Giao trinh Chi tiết máy

Chương 1
NHỮNG VẤN ĐỀ CƠ BẢN TRONG TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I.

CÁC KHÁI NIỆM - MÔN CHI TIẾT MÁY:

1. Chi tiết máy:
a/ Định nghĩa: Chi tiết máy là đơn vị nhỏ và hoàn chỉnh của máy.
b/ Phân loại: Theo công dụng, các chi tiết máy được chia làm 2 nhóm:
-

Chi tiết máy có công dụng chung: là các chi tiết máy được dùng phổ biến trong nhiều loại
máy khác nhau (VD: bánh răng, trục, ổ trục…). Đặc điểm của nhóm này là nếu cùng một
loại thì công dụng giống nhau, hình dạng - kết cấu tương tự. Do đó, có thể dùng chung 1
phương pháp tính toán thiết kế. Đay là đối tượng nghiên cứu của môn chi tiết máy.

-

Chi tiết máy có công dụng riêng: chỉ được dùng trong một số loại máy nhất định (VD: trục
khuỷu, van, bánh tua-bin,…). Đặc điểm và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết máy
này được trình bày trong các giáo trình chuyên môn.

2. Nhiệm vụ, tính chất, vị trí môn học chi tiết máy:
-

“Chi tiết máy” là khoa học về thiết kế hợp lý các chi tiết máy có công dụng chung.

-

Môn học chi tiết máy vừa mang tính lý thuyết, vừa gắn liền với các kết quả thực nghiệm.

-

“Chi tiết máy” là một trong những môn kỹ thuật cơ sở của chương trình Đại học kỹ thuật cơ
khí, là cầu nối giữa các kiến thức khoa học cơ bản, cơ sở với các kiến thức chuyên môn.

II.

TẢI TRỌNG VÀ CÁC ỨNG SUẤT:

1. Tải trọng:
a/ Định nghĩa: Tải trọng là lực, moment tác dụng lên chi tiết máy trong quá trình làm việc.
b/ Phân loại: Theo mối liên hệ giữa tải trọng và thời gian, tải trọng được phân làm 2 loại:
-

Tải trọng không đổi (tải trọng tĩnh): là tải trọng không thay đổi theo thời gian hoặc thay đổi
không đáng kể (ít gặp trong thực tế).

-

Tải trọng thay đổi: là tải trọng có phương, chiều hoặc độ lớn thay đổi theo thời gian. Tải
trọng thay đổi đột ngột gọi là tải trọng va đập.

2. Ứng suất:
Dưới tác dụng của tải trọng, chi tiết máy phát sinh ứng suất (kéo, nén, uốn, xoắn, cắt, dập, tiếp
tiếp xúc,…).
a/ Phân loại: 2 loại; gồm:
-

Ứng suất tĩnh: không thay đổi theo thời gian.

-

Ứng suất thay đổi: biến thiên theo thờ gian.

b/ Các đặc trưng của một chu trình ứng suất thay đổi tuần hoàn:

1


Một vòng thay đổi ứng suất từ trị số giới hạn này sang trị số giới hạn khác rồi trở về trị số ban
đầu gọi là chu trình ứng suất. Thời gian thực hiện một chu trình gọi là một chu kỳ.
Chu trình ứng suất đặc trưng bởi:

-

σ max − σ min
2
Biên độ ứng suất: σa =

-

Ứng suất trung bình: σm =

σ max + σ min
2

-

Hệ số tính chất chu kỳ: r =

σ min
σ max

Tùy theo giá trị r, ta có các loại chu trình ứng suất sau:
•

r = -1: chu trình đối xứng.

•

r ≠ 1: chu trình không đối xứng; nếu σmin hoặc σmax = 0, gọi là chu trình mạch động
gián đoạn hay liên tục.

Ghi chú:
Nếu σa và σm không thay đổi theo thời gian thì gọi là ứng suất thay đổi ổn định; ngược lại gọi là ứng
suất thay đổi không ổn định.
c/ Tính toán các giá trị ứng suất:
Việc tính toán các giá trị ứng suất kéo, nén, uốn, xoắn, cắt theo các công thức của môn sức bền vật
liệu.
•

Trường hợp ứng suất dập giữa 2 bề mặt hình trụ, ta có:
σd =

F
dl

F: lực tác dụng.
d, l: đường kính ổ và chiều dài tiếp xúc.
•

Trường hợp 2 hình trụ song song tiếp xúc nhau khi chưa chịu tải thì tiếp xúc theo đường, khi
chịu tải thì vùng tiếp xúc là một dãy hẹp, ứng suất cực đại trên vùng tiếp xúc lúc đó được
tính theo công thức Héc:
σ tx = 0,418

q.E
ρ

q: tải trọng riêng (N/m).
ρ: bán kính cong tương đương (mm).
E: modun đàn hồi tương đương (N/mm2).

2


•

Nếu chi tiết máy chịu ứng suất phức tạp thường tiến hành tính toán theo ứng suất tương
đương dựa vào thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng (thuyết bền thứ 4):
σtd =

III.

σ 2 + 3τ 2

NHỮNG CHỈ TIÊU CHỦ YẾU VỀ KHẢ NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT
MÁY:

Có 5 chỉ tiêu: sức bền, độ cứng, độ bền mòn, khả năng chịu nhiệt và độ ổn định dao động.

1. Sức bền
a/ Định nghĩa: Sức bền là khả năng tiếp nhận tải trọng của chi tiết máy mà không bị phá hỏng.
Đây là chỉ tiêu quan trọng nhất của phần lớn các chi tiết máy.
Nếu một chi tiết máy không đảm bảo sức bền thì sẽ xuất hiện biến dạng dư lớn hoặc có thể bị
gãy, vỡ hay hỏng bề mặt làm việc. Nếu phá hỏng xảy ra trong toàn bộ thể tích thì liên quan đến
sức bền thể tích. Nếu hỏng bề mặt thì liên quan đến sức bền bề mặt.
Có hai trường hợp của sự phá hỏng: phá hỏng tĩnh liên quan đến sức bền tĩnh và phá hỏng mỏi
liên quan đến sức bền mỏi. Phá hỏng tĩnh do ứng suất làm việc vượt quá giới hạn bền tĩnh của
vật liệu, thường do quá tải đột ngột gây nên. Phá hỏng mỏi là do tác dụng lâu dài của ứng suất
thay đổi có giá trị vượt quá giới hạn bền mỏi của vật liệu (gắn liền với tuổi thọ theo yêu cầu).
b/ Phương pháp tính
Xuất phát từ điều kiện bền:
σ ≤ [ σ] =

σgh
n

τ ≤ [ τ] =

τgh
n

σ, τ : ứng suất sinh ra trong chi tiến máy.
[σ], [ τ ]: ứng suất cho phép; σgh , τ gh : ứng suất giới hạn;
n: hệ số an toàn
c/ Cách xác định giới suất giới hạn.
-

Trường hợp chi tiết máy chịu ứng suất tĩnh:
o Đối với vật liệu dẻo: ứng suất giới hạn là giói hạn chảy của vật liệu.

o Đối với vật liệu giòn: ứng suất giới hạn là giới hạn bền của vật liệu.

