánh
vít bị mòn) => do vậy khi thiết kế trục vít- bánh vít cần phải tính nhiệt để tránh hiện tượng mòn
răng.
Điều kiện để tính nhiệt là tmax dầu

≤

[tdầu].

Q1=(1−η ) N1

Gọi Q1 là nhiệt lượng sinh ra do tổn thất ma sát thì
Q2 là nhiệt lượng tỏa ra môi trường xung quanh từ vỏ hộp chứa của bộ truyền=>
Q2= k(t1-t0)A; (kt là hệ số truyền nhiệt bằng diện tích,t 1 là nhiệt độ bên trong hộp giảm tốc; t0 là
nhiệt độ môi trường oC; A là diện tích bề mặt của bộ truyền nó đc xác định bằng phần diện tích vỏ
hộp tiếp xúc với không khí- không kể phần đáy hộp,bên trong có dầu kể cả dầu vung tóe)
todầu là nhiệt độ của dầu, to là nhiệt độ môi trường.
≤

Điều kiện đảm bảo về nhiệt cho bộ truyền là Q1 Q2 (*).
Nếu đk (*) này không đc thỏa mãn thì ta phải làm mát bằng cách:
-Tăng diện tích A,
- Tăng hệ số truyền nhiệt kt,
- Dùng them quạt gió, dung nước làm mát,
- Dùng bơm bơm dầu, cho dầu đi qua bể lạnh sau đó phun trực tiếp vào chỗ ăn khớp của trục vít và
bánh vít.(tránh làm giảm chuyển động của bộ truyền thì chỉ nên để dầu ngập 1/3 bán kính với cấp
chậm và ngập chiều cao răng trục vít hay trục vít với bánh vít cấp nhanh)./.
Câu 41: Tại sao khi tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng lại không phải tính nhiệt mà với bộ
truyền trục vít- bánh vít lại phải tính nhiệt?


Câu 42: Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán bộ truyền trục vít –bánh vít? Dạng hỏng của
bộ truyền trục vít- bánh vít khác bộ truyền bánh răng như thế nào? Tại sao?
Các dạng hỏng:Bộ truyền trục vít- bánh vít hoạt động như bánh răng nên dạng hỏng của nó tương
tự như bánh răng: hỏng bề mặt(troc vì mỏi, mài mòn, dính, biến dạng dẻo bề mặt, bong bề mặt);
dưới tác dụng của ứng suất uốn răng có thể bị gãy do quá tải.
Ngoài ra còn có các dạng hỏng chủ yếu khác như sau:
+ Do vs >>nên Nms lớn và nhiệt lượng tỏa ra lớn=> dạng hỏng mòn là 1 dạng hỏng chủ yếu, do vật
liệu trục vít có cơ tính cao nên ren trục vít rất ít bị mòn mà răng bánh vít bị mòn là chủ yếu.

+ Gãy răng bánh vít là dạng hỏng chủ yếu do ren trục vít có sức bên uốn cao còn răng bánh vít có
sức bền uốn thấp.
Chỉ tiêu tính toán:
+ Thiết kế theo sức bền tiếp xúc để tránh mòn bánh răng.
+ Kiểm nghiệm theo sức bền uốn để tránh làm gãy răng bánh vít.
+ Phải tính nhiệt khi tính toán thiết kế do trong quá trình làm việc v s lớn sinh nhiệt là nguyên nhân
gây mòn và giảm sự bôi trơn của chất bôi trơn.
Khác bộ truyền bánh răng ở chỗ nguyên nhân gây ra hỏng mòn ở trục vít- bánh vít chủ yếu là do
có vs >>, và cơ tính của trục vít cao hơn nhiều so với bánh vít dẫn tới răng bánh vít bị gãy. Bộ
truyền trục vít- bánh vít thường hỏng ở bánh vít hơn là trục vít.
Câu 43: Trình bày phương pháp xây dựng công thức tính bền cho bộ truyền trục vít – bánh vít?
Các dạng hỏng chủ yếu của bộ truyền trục vit – bánh vít gồm mòn răng và gãy răng bánh vít
Ta xác định ứng suất tiếp xúc của bộ truyền trục vít – bánh vít từ công thức tổng quát:
σ

H

=Z

M

qH
≤ [σ ]
H
2 ρ td

,
Khi tính đến sự phân bô không đồng đều tải trọng và sự phát sinh tải trọng động, tải trọng riêng
tính toán thì
q

H

F .K
Ft 2 .K H
= n H =
l∑
l∑ .cosα .cosγ

l

Tương tự như bộ truyền bánh răng nghiêng, tổng chiều dài tiếp xúc
các ren trục vít là :

∑

giữa các răng bánh vít với


l

∑

εα

=K

l

ε α .bw

cosγ

, Kl là hệ số kể đến việc giảm chiều dài đg tiếp xúc do không xảy ra toàn bộ cung ôm,

= 1,8….2,2;

=>

b w = 0,5d 2δ

,

0,5d1.εα .δ
l =K .
2
l
cosγ

1
1
1
1
=
+
=
ρtd
ρ1 ρ 2 ρ2

, do xem răng trục vít như răng thẳng nên
+ Xem bánh vít là răng nghiêng thì

dv =

=>
=>

d2
cos 2γ

=>

ρ1=∞

,

d sin α n
ρtd = ρ 2 ≈ 2
2cos 2 γ

sin α n ; sin α .cosγ

d sin α
ρtd = 2
2cos γ

σ

H

=(

72,6. zm
T K
). H 2 H ≤ [σ ]
H
d2
d1

=>
Thay d1 = qm=qd2/z2
d ≥ 17, 4
2

=>

TH 2 K H Z 2
([σ H ]/Zm )2 .q

≥

a 0,5d2(q/z2 +1)
Khi bánh vít làm bằng đồng thanh E2= 0.9.105mP.
Khi trục vít làm bằng thép thì E1= 2,15.105mP.
T K z
d 2 =6153 H 2 H 2
[σ H ]2q

=>
Khi thiết kế phải xác định trước tỷ số q/z2 ,(đối với bộ truyền lực nên lấy tỷ số bằng 0,22…0,4).
Tính sức bền uốn: chỉ tính với với răng bánh vít vì vật liệu làm trục vít có cơ tính cao nên ren trục
vít bền hơn ren bánh vít.

F .K
σ F =0.7YF 2 . t 2 F ≤[σ F ]
b2mn

,

Với Ft2 là lực vòng trên bánh vít- KF là hệ số tải trọng tính toán,
đương của bánh vít./.

mn =m cos γ

Câu 44: Tại sao với bộ truyền trục vít – bánh vít khi tải không đổi thì
K

β

≠1

?

, YF2 tra theo số răng tương
K β =1

và khi tải thay đổi thì