Câu 1.Định nghĩa chi tiết máy, nhóm tiết máy, bộ phận máy? Phân loại ,ví dụ (3 điểm)

Chi tiết máy: phần tử cấu tạo hoàn chỉnh của máy mà nó được chế tạo ra không kèm theo một nguyên công lắp ráp nào. Các chi tiết máy thường được lắp ghép cố định với nhau thành nhóm chi tiết máy. Để thuận tiện lắp ghép, thay thế, bảo quản và sử dụng, người ta liên kết nhiều chi tiết máy và nhóm chi tiết máy theo một chức năng nào đó tạo thành cụm chi tiết máy hay bộ phận máy.

Phân loại: Các chi tiết máy có công dụng chung: là các chi tiết máy được dùng phổ biến trong nhiều loại máy khác nhau với công dụng hoàn toàn giống nhau nếu chúng cùng một loại.ví dụ như trục, bánh răng, bu long đai ốc…Các chi tiết máy có công dụng riêng: là các chi tiết máy chỉ được dùng trên một số máy nhất định. Ví dụ như pit tong, trục khuỷu, cam…

Câu 2. Các yêu cầu , Các chỉ tiêu đánh giá Khả năng làm việc của CTM các chỉ tiêu tính toán chủ yếu ở các bộ truyền.

Các yêu cầu :

Khả năng làm việc: Khả năng hoàn thành các chức năng đã định gồm các chỉ tiêu: Bền, cứng, bền mòn, chịu nhiệt, chịu dao động và tính ổn định.Hiệu quả sử dụng: Năng suất, hiệu suất cao, ít tiêu tốn năng lượng, chính xác, chi phí thấp về thiết kế vận hành và sử dụng. Kích thước và trọng lượng nhỏ gọn.Độ tin cậy cao: Là tính chất của máy, bộ phận máy và ctm đảm bảo cho chúng thực hiện được các chức năng đã định, đồng thời vẫn đảm bảo các chỉ tiêu về hiệu quả sử dụng trong suốt thời gian làm việc. An toàn trong sử dụng: Trong điều kiện làm việc bình thường không gây tai nạn cho người sử dụng và không làm hỏng các thiết bị và đối tượng khác xung quanh. Tính công nghệ và tính kinh tế: Chế tạo ra tốn ít công sức nhất giá thành thấp nhất.

Các chỉ tiêu đánh giá khả năng làm việc:Độ bền : Khả năng tiếp nhận tải trọng mà không bị phá hỏng khi ctm làm việc.Độ cứng : Khả năng chống lại biến dạng hoặc thay dổi hình dáng hình học khi ctm chịu tải trọng. Độ bền mòn: Khả năng chống lại sự suy giảm chiều dày lớp bề mặt tiếp xúc của ctm.Độ chịu nhiệt: Khả năng làm việc bình thường của ctm trong một phạm vi nhiệt độ nhất định. Độ chịu dao động:

Khả năng làm việc bình thường của ctm trong điều kiện cụ thể nào đó mà không bị rung động quá mức cho phép.

Chỉ tiêu tính ở các bộ truyền

Bộ truyền đai: Tính toán chủ yếu theo khả năng kéo. Bộ truyền bánh răng: Tính răng theo bền tiếp xúc tránh tróc rỗ hạn chế mòn, dính răng và theo bền uốn tránh gãy răng. Kiểm nghiệm quá tải.

Bộ truyền Trục vít – Bánh vít: Tính toán bền tiếp xúc cho răng bánh vít, tính nhiệt, Kiểm nghiệm bền thân trục vít theo hệ số an toàn, Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Bộ truyền xích: Tính toán theo độ bền mòn cho bản lề của xích, Kiểm nghiệm quá tải tránh đứt cho những cho xích chịu tải lớn.

Câu 3. Các đặc điểm trong tính toán ctm . Minh hoạ.