-

Trường hợp chi tiết máy chịu ứng ứng suất thay đổi:
o Nếu chu kỳ làm việc ≥ N 0 (số chu kỳ cơ sở) thì ứng suất giới hạn là giới hạn mỏi dài
hạn: σr
o Nếu N < N0 thì ứng suất giới hạn mỏi ngắn hạn σN = Kσr
K: hệ số tuổi thọ (K>1).
3


d/ Hệ số an toàn n:
Xác định hệ số an toàn hợp lý đảm bảo kết cấu có đủ độ tin cậy và giá thành hạ. Có thể xác
định bằng 2 cách:
-

Tra bảng: hệ số an toàn được cho sẵn trong bảng tra ứng suất cho phép. Phương pháp này
đơn giản nhưng chỉ dùng được trong phạm vi hẹp.

-

Tính theo công thức: n = n1.n2.n3

n1: hệ số xét đến sự chính xác khi xác định tải trọng và ứng suất.
(n1=1-1,5)
n2: hệ số xét đến sự đồng nhất về tính cơ bản của vật liệu.
(n2=1,25-2,5)
n3: hệ số xét đến mức độ quan trọng của chi tiết, bộ phận máy .
(n3=1-1,5)

2. Độ cứng:
a/ Định nghĩa: độ cứng là khả năng của chi tiết máy cản lại biến dạng đàn hồi dưới tác dụng của
tải trọng. Có 2 dạng độ cứng: độ cứng thể tích và độ cứng tiếp xúc.
b/ Phương pháp tính toán:
-

Tính độ cứng thể tích: xuất phát từ điều kiện về độ cứng
Chuyển vị thực (dài, góc) ≤ chuyển vị cho phép
VD: Truờng hợp thanh chịu kéo (hay nén), chuyển vị thực là độ dãn dài (hay độ co): ∆l ;
trường hợp thanh chịu xoắn, chuyển vị thực là góc xoắn φ.
Trị số các chuyển vị thực đựợc xác định theo công thức của “sức bền vật liệu”.
Trị số các chuyển vị cho phép được xác định theo điều kiện làm việc cụ thể của chi tiết máy
trong từng loại máy.
Để đánh giá khả năng chống biến dạng (đàn hồi) của chi tiết máy, người ta còn dùng hệ số
độ cứng, là tỉ số giữa tải trọng tác dụng (lực, moment) với biến dạng do chúng gây ra. Hệ số
độ cứng được xác định theo các công thức “sức bền vật liệu”.
VD: đối với thanh làm bằng vật liệu có môdun đàn hồi E, có tiết diện không đổi S, chiều dài
l, chịu lực kéo F, độ cứng của thanh là K:
k=

-

F σ.S
S
∆l
=
= E. (vì σ = E. )
∆l ∆l
l
l

Tính độ cứng tiếp xúc: cũng là giới hạn biến dạng tiếp xúc (phải nhỏ hơn giá trị cho phép)
Trường hợp tiếp xúc của các vật thể nhẵn, đồng nhất, tiếp xúc ban đầu theo điểm hoặc

đường, biến dạng tiếp xúc được xác định theo lý thuyết Héc – Beliaep.

4


Trường hợp các vật thể có diện tích tiếp xúc lớn (VD: giữa bàn trượt với sống trượt máy
tiện), biến dạng tiếp xúc được xác định bằng thực nghiệm.
3. Độ bền mòn:
a/ Các khái niệm:
Mòn: là sự thay đổi dần kích thước, hình dạng của các bề mặt tiếp xúc trượt tương đối với nhau,
do tác dụng của lực ma sát trong điều kiện bôi trơn không tốt.
Mòn dẫn đến phá vỡ điều kiện làm việc bình thường của cơ cấu, máy và có thể làm cho chi tiết
bị hỏng.
Độ bền mòn: là khả năng của chi tiết máy có thể làm việc được trong một khoảng thời gian nhất
định mà lượng mòn không vượt quá trị số cho phép.
b/ Phương pháp tính toán: có hai phương pháp
-

Tính toán đảm bảo ma sát ướt: tính toán sao cho khi làm việc, hai bề mặt luôn được ngăn
cách bởi một lớp bôi trơn.

-

Tính toán giới hạn áp suất:

Giữa áp suất (hoặc ứng suất tiếp xúc) và quãng đường ma sát cho phép có hệ thức

pm.s = const
p: áp suất
s: quãng đường ma sát
m: số mũ (m = 1-3), phụ thuộc chế độ ma sát
Dựa vào hệ thức trên, ta thấy để đảm bảo một độ bền mòn nhất định (một giá trị S chọn trước) thì
cần giới hạn áp suất.
Điều kiện tính toán là: p ≤ [p]
Trong một số trường hợp, để xét ảnh hưởng của vận tốc trượt đến độ bền mòn và sự sinh nhiệt
người ta sử dụng điều kiện: p.v ≤ [p.v]
Các giá trị cho phép [p], [p.v] được xác định từ thực nghiệm và lập thành các bảng tra.
4. Khả năng chịu nhiệt:
a/ Tác hại của nhiệt và khả năng chịu nhiệt:
-

Tác hại của nhiệt: Nhiệt sinh ra do quá trình làm việc hoặc do ma sát, làm cho chi tiết máy,
dầu bôi trơn nóng lên. Điều này dẫn đến: giảm khả năng tải của chi tiết máy (do cơ tính của
vật liệu giảm), gây biến dạng nhiệt, làm giảm độ nhớt của dầu bôi trơn (dẫn đến mòn, dính).

-

Để đảm bảo khả năng chịu nhiệt:
o Đối với các chi tiết má phải làm việc ở nhiệt độ cao, cần phải chọn vật liệu có tính
chịu nhiệt để chế tạo chi tiết máy (thép bền nhiệt, hợp kim titan chịu nhiệt).

5


o Đối với các chi tiết máy làm việc trong điều kiện thông thường, cần tính toán và tìm
biện pháp để hạn chế nhiệt độ trong phạm vi cho phép.
b/ Phương pháp tính toán:

Tính toán đơn giản nhất về nhiệt và kiểm nghiệm điều kiện:
t0 ≤ [t0]
t0: nhiệt độ làm việc, được xác định dựa vào nguyên lý cân bằng nhiệt.
[t0]: tùy theo loại vật liệu chế tạo chi tiết máy hay dầu bôi trơn.
Nếu không thoả điều kiện này, phải tìm các biện pháp làm nguội.
Trong một số trường hợp, sau khi tính nhiệt độ t0, cần tính biến dạng nhiệt, ứng suất nhiệt.
Ghi chú: trường hợp phải thiết kế chi tiết máy làm việc ở nhiệt độ cao, cần chú ý chọn vật liệu thích
hợp và khi tính toán phải xét đến hiện tượng từ biến của vật liệu (biến dạng dẻo từ từ và liên tục
dưới nhiệt độ cao) và sự giảm ứng suất theo chiều ngang sinh ra do chi tiết máy chịu tải lâu.
5. Độ ổn định dao động:
a/ Nguyên nhân và tác hại của dao động:
-

Dao động thường do các chi tiết quay không cân bằng, chi tết máy không đủ độ cứng, tốc độ
làm việc cao,…

-

Dao động gây ra ứng suất phụ thay đổi theo chu kỳ có thể làm chi tiết máy bị gãy. Trong
một số trường hợp, dao động làm giảm chất lượng làm việc của máy (VD: máy cắt kim
loại).

b/ Định nghĩa độ ổn định dao động:
Độ ổn định dao dộng là khả năng chi tiết máy có thể làm việc trong một phạm vi tốc độ cần
thiết mà không bị rung quá giới hạn cho phép.
c/ Phương pháp tính toán:
-

Tính toán về dao động cụ thể là xác định tần số dao động riêng của chi tiết máy hoặc cơ cấu
để tránh cộng hưởng (đôi khi để tìm nguyên nhân gây ra dao động), hay tính biên độ dao

động rồi so sánh vớ trị số cho phép.

-

Để khử dao động cần tìm cách triệt tiêu những ngoại lực sinh ra dao động (khó thực hiện),
có thể làm giảm dao động bằng cách làm thay đổi tính chất động lực học của hệ thống ay
dùng các thiết bị giảm rung.

IV.

ĐỘ BỀN MỎI CỦA CHI TIẾT MÁY:

1. Hiện tượng phá huỷ mỏi - độ bền mỏi:
Đối với các chi tiết máy làm việc với ứng suất thay đổi theo thời gian, sau một số chu kỳ sẽ có
những vết nứt tế vi tại những vùng chịu ứng suất lớn. Khi số chu kỳ làm việc đến một giới hạn

6


nào đó, số vết nứt và kích thước các vết nứt tăng lên dẫn đến phá hủy chi tiết máy. Đó là hiện
tượng phá huỷ mỏi. Khả năng chi tiết máy cản lại sự phá huỷ mỏi gọi là độ bền mỏi.
2. Đường cong mỏi:
Bằng các thí nghiệm về mỏi, có thể thiết lập được đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa ứng suất
(σa hay σm) và số chu kỳ thay đổi ứng suất mà mẫu thử có thể chịu được cho đến khi bị phá huỷ.
Đồ thị này gọi là đường cong mỏi, có dạng như hình bên;
Đoạn cong trên đường cong mỏi có phương trình σm.N = const; trong đó m là bậc của đường
cong mỏi, N là tuổi thọ ứng với ứng suất σ
3. Nhận xét mối quan hệ giữa ứng suất và tuổi thọ:
-

Khi ứng suất càng lớn thì tuổi thọ (N) càng giảm.

-

Khi giảm ứng suất đến giá trị σr nào đó thì N có thể tăng đến khả năng khá lớn mà mẫu thử
không bị gãy hỏng (đoạn thẳng trên đồ thị). Ứng suất được gọi là giới hạn mỏi dài hạn của
vật liệu. Số chu kỳ N0 ứng với σr gọi là chu kỳ cơ sở, đối với thép N0 = 106 – 107.

Lưu ý: đối với hợp kim màu, không có đoạn nằm ngang.
N
Ta có: σNm.N = σrm.N0 ⇒ σN = σr m 0
N
σN : giới hạn mỏ ứng với số chu kỳ N < N0, gọi là giới hạn mỏi ngắn hạn.
Đặt K =

m

N0
(>1) là hệ số tuổi thọ, ta có: σN = K.σR
N

4. Trường hợp chi tiết máy chịu ứng suất thay đổi không ổn định:
Đối với trường hợp này, cần xác định số chu kỳ tương đương:
m

σ 
Ntđ = ∑  i  .N i
 σl 
Trong đó; σi là ứng suất tác dụng trong Ni chu kỳ; σl: giá trị lớn nhất của các σi
Nếu: Ntđ < N0 thì tính theo giới hạn mỏi ngắn hạn

Ntđ > N0 thì tính theo giới hạn mỏi dài hạn
5. Các nhân tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi:
Việc thí nghiệm để xác lập đương cong mỏi được tiến hành đối với những mẫu thử nhẵn, trụ
trơn, có quy cách xác định, được chế tạo từ những vật liệu có độ đồng đều nhất định về cơ tính.
Các chi tiết máy thực tế có những khác biệt với các mẫu thử, do đó có ảnh hưởng đến việc xác
định giới hạn mỏi.
Các nhân tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi:
-

Hình dạng, kết cấu.

-

Kích thước tuyệt đối.
7


-

Chất lượng bề mặt.

V.

ĐỘ TIN CẬY:

1. Định nghĩa: Độ tin cậy là khả năng sản phẩm (chi tiết máy, thiết bị công trình,…) thực hiện
chức năng của mình và duy trì chức năng, nhiệm vụ đó trong suốt thời gian đã định ứng với
các điều kiện vận hành, chăm sóc, bảo dưỡng cụ thể.
2. Các chỉ tiêu đánh giá độ tin cậy:
Nt

N0

-

Xác suất làm việc không hỏng R(t) =

-

Cường độ hỏng: λ( t ) =

-

Tuổi thọ hữu ích, tuổi thọ γ phần trăm.

-

Hệ số sử dụng (đối với các chi tiết máy phục hồi được)
Ks=

∆N ht .∆t
Nt

t ev
t ev + t e + t p

3. Phương pháp nâng cao độ tin cậy:
-

Hạn chế số lượng chi tiết trong thiết bị; các chi tiết cần có độ tin cậy gần bằng nhau.

-

Tăng hệ số an toàn của các chi tiết.

-

Bôi trơn, che kín tốt.

-

Sử dụng các kết cấu tự lựa để hạn chế sự phân bố không đều của tải trọng.

-

Nếu có tải ngẫu nhiên cần có các thiết bị an toàn (ly hợp an toàn, rơ-le).

VI.

CHỌN VẬT LIỆU VÀ CHẾ TẠO CHI TIẾT MÁY:

1. Các yêu cầu đối với vật liệu:
-

Đảm bảo chi tiết máy có đủ khả năng làm việc.

-

Thoả mãn yêu cầu về khối lượng và kích thước.

-

Có tính công nghệ cao.

-

Giá rẻ.

2. Các loại vật liệu thường dùng:
Thép, gang, hợp kim màu, vật liệu gốm, vải, gỗ, da, chất dẻo,…
VII.

KHÁI NIỆM CHUNG VỀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY:

1. Đặc điểm thiết kế:
-

Sử dụng cả các công thức chính xác và công thức kinh nghiệm hay gần đúng. Sai số trong
tính toán được bù lại bằng việc cho ứng suất cho phép hoặc hệ số an toàn thích ứng.

-

Thông thường phải tính sơ bộ, sau đó phải tính kiểm nghiệm lại.

8


-

Việc tính toán chủ yếu xác định kích thước của các tiết diện nguy hiểm, các vị trí thường bị
phá hỏng. Các kích thước còn lại chọn theo các điều kiện công nghệ, lắp ráp, kết cấu hợp lý.

Cần định ra một số phương án rối chọn phương án hợp lý nhất.

2. Vấn đề tiêu chuẩn hoá:
a. Khái niệm về tiêu chuẩn hóa:
Tiêu chuẩn hóa quy định những tiêu chuẩn, quy cách về hình dạng, chủng loại, kiểu dáng, các
thông số cơ bản, yêu cầu kỹ thuật, yêu cầu chất lượng,… của sản phẩm.
Tiêu chuẩn hóa giúp nâng cao chất lượng sản phẩm, tạo điều kiện chuyên môn hoá, hợp tá hóa
sản xuất, giảm thời gian và công sức thiết kế, sử dụng vật liệu hợp lý,…
b. Các loại tiêu chuẩn:
-

Tiêu chuẩn nhà nước Việt Nam (TCVN - số thứ tự - năm ban hành)

-

Tiêu chuẩn ngành: TCN.

-

Tiêu chuẩn tỉnh, thành phố: TCV.

-

Tiêu chuẩn cơ cở: TC.

9


TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
ĐẠI CƯƠNG VỀ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Truyền động cơ khí là những cơ cấu dùng để truyền cơ năng từ động cơ đến các bộ phận làm việc
của máy, thông thường có biến đổi vận tốc, lực hay momen và đôi khi có biến đổi cả đặc tính và
quy luật chuyển động.
Theo nguyên lý làm việc, có thể chia truyền động cơ khí thành 2 nhóm chính:
-

Truyền động ma sát: truyền động bánh ma sát (tiếp xúc trực tiếp) và truyền động đai (tiếp
xúc gián tiếp).

-

Truyền động ăn khớp: Truyền động bánh răng, truyền động trục vít (tiếp xúc trực tiếp),
truyền động xích (tiếp xúc gián tiếp).

Ngoài ra còn dùng truyền động vít – đai ốc để biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến.
Các thông số cơ bản của một bộ truyền động cơ khí:
-

Công suất N(Kw), N1 trên trục dẫn, N2 trên trục bị dẫn.
N=

P.V
1000

P(N): lực vòng
V(m/s): vận tốc
Hiệu suất: η =

-

N2 1− Nm
=
N1
N1

Nm: công suấ mất mát
-

Tốc độ vòng n(vòng/phút); n1 của trục dẫn; n2 của trục bị dẫn.

-

Tỉ số truyền: i=

n2
n1

i > 1: giảm tốc
i < 1: tăng tốc
-

Momen xoắn M(N.mm):
9.55.10 6.N
M=
n

Ta có: M2 = M1.i.η

Chương 2
TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

I.

Khái niệm chung:

1. Nguyên lý làm việc:
Truyền động đai là truyền động ma sát trực tiếp, truyền chuyển động và cơ năng nhờ ma sát
giữa đai và các bánh đai.
10


2. Phân loại:
Theo hình dáng tiết diện, có 3 loại:
a. Đai dẹt: có tiết diện chữ nhật, chiều rộng b, chiều dày δ .
b. Đai thang: có tiết diện hình thang, chiều cao h, tiết diện F.
c. Đai tròn: tiết diện hình tròn, đường kính d, chỉ sử dụng trong các máy có công suất nhỏ.
Gần đây, người ta còn sử dụng đai hình lược có cấu tạo gồm nhiều gân dọc hình thang và đai
răng.
Ngoài ra, theo cách bố trí đai và các bánh đai, người ta còn phân ra: truyền động thường,
truyền động chéo, truyền động nửa chéo, truyền động góc.
3. Các phưong pháp điều chỉnh sức căng đai:
Trong quá trình làm việc, đai sẽ dãn dần ra, sức căng giảm xuống, vì vậy cần dùng các biện
pháp điều chỉnh sức căng của đai:
Có 2 phương pháp điều chỉnh sức căng đai:
a. Điều chỉnh sức căng mà không thay đổi khoảng cách trục: nối lại đai (dẹt) sau khi đã dãn
hoặc dùng bánh căng đai (đặt gần bánh nhỏ, trên nhánh bị dẫn).
Chú ý: dùng bánh căng đai làm tăng số chu kỳ bị uốn của đai , do đó làm tuổi thọ của đai
giảm.
b. Điều chỉnh sức căng đai có thay đổi khoảng cách trục; bằng cách di động một trong hai
trục (nhờ vít đẩy, nhờ trọng lượng của động cơ điện và vít).
4. Ưu - nhược điểm:

a. Ưu:
-

Có khả năng truyền chuyển động giữa các trục khá xa.

-

Làm việc êm.

-

Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khi bị quá tải.

-

Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ.
b. Nhược:

-

Khuôn khổ kích thước khá lớn.

-

Tỉ số truyền không ổn định vì có sự trượt đàn hồi.

-

Lực tác dụng lên trục và ổ lót lớn do phải căng đai.

-

Tuổi thọ thấp khi làm việc ở vận tốc cao.

Phạm vi sử dụng: N ≤ (40 - 50) Kw; v = (5 - 30) m/s; i ≤ 5 (đai thang có thể i ≤ 10)
II. Các thông số hính học chính:
Xét trường hợp bộ truyền đai thường
d1, d2 :đường kính tính toán của bánh dẫn và bánh bị dẫn
11


α1,α2 :góc ôm của đai trên bánh dẫn và bánh bị dẫn
β=γ/2

:với γ góc giữa hai nhánh đai

A

:khoảng cách trục

L

:chiều dài đai

1. Đường kính bánh đai:
_ Đường kính bánh d1 có thể xác định theo công thức thực nghiệm Xavêrin:
d 1 = (1100 ÷ 1300).3

N1
n1

d 1 = (5,2 ÷ 6,4).3 M 1

hay

d1 (mm); N1 (kw); n1 (vòng/phút); M1 (N.mm)
_ Đường kính bánh đai lớn d2 được tính theo công thức
d2 = d1.i.(1 - ξ)
i=

n1
:tỉ số truyền
n2

ξ (= 0,01÷0,05): hệ số trượt
d2 ≈ i. d1

Có thể lấy gần đúng:
2. Góc ôm:
α1 = π - 2.β

(rad)

α2 = π + 2.β

(rad)

β ≈ sinβ =

d 2 − d1

2. A

d 2 − d1
d 2 − d1

o
o
α 1 = π − A (rad ) = 180 − A .57
⇒ 
d − d1
d − d1
α 2 = π + 2
(rad ) = 180 o + 2
.57 o

A
A
Cần kiểm tra điều kiện:
α1

≥

150o

Đối với đai thang: α2

≥

120o

Đối với đai dẹt:

3. Chiều dài đai:
Giả sử biết d1, d2, A cần xác định L:

12




d
d
L = ab + 2bc + cd = α 1 . 1 + 2. A. cos β + α 2 . 2
2
2
với

α1, α1 (rad) theo phần 2 ta lấy 2 số hạng đầu của khai triển
cos β ≈ 1 −

β2
2

với

β=

d 2 − d1
2. A

Thế vào biểu thức trên ta được:

π .( d 2 + d1 ) (d 2 − d1 ) 2
L ≈ 2.A +
+
2. A
4. A
4. Khoảng cách trục A:
Giả sử biết d1, d2, L cần xác định A từ công thức tính L ở phần 3:
2

π (d 2 + d 1 )
π ( d 2 + d1 ) 
1 

2 
A ≈ L −
+ L −
 − 2.(d 2 − d1 ) 
4
2
2





Khoảng cách trục A càng lớn thì α1 càng lớn, tần số thay đổi ứng suất trong đai giảm. Do đó
đối với đai dẹt nên lấy A ≥ 2.(d1 + d2). Đối với đai thang, khoảng cách trục tối thiểu: Amin = 0,55.
.(d1 + d2) + h; h: chiều cao đai thang.

Mặt khác, để hạn chế kích thước, giảm giá thành và ngăn ngừa dao động ngang của đai, đối
với đai thang cần hạn chế A ≤ Amax =2.(d1 + d2)
III. Cơ học truyền động đai:
1. Lực tác dụng lên đai:
a.Lực căng đai:
Để tạo ra ma sát cần căng đai với lực căng ban đầu: So
Khi độ truyền làm việc, bánh dẫn chịu tác dụng của momen M 1, trong nhánh dẫn lực tăng lên
S1 và trong nhánh bị dẫn lực giảm xuống S2.
Giả sử vật liệu đai tuân theo định luật Hooke, chiều dài l không đổi trong quá trình làm việc:
S1 = So + ∆S

(a)

S2 = So - ∆S

(b)

⇒ S1 + S2 = 2So

(c)

13


Điều kiện bằng của nhánh đai trên bánh dẫn:
M1 =

d1
( S1 − S 2 )
2

⇒ S1 − S 2 =

2.M 1
=P
2

:lực vòng (P = 1000.N/v)

(d)

p

 S1 = S o + 2

p
 S1 = S o −

2

(c) và (d) ⇒

(e)
Các biểu thức (e) cho ta mối quan hệ giữa lực căng trên các nhánh đai với các lực căng ban
đầu và tải trọng (P). Tuy nhiên, các biểu thức này chưa nêu lên mối quan hệ giữa khả năng tải
của bộ truyền với các nhân tố về ma sát (α1,f).
Để tìm mối quan hệ này, ta xuất phát từ công thức Euler:
S1 = S2.ef.α
f

:hệ số ma sát

α

:cung tiếp xũc

(f)

Kết hợp: (d), (f) với (c) ta có:

e f .α
S
=
P
.
 1
e f .α − 1

P e f .α

 S2 = .
2 e f .α − 1

f .α
S = P . e + 1 
 0 2  e f .α − 1 




(g)
( h)
(i )

Vậy điều kiện để bộ truyền đai làm việc được là:
S0 =

P  e f .α + 1 

.
2  e f .α − 1 

P  e f .α + 1 

⇒ S 0 = . f .α
2  e − 1 

(i’)

Dựa vào (i’) ta thấy với cùng một giá trị S o có thể tăng khả năng tải của bộ truyền (lực vòng P)
bằng các biện pháp:
_ Tăng α (dùng bánh căng đai)
_ Tăng f (đai thang có f’ ≈ 3.f)

14


b. Lực ly tâm:
Khi đai chạy vòng qua bánh đai với vận tốc v, trên mõi phân bố đai có khối lượng dm, nằm
trên cung ôm và choán một cung là dα, xuất hiện lực ly tâm dFlt có trị số:

dFlt = dm.

Gọi

v2
R

R

:bán kính bánh đai.

γ

:khối lượng riêng của đai

b và δ :chiều rộng và chiều dày của đai
Với dα khá nhỏ, ta có:
dm = γ.b.δ.R.dα
⇒ dFlt = γ.b.δ.V2.dα

(a)

Lực ly tâm có tác dụng làm giảm áp suất giữa đai và bánh đai, tạo ra lực căng phụ Sv.
Theo điều kiện cân bằng lực của phân tố đai, ta có:
dFlt = 2.S v . sin

dα
≈ S v .dα
2

(b)

(a) và (b) ⇒ Sv = γ.b.δ.V2
Thay

γ.b.δ = q :khối lượng của 1m đai (cho trong sổ tay), ta có:
Sv

=

Lực căng đai phụ Sv trên tất cả tiết diện đai đều như nhau.
2. Ứng suất trong đai:
a.Các loại ứng suất:: có 2 loại ứng suất
_ Ứng suất kéo: do lực căng đai gây nên
_ Ứng suất uốn: có ở đoạn đai mắc vòng qua các bánh đai.
b. Ứng suất kéo:
_ Lực căng ban đầu So gây nên ứng suất căng ban đầu:

σo =

So
F

F: tiết diện đai.

15

qV2

_ Lực căng S1 sinh ra trên nhán dẫn:

σ1 =

S1 S o
σ
P
=
+
=σo + P
F
F 2.F
2

σP

Trong đó

:ứng suất có ích

_ Lực căng S2 sinh ra trên nhán bị dẫn:

σ2 =

S2
σ
=σo − P
F
2

c.Ứng suất uốn:
Giả sử vật liệu đai tuân theo định luật Hooke:
σu = E.ε

Ta có: ε =

ε

:độ dãn dài tương đối của thớ ngoài cùng

E

:môđun đàn hồi của vật liệu đai

y
ρ
y

:khoảng cách từ thớ ngoài cùng đến lớp trung hòa của đai
⇒

ρ

Vậy:

y =δ/2

:bán kính cong của lớp trung hòa

⇒ y=

d δ d
+ ≈
2 2 2

σ u = E.

δ
d

⇒

ε=

δ
d

với d1 < d2 → σu1 > σu2
d. Biểu đồ ứng suất:
2. Nhận xét:
Ứng suất tại mỗi tiết diện phụ thuộc vào vị trí của tiết diện so với các bánh đai. Do đó, trong
quá trình làm việc ứng suất trong đai thay đổi theo thời gian. Điều này có thể dẫn đến đai có thể
bị hỏng do mỏi.
Ứng suất tổng lớn nhất ở vị trí dây đai vào tiếp xúc với bánh dẫn, và ứng suất đó có giá trị:

σ max = σ o +

σP
δ
+ E.

2
d1

(sử dụng khi tính sức bên mỏi)

Lưu ý: các tính toán trên bỏ qua tác dụng của Sv (lực căng phụ do lực ly tâm gây nên)
3. Sự trượt của đai:
Trong truyền động đai có hai dạng trượt: trượt đàn hồi và trượt trơn.
16


a.Trược đàn hồi:
Khi bộ truyền làm việc, trên một phần của cung ôm (các cung eb và cung fd) xuất hiện lực ma
sát. Do đó trên các cung này có sự thay đổi trị số của lực căng đai. Điều đó dẫn đến sự thay đổi
biến dạng của đai trên các cung này. Kết quả là có sự trượt trên cung eb và cung fd. Hiện tượng
trượt này do tính đàn hồi của vật liệu làm đai nên gọi là hiện tượng trượt đàn hồi. Cung xảy ra
hiện tượng trượt gọi là cung trượt. Cung trượt nằm ở phía đoạn đai ra khỏi bánh đai và độ lớn
xác định bởi điều kiện hợp lực ma sát trên cung trượt cân bằng với lực vòng P.
b. Trượt trơn:
Khi lực vòng P tăng thì độ lớn của cung trượt cũng tăng và khi αtr = α1 đó gọi là tới hạn của sự
trượt đàn hồi. (e ≡ a)
Khi đó nếu tiếp tục tải: P > Fms, dẫn đến hiện tượng trượt trơn, đai sẽ bị trật ra khỏi bánh đai.
4. Đường cong trượt và đường cong hiệu suất:
Để xác định điều kiện làm việc hợp lý của truyền động đai người ta tiến hành các thí nghiệm
để thiết lập các đồ thị gọi là đường cong trượt và đường cong hiệu suất.
Đặt

ϕ=

σ

P
= P
2.S o 2.σ o

hệ số kéo.

ξ=

V1 − V2
V1

(%)

hệ số trượt

η=

N2
N1

(%)

hiệu suất

Đồ thị miêu tả quan hệ ξ(ϕ)

:đường cong trượt

Đồ thị miêu tả quan hệ η(ϕ)

: đường cong hiệu suất

_ Giai đoạn 0 ≤ ϕ ≤ ϕo

:xảy ra hiện tượng trượt đàn hồi.

Khi ϕ = ϕ0 thì η = ηmax và đó là tới hạn của hiện tượng trượt đàn hồi. Giá trị ϕo gọi là hệ số
kéo tới hạn.
_ Giai đoạn ϕo ≤ ϕ ≤ ϕmax

:xảy ra hiện tượng trượt trơn từng phần, khi hệ số kéo ϕ tăng thì

hiệu suất giảm nhanh.
_ Giai đoạn ϕ > ϕmax :trượt trơn toàn phần
Tỉ số:

ϕ max
ϕo

:hệ số chỉ khả năng chịu quá tải tức thời của bộ truyền.

Kết quả nghiên cứu trên cho thấy truyền động đai làm việc tốt nhất khi ϕ = ϕo (hệ số kéo tới
hạn).
17


5. Vận tốc – tỉ số truyền:
a.Vận tốc:
Đối với bánh dẫn:

v1 =

π .d1 .n1
(m/s):
60.1000

Đối với bánh bị dẫn:

v2 =

π .d 2 .n2
(m/s)
60.1000

Ta có:

v2 = (1 - ξ). V1

:

ξ: hệ số trượt
b. Tỉ số truyền:
i=

n1
d2
d
=
≈ 2
n 2 (1 − ξ ).d1 d1

IV. Tính truyền động đai:
Mục đích của việc truyền động đai là xác định các kích thước chủ yếu của bộ truyền theo điều
kiện làm việc đã cho trước.
Hiện nay có hai phương pháp tính toán truyền động đai:
_ Tính theo khả năng kéo.
_ Tính đai theo độ bền lâu.
1. Tính đai theo khả năng kéo:
Điều kiện về hệ số đai không bị trượt trơn là:
ϕ ≤ ϕo ⇒

P
≤ ϕo
2S o

⇒ P ≤ 2.So.ϕo
⇒ σp ≤ 2.σo,ϕo = [σP] :ứng suất có ích cho phép của bộ truyền thí nghiệm
Do điều kiện làm việc của các bộ truyền thiết kế có sự khác biết so với bộ truyền thí nghiệm
nên ứng suất có ích cho phép thực tế [σP] = C. [σP]o; trong đó C: hệ số tính toán.
Vậy điều kiện trên được viết lại như sau:
σP =
Đối với đai dẹt:

P
≤ C. [σP]o
F
C = Ct. Cv. Cb. Cα.

Ct

:hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng

Cv

:hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

Cb

:hệ số xét đến ảnh hưởng của sự bố trí bộ truyền
18


:hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm α1.

Cα
Tiết diện đai:

F = b.δ

Thông thường δ chọn trước theo đường kính d 1 để

δ
không lớn quá. Do đó, ta có điều kiện
d1

về chiều rộng của đai như sau:

với

b≥

P
δC t .C v .C b .Cα .[σ P ]o

P=

1000.N
v

⇒b ≥

P
v.δC t .C v .C b .Cα .[σ P ]o

Đối với đai thang: C = Ct. Cv. Cα.
(không xét Cb vì đai thang làm việc bằng hai mặt)
Lưu ý: đối với đai thang, diện tích làm việc tổng cộng là F 1 = Z; Z: số dây đai, F: tiết diện 1
đai (theo tiêu chuâtn)
Từ đó suy ra điều kiện về số dây đai là:
Z≥

1000.N
V .FCt .C v .Cα .[σ P ]o

Lưu ý: không nên chọn Z quá lớn. (Z ≤ 8)
2. Tính đai theo độ bền lâu:
Do ứng suất trong đai thay đổi khi làm việc, sau một số chu kỳ thay đổi ứng suất đai có thể bị
hỏng do mỏi.
Để đảm bảo cho đai có thể làm việc được trong khoảng thời gian đủ dài, cần hạn chế số vòng
chạy của dây đai trong 1 giây theo điều kiện:

19


u=

v
≤ umax (= 3÷10)
L

v

:vận tốc đai

L

: chiều dài đai

Như vậy điều kiện về chiều dài đai là:
L ≥ Lmin =

v
u max

Ghi chú: ngoài ra, có thể tính tuổi thọ đai dựa vào phương trình cong mỏi

20


CHƯƠNG III:

TRUYỀN ĐỘNG BÁNH MA SÁT
I. Khái niệm chung:
1. Nguyên lý làm việc:
Truyền động bánh ma sát truyền chuyển động và cơ năng nhờ ma sát sinh ra ở chổ tiếp xúc
của các bánh ma sát. Để tạo ra ma sát cần phải tác dụng lực ép các bánh lại với nhau.
2. Phân loại:
_ Theo hình thức tiếp xúc, truyền động bánh ma sát được chia làm hai loại là bộ truyền tiếp
súc ngoài và bộ truyền tiếp xúc trong.
_ Theo khả năng điều chỉnh tỉ số truyền, người ta chia ra bộ truyền không điều chỉnh được và
điều chỉnh được tỷ số, hay còn gọi là bộ biến tốc ma sát.
3. Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng:
a.Ưu điểm: bánh ma sát có cấu tạo đơn giản; làm việc êm; có khả năng điều chỉnh vô cấp tốc độ.
b. Nhược điểm: lực tác dụng lên trục và ổ khá lớn; tỷ số truyền không ổn định, do có hiện tượng
trượt; khả năng tải tương đối thấp (so với bánh răng).
c.Phạm vi sử dụng: truyền động bánh ma sát thường dùng để truyền công suất nhỏ hoặc trung
bình (dưới 20 kw); vận tốc v ≤ (15 ÷ 20) m/s; tỉ số truyền i ≤ 7; hiệu suất η = 0,8 ÷ 0,95; chủ
yếu dùng trong các máy vận chuyển, dụng cụ đo, các thiết bị rèn, ép, cần trục …
III. Một số vấn đề về lý thuyết truyền động bánh ma sát:
1. Sự trượt:
Có 3 dạng: trượt hình học. trượt đàn hồi và trượt trơn.
a.Trượt hình học:
Sự trượt hình học xuất hiện trên chiều dài tiếp xúc, dọc theo đường sinh của bánh ma sát và
phụ thuộc vào dạng hình học của các bánh.
Xét ví dụ về sự trượt hình học của bộ biến tốc mặt đĩa con lăn. Khi bộ truyền làm việc, nếu
như vận tốc của các điểm trên mặt trụ của con lăn 1 không thay đổi thì ở 2 các điểm trên đoạn
tiếp xúc của đĩa với bánh 1 có vận tốc thay đổi, điểm ở gần tâm đĩa có vận tốc nhỏ nhất và điểm
xa có vận tốc lớn nhất. Vì có sự khác biệt nhau về vận tốc tại các điểm tiếp xúc của bánh dẫn và
bánh bị dẫn nên xảy ra trượt hình học.
b. Trượt đàn hồi:

Trượt đàn hồi xảy ra do biến dạng đàn hồi vùng tiếp xúc của các bánh theo phương tiếp tuyến.
Trong bất kỳ bộ truyền ma sát nào khi làm viêc đều có trượt đàn hồi.
21


Giải thích nguyên nhân trượt đàn hồi:
Khi truyền momen xoắn M1, các phân tố bề mặt bánh dẫn đi vào vùng tiếp xúc, bắt đầu từ
điểm 1 thì bị nén lại và đi ra khỏi điểm 3 thì bị dãn.Ngược lại, các phân tố trên bề mặt nhánh bị
dẫn bị dãn ra khi vào điểm 1 và bị nén chùn lại khi ra khỏi điểm 3. Thực ra sự thay đổi biến
dạng (từ nén sang dãn và ngược lại) không phải bắt đầu ngay từ điểm 1 mà bắt đầu từ điểm 2
nào đó trên cung tiếp xúc. Hiện tượng dãn và chùn không đều nhau của các phân tố trên bề mặt
các bánh ma sát ở cung 2 – 3 gây nên sự trượt. Hiện tượng trượt này gọi là hiện tượng trượt đàn
hồi, xảy ra do tính chất đàn hồi của vật liệu bánh ma sát. Cung 2-3 gọi là cung trượt (hợp lực ma
sát trên cung 2-3 cân bằng với lực vòng).
c.Trượt trơn:
Khi tải trọng tăng, cung trượt đàn hồi cũng tăng. Nếu tiếp tục tăng lực vong P, đên lúc nào đó
cung trượt sẽ bằng cung tiếp xúc. Đó là giới hạn của hiện tượng trượt đàn hồi. Khi đó, nếu tiếp
tục tăng P thi P > F ms, xảy ra hiện tượng trượt trơn: bánh 1 quay, bánh 2 đứng yên, gây nên mòn
cục bọ, xước bề mặt.
Lưu ý: không nên dùng hiện tượng trượt trơn trong bộ truyền bánh ma sát để ngăn ngừa quá
tải vì như vậy sẽ làm hỏng bộ truyền;
2. Vận tốc và tỉ số truyền:
a.Truyền động bánh ma sát trụ:
Gọi

v1 là vận tốc vòng của bánh dẫn đường kính D1;
V2 là vận tốc vòng của bánh bị dẫn đường kính D2;

Ta có:

v1 =

π .D1 .n1
(m/s) ;
60.1000

v2 =

π .D2 .n 2
(m/s)
60.1000

Vì có hiện tượng trượt nên v2 < v1. Gọi ξ là hệ số trượt; ξ =
Ta có:

v1 + v 2
.
v1

v2 = (1 - ξ).v1

Từ đó suy ra tỷ số truyền:
i=

n1
D2
D
=
≈ 2
n 2 D1. (1 − ξ ) D1

(hệ số trượt ξ = 1÷3 %)
b. Truyền động bánh ma sát nón:
Gọi D1, D2 là đường kính trung bình của các bánh nón ma sát dẫn và bị dẫn;
Tỉ số truyền:

22


i=
Lưu ý:

n1
D2
D
=
≈ 2
n 2 D1. (1 − ξ ) D1

D1 = 2.(L – 0,5.b).sinϕ1
D2 = 2.(L – 0,5.b).sinϕ2

Suy ra:

i=

n1
sin ϕ 2
tgϕ 2
=

=
≈ tgϕ 2
n 2 (1 − ξ ) sin ϕ1 1 − ξ

ϕ1, ϕ2 :góc côn.
c.Bộ biến tốc mặt đĩa – con lăn:
Bán kính của con lăn là Rl
Bán kính làm việc của mặt đĩa thay đổi trong khoảng R min÷Rmax nên số vòng quay trong một
phút của đĩa này cũng thay đổi trong khoảng nmax ÷ nmin
Tỉ số truyền:
i=

nl
R
=
n Rl (1 − ξ )

i max =

nl
Rmax
=
n min Rl . (1 − ξ )

i min =

nl
Rmin
=
n max Rl . (1 − ξ )

Khoảng cách điều chỉnh tốc độ:
D=

n max Rmax
=
nmin
Rmin

Thông thường hạn chế D ≤ 3
3. Lực ép trong bộ truyền bánh ma sát:
Để hình thành ma sát ở vùng tiếp xúc giữa các bánh ma sát phải ép các bánh ma sát lại với
nhau.
Để xác định lực ép trước hết phải tính lực pháp tuyến cần thiết.
a.Lực pháp tuyến cần thiết Q:
Điều kiện để bộ truyền bánh ma sát không bị trượt trơn là Fms ≥ P
Fms = f.Q

với f

:hệ số ma sát

Q :lực pháp tuyến
Để an toàn lấy
Fms = β.P (β = 1,25÷1,5

:hệ số an toàn)
23

⇒ f.Q = β.P
⇒ Q=

β .P
f

b. Lực ép cần thiết:
* Trường hợp bộ truyền ma sát trụ:
S =Q=

β .P
f

* Trường hợp bộ truyền ma sát nón:
_ Có thể ép bánh 1 vào bánh 2 với lực ép S1 hoặc ngược lại với lực ép S2.
_ Dựa vào điều kiện cân bằng lực, ta có:
S1 = Q.sinϕ1
S2 = Q.sinϕ2
Nếu bộ truyền giảm tốc: D1 < D2
⇒

sinϕ1 < sinϕ2 ⇒

S1 < S2

III. Tính sức bền bộ truyền bánh ma sát:
1. Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán:
Dưới 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, do đó ứng suất tại mỗi điểm trên bề mặt làm việc
của bánh ma sát cũng thay đổi theo chu kỳ mạch động gián đoạn.

Nếu bộ truyền được bôi trơn đầy đủ, bề mặt hỏng chủ yếu do tróc vì mỏi.
Nếu bộ truyền làm việc khô hoặc nửa ướt bánh ma sát bị mòn hoặc bị xướt lớp bề mặt.
Để tránh các dạng hỏng chủ yếu trên, phải tính toán sức bền tiếp xúc bộ truyền bánh ma sát.
2. Tính sức bền tiếp xúc bộ truyền bánh ma sát:
Tính ứng suất tiếp xúc theo công thức Héc:

σ tx = 0,418 /

Q.E
b. p

Q

:lực pháp tuyến tại vùng tiếp xúc

b

:chiều dài tiếp xúc

a.Đối với truyền động bánh ma sát trụ:
Q=

β .P β 2 M 1 β 2 9,55.10 6.N 1
= .
= . .
f
f D1
f D1
n1

24


Lưu ý:

D1 ± D2 D1 .(i ± 1)
=
2
2

A=

⇒ D1 =
Vậy:

2. A
i ±1

Q = 9,55.10 6.

β .N .(i ± 1)
β .N .(i ± 1)
= 9,55.10 6.
f . A.n1
f . A.i.n2

Bán kính cong tương đương:
1
1
1

2
2
=
±
=
±
ρ ρ1 ρ 2 D1 D2
2.( D2 ± D1 ) 2.(i ± 1) (i ± 1) 2
=
=
=
D1 .D2
D1 .i
A.i
Môđun đàn hồi tương đương:
E=

2.E1 .E 2
E1 + E 2

(N/mm2)

Thế Q, ρ vào công thực Héc rồi rút gọn, ta có công thức kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc của bộ
truyền bánh ma sát trụ:
1290 β .N .E.(i ± 1) 3
σ tx =
.
≤ [σ ]tx
A.i
f .n 2 .b

Đặt

ψA =

b
A

:hệ số chiều rộng bánh ma sát (ψA = 0,2÷0,4, chọn ψA lớn giảm được
đường kính bánh ma sát nhưng lực vòng lớn ⇒ lực ép phải lớn)

25