Các đặc điểm tính toán:

Vừa sử dụng công thức lý thuyết, vừa phải sử dụng các hệ số thực nghiệm thông qua các đồ thị và hình vẽ và bảng biểu. Tính toán xác định kích thước của chi tiết máy thường tiến hành qua hai bước: tính thiết kế và tính kiểm nghiệm, trong đó bước tính kiểm nghiệm sẽ quyết định lần cuối các thông số và kích thước cơ bản của chi tiết máy. Trong tính toán số ẩn số thường nhiều hơn số phương trình. Do đó, thường phải căn cứ vào quan hệ giữa lực và biến dạng, căn cứ vào quan hệ kết cấu hoặc kết hợp với vẽ hình để giải quyết. Có thể có nhiều giải pháp cho cùng một mục tiêu thiết kế nên cần phải chọn được phương án tối ưu. Vấn đề này được giải quyết tốt khi sử dụng các phương trình tối ưu hóa và tự động hóa thiết kế chi tiết máy và thiết bị cơ khí trên máy vi tính.

Câu 4. Các khái niệm về tải trọng, ví dụ minh họa trong tính toán các bộ truyền cơ khí.

Tải trọng làm việc là tải trọng thực sự tác dụng lên chi tiết máy trong quá trình làm việc.

Tải trọng tĩnh (tải trọng không đổi) là tải trọng có phương, chiều, trị số không thay đổi hoặc thay đổi không đáng kể theo thời gian.

Tải trọng thay đổi là tải trọng có hoặc trị số, hoặc phương chiều thay đổi theo thời gian. Đây là tải trọng phổ biến trong thực tế trong đó có tải trọng va đập.

Tải trọng danh nghĩa Qdn là tải trọng chọn thông số các tải trọng tác dụng lên máy trong chế độ làm việc thay đổi ổn định. Nó dung làm đại diện cho chế độ tải tác dụng lên hoặc tải trọng tác dụng trong thời gian lâu nhất.

Tải trọng tương đương Qtđ là tải trọng quy ước không đổi, có tác dụng tương đương với chế độ tải đã cho theo một chỉ tiêu nào đó. Tải trọng tương đương được xác định từ tải trọng danh nghĩa thông qua hệ số tính toán.

Tải trọng tính toán Qtt là tải trọng dung để tính toán xác định kích thước của chi tiết máy. Trị số của nó phụ thuộc vào tải trọng tương đương và một số nhân tố như sự tập trung tải trọng, tải trọng động, điều kiện vận hành…

Câu 5.Chu trình ứng suất, thông số đặc trưng ,Phân loại , Khảo sát các chu trình

ứng suất

ở một bộ truyền.

Khái niệm: Là một vòng thay đổi ứng suất từ trị số ban đầu qua trị số giới hạn khác rồi trở về giá trị ban đầu.

3 thông số:

biên độ u.s: σa=(σmax-σmin)/2

u.s TB σm=(σmax+σmin)/2

hệ số chu trình r=σmax/σmin

phân loại.

theo giá trị hệ số tính chất chu trình r:

khi r = -1 chu trình đối xứng.

khi r = 0 chu trình mạch động dương, lúc này σmin=0;khi r=-vocung chu trình mach dong âm,lúc này σmax=0.

Khi r<0 và r#-1 thì ch.tr ko đối xứng # dấu;khi r>0 ch.tr ko đ.xứng cùng dấu.

Theo tính chất thay đổi của biên độ và ứng suất trung bình

chu trình ứng suất ổn định: khi cả ứng suất trung bình và biên độ ứng suất đều không thay đổi theo thời gian. chu trình ứng suất bất ổn định: khi ứng suất trung bình, hoặc biên độ ứng suất, hoặc cả hai đều thay đổi theo thời gian.

Câu 6. Trình bày các biện pháp nâng cao sức bền mỏi của chi tiết máy.

Cơ sở của biện pháp:

Ảnh hưởng của hình dáng kết cấu: hình dáng kết cấu có ảnh hưởng lớn đến độ bền mỏi của chi tiết máy. Dưới tác dụng của tải trọng, ở những chỗ có tiết diện thay đổi đột ngột có sự tập trung ứng suất làm cho ứng suất thực tế lớn hơn ứng suất danh nghĩa. ảnh hưởng của kích thước tuyệt đối: kích thước tuyệt đối của chi tiết cằng tăng thì giới hạn mỏi càng tăng. ảnh hưởng của công nghệ gia công bề mặt,. lớp bề mặt của chi tiết máy sau khi gia công cắt gọt và gia công tăng bền có ảnh hưởng rất lớn đến giới hạn mỏi. vì tại đó: có các yếu tố tập trung ứng suất như các mấp mô, các vết xước sau khi gia công cơ hoặc phát sinh trong quá trình sử dụng. có chứa những tinh thể bị phá hủy làm giảm sức bền ở vùng bề mặt, ứng suất chịu tải khi uốn, xoắn, tiếp xúc đều lớn hơn ở lớp bên trong. là nơi chịu ảnh hưởng trực tiếp từ môi trường. ảnh hưởng của trạng thái ứng suất.

các biện pháp cụ thể: Biện pháp kết cấu:

Bố trí các chỗ gây tập trung ứng suất ở xa các phần chịu ứng suất cao của chi tiết máy nếu có thể được. Tại chỗ lượn chuyển tiếp giữa các bậc của chi tiết máy, cần tạo hình dạng hợp lý như thay chỗ lượn sắc cạnh bằng các chỗ lượn tròn có bán kính lớn nhất có thể, chỗ lượn có cung e líp.

Dùng rãnh để giảm tập trung ứng suất. Khi có rãnh then bằng nên dung rãnh then chế tạo bằng dao phay đĩa.

Dùng then hoa răng thân khai thay cho then hoa răng chữ nhật. Đối với mối ghép bằng độ dôi phải vát mép mayơ hoặc tăng độ mềm của mayơ để áp suất giữa trục và mayơ giảm xuống, dẫn đến ứng suất trong mối ghép phân bố đều hơn.

Các biện pháp công nghệ: Dùng các biện pháp nhiệt luyện và hóa nhiệt luyện như tôi bề mặt, thấm than. Dùng biện pháp biến cứng nguội như lăn nén, phun bi. Dùng

các biện pháp gia công tinh bề mặt như đánh bóng, mài nghiền…để giảm độ nhám bề mặt.

Câu 7. Độ bền, Phương pháp tính toán , ví dụ.

Khái niệm

Độ bền là khả năng tiếp nhận tải trọng của chi tiết máy mà không bị phá hủy( không bị biến dạng dư quá mức cho phép hoặc không bị phá hủy)

Phân biệt :

Độ bền tĩnh là độ bền của chi tiết máy khi chịu ứng suất không thay đổi

Độ bền mỏi là độ bền của chi tiết khi chịu ứng suất thay đổi

Độ bền bề mặt là độ bền của chi tiết cần để tránh phá hỏng bề mặt làm việc

Độ bền thể tích là độ bền của chi tiết cần để tránh biến dạng dư lớn hoặc gãy hỏng.

Phương pháp tính toán:

Phương pháp tính độ bền thông dụng nhất hiện nay được tiến hành theo cách so sánh ứng suất sinh ra khi chịu tải với ứng suất cho phép[σ],[τ].đk bền đk viết: σ<=[σ] or τ<=[τ].vs [σ]= σlim/2 or [τ]= τ lim/2. Đối với các chi tiết máy chịu tải trọng không đổi. Tính toán theo điều kiện bền của môn học sức bền vật liệu và lý thuyết đàn hồi. Ví dụ tính độ bền của thanh chịu kéo một lực F

σK=F/K

Đối với chi tiết máy chịu tải trọng thay đổi

Câu 8. Dạng hỏng tróc rỗ bề mặt vì mỏi? Liên hệ với bộ truyền bánh răng để giải thích tại sao tróc rỗ lại xảy ra ở chân răng bánh răng lớn trước.

Tróc rỗ :Là dạng hỏng bề mặt chủ yếu ở những bộ truyền bôi trơn tốt. tróc là do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp xúc thay đổi theo chu kỳ. Tróc thường bắt đầu ở vùng gần tâm ăn khớp(về phía chân răng) vì tại đây ứng suất tiếp xúc σH

lớn nhất do thường chỉ có một đôi ăn khớp. do chiều các vết nứt như hình vẽ nên tróc chỉ xảy ra ở phần chân răng, vì tại phần này khi ăn khớp miệng vết nứt đi vào tiếp xúc trước dầu bị nén lại và làm cho các vết nứt phát triển, gây ra hiện tượng tróc. Tróc có hai dạng: Tróc nhất thời là tróc chỉ xuất hiện trong thời gian ngắn rồi dừng lại. thường chỉ xảy ra ở các bộ truyền có độ rắn thấp . Tróc lan: vết tróc luôn luôn phát triển, lan khắp bề mặt chân răng, dẫn đến hỏng toàn bộ bề mặt chân răng. Tróc làm mặt răng mất nhẵn, dạng răng bị méo mó, tải trọng động tăng, khó hình thành mảng dầu bôi trơn khiến răng bị mòn và xước nhanh, bộ truyền nóng, rung và ồn. Để tránh tróc rỗ cần tính răng theo độ bền tiếp xúc. Có thể nâng cao sức bền tiếp xúc bằng cách: tăng độ rắn mặt răng bằng nhiệt luyện, tăng góc ăn khớp α bằng dịch chỉnh góc, nâng cao độ chính xác chế tạo và độ nhẵn bề mặt răng.

Câu 9. Trình bày khái niệm về độ cứng? Cách tính độ cứng và các biện pháp nâng cao độ cứng?

Khái niệm

Khả năng chống lại biến dạng đàn hồi hoặc thay đổi hình dáng của nó khi chịu tải.

Chỉ tiêu quan trọng về khả năng làm việc của chi tiết máy. Trong nhiều trường hợp, chất lượng làm việc của máy được quyết định bởi độ cứng của chi tiết máy

Cách tính độ cứng:

Độ cứng thể tích :Khi chịu kéo(nén):Δl<=[ Δl].khi chịu xoắn:φ<=[ φ].khi chịu uốn f<=[f];θ<=[ θ].

Cách xác định trị số của chuyển vị khi kéo nén Δl.độ võng f và góc xoay θ,góc xoắn φ khi chịu xoắn theo công thức sức bền vật liệu.

Độ cứng tiếp xúc:Biến dạng tiếp xúc của các vật thể nhẵn, đồng nhất, tiếp xúc ban đầu theo điểm hoặc đường tính theo lý thuyết Héc và Bêliaép. Biến dạng tiếp xúc của các vật thể có diện tích tiếp xúc lớn được xác định bằng thí nghiệm

Các biện pháp nâng cao độ cứng:

Đối với độ cứng thể tích: Giảm chiều dài chịu kéo(nén), chịu xoắn, chịu uốn(rút ngắn khoảng cách gối; thêm gối tựa; tránh dung dầm công xôn) Tăng tiết diện khi chịu kéo(nén), tăng mô men quán tính tiết diện khi chịu uốn, xoắn. Dùng vật liệu có môdul đàn hồi lớn

Đối với độ cứng tiếp xúc: Tăng diện tích bề mặt tiếp xúc đến mức cần thiết. Dùng vật liệu có môdul đàn hồi lớn.

Câu 10. Khái niệm về độ bền mòn, tác hại ,Diễn biến quá trình mòn, cách tính mòn và các biện pháp hạn chế mài mòn? Liên hệ cách tính mòn trong một bộ truyền đã học?

Khái niệm độ bền mòn

Khả năng chống lại sự suy giảm chiều dày lớp bề mặt tiếp xúc của chi tiết máy. Mòn là kết quả tác dụng của ứng suất tiếp xúc hoặc áp suất khi các bề mặt tiếp xúc trượt tương đối với nhau trong điều kiện không có bôi trơn ma sát ướt.

Tác hại của mòn

Làm giảm độ chính xác của máy, đặc biệt là dụng cụ đo. Giảm hiệu xuất của máy, đặc biệt là các thiết bị động lực với hệ thống pít tong xi lanh. Giảm độ bền do chất lượng lớp bề mặt mất hiệu lực. Làm tăng khe hở của các liên kết động, dẫn tới tải trọng động tăng và gây ồn. Mòn nhiều có thể làm mất hoàn toàn khả năng làm việc của chi tiết máy.

Phương pháp tính

Xuất phát từ điều kiện bảo đảm chế độ bôi trơn ma sát ướt. Trường hợp không thể tạo thành bôi trơn ma sát ướt thì phải tính toán để giới hạn áp suất(hoặc ứng suất tiếp xúc) giữa hai bề mặt tiếp xúc đảm bảo cho chi tiết máy có đủ tuổi thọ.

Biện pháp giảm mài mòn

Chọn vật

liệu và phối hợp vật liệu các bề mặt đối tiếp hợp lý để giảm ma sát, thoát nhiệt và chống dính tốt. Chọn chế độ công nghệ gia công hợp lý, thay đổi cơ tính bề mặt như nhiệt luyện, phun phủ tăng bền, mạ. Vận hành máy đúng chế độ, bôi trơn và che kín tốt

Ví dụ (tự làm).

Câu 11. Trình bày về độ chịu nhiệt của CTM: Khái niệm, tác hại của nhiệt độ, cách tính và các biện pháp hạn chế nhiệt độ? Liên hệ cách tính nhiệt trong một bộ truyền đã học?

Khái niệm độ chịu nhiệt

Khả năng làm việc bình thường của nó trong phạm vi nhiệt độ cần thiết.

Tác hại của nhiệt

Làm giảm khả năng tải của chi tiết máy, Làm giảm độ nhớt của dầu bôi trơn, tăng độ mòn và dễ gây dính, Biến dạng nhiệt gây ra cong vênh và làm giảm khe hở giữa các chi tiết ghép, Làm sai lệch độ chính xác của máy và dụng cụ đo.

Phương pháp tính toán về nhiệt

Tính toán nhiệt thường kiểm nghiệm theo điều kiện nhiệt độ trung bình ổn định ttb0 của máy hoặc chi tiết máy không vượt quá trị số cho fep [ttb0]: ttb0<=[ ttb0], ttb0 đk x.đinh = thực n0.

Các biện pháp hạn chế

Có thể chọn lại chất bôi trơn để tăng nhiệt độ cho phép. Hoặc là giảm nhiệt độ làm việc bằng cách: Tăng diện tích bề mặt tỏa nhiệt bằng cách dung các gân, cánh tản nhiêt, Tăng hệ số tỏa nhiệt bằng cách dung quạt gió, hoặc phun nước, Dùng các thiết bị làm mát.

Câu 12. Trình bày ý nghĩa và các yêu cầu của việc chọn vật liệu trong chế tạo máy? Nêu các nguyên tắc sử dụng vật liệu? Liên hệ với việc chọn vật liệu cho các bộ truyền?

Ý nghĩa

Chọn vật liệu là một công việc quan trọng, bởi vì chất lượng của chi tiết máy nói riêng và của máy nói chung phụ thuộc phần lớn vào việc chọn vật liệu có hợp lý hay không.

Yêu cầu đối với vật liệu

Thỏa mãn các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của chi tiết máy như độ bền, độ cứng, độ bền mòn…Đảm bảo các yêu cầu về khối lượng và kích thước của chi tiết máy,Đảm bảo các yêu cầu liên quan đến điều kiện sử dụng như tính chống ăn mòn, giảm ma sát ,Có tính công nghệ thích hợp với hình dáng và phương pháp gia công chi tiết máy,Rẻ và dễ cung ứng.

Nguyên tắc sử dụng vật liệu

Nguyên tắc so sánh một số phương án để chọn: chỉ trên cơ sở tiến hành so sánh một số phương án, ta mới có thể chọn vật liệu một cách hợp lý.Nguyên tắc chất lượng cục bộ : chọn chất lượng tương ứng cho từng bộ phận, tránh sử dụng vật liệu quý hiếm tràn lan.Nguyên tắc hạn chế số chủng loại vật liệu: vì số chủng loại vật liệu càng nhiều thì việc cung cấp, bảo quản, thay thế càng phức tạp.

Liên hệ chọn bộ truyền cụ thể( tự làm).

Câu 13. Trình bày về ứng suất tiếp xúc? Phân biệt các dạng tiếp xúc và cách tính? Liên hệ trong tính toán các bộ truyền cụ thể và giải thích?

Khái niệm và phân loại

ứng suất tiếp xúc: là ứng suất sinh ra trên bề mặt tiếp xúc chung khi các chi tiết máy trực tiếp tiếp xúc nhau và có tác dụng tương hỗ đối với nhau. Có hai loại tiếp xúc trên diện tích rộng và tiếp xúc trên diện tích hẹp.

ứng suất dập:khi vật thể tiếp xúc với nhau trên diện tích tương đối rộng, ứng suất sinh ra vuông góc với bề mặt tiếp xúc và được gọi là ứng suất dập hay áp suất.

Các giả thiết của Héc: Khi hai vật thể tiếp xúc nhau trên một diện tích rất nhỏ: khi mới bắt đầu tiếp xúc là đường hay gọi là tiếp xúc đường hoặc khi mới bắt đầu là điểm hay gọi là ứng suất điểm. giá trị lớn nhất của ứng suất nén

này được gọi là ứng suất tiếp xúc, kí hiệu là σH

và được xác định theo lý thuyết của Héc. Các điều kiện để sử dụng công thức Héc:

Vật liệu đồng chất và đẳng hướng; Vật liệu làm việc trong vùng giới hạn đàn hồi, biến dạng tuân theo định luật Húc, Diện tích tiếp xúc nhỏ so với bề mặt vật thể;Lực tác dụng có phương pháp tuyến chung của hai bề mặt tiếp xúc; Cách tính ứng suất tiếp xúc

Trường hợp tiếp xúc đường

ứng suất tiếp xúc tính theo công thức Héc

σH=ZM.sprt(qH/2 rô) (Mpa)

Trong đó ZM hằng số đàn hồi của vật liệu các vật thể tiếp xúc:

ZM=sqrt(2.E1.E2/(pi.E2.(1-muy12)+E1.(1-muy22)))

Với E1,E2 và muy1 ,muy2 là mô dul đàn hồi và hệ số Poat xông của vật liệu hình trụ 1 và 2 (MPa),rô là bán kính cong tương đương

Rô=(rô1.rô2)/(roo2+-rô1)

Trong đó roo1 roo2 à bán kính cong tại đường tiếp xúc ban đầu của vật thể thứ 1 và 2. Công thức trên lấy + khi tiếp xúc ngoài, lấy – khi tiếp xúc trong.

Trường hợp tiếp xúc điểm

ứng suất tiếp tính theo công thức Héc: σH=0,388.sqrt(Fn.E2/rô2).

Câu 14. Trình bày về dạng hỏng vì mỏi, đường cong mỏi, giới hạn mỏi? Phân biệt các loại giới hạn mỏi và nêu ý nghĩa của chúng trong việc tính toán độ bền cho chi tiết máy?

Dạng hỏng vì mỏi

Khi chi tiết máy làm việc với ứng suất thay đổi đạt tới số chu kỳ đủ lớn, nó có thể bị phá hỏng một cách đột ngột, ngay cả khi ứng suất sinh ra trong nó còn nhỏ hơn rất nhiều so với giới hạn bền tĩnh của vật liệu.

Đường cong mỏi

Các nghiên cứu cho thấy giữa ứng suất phá hỏng chi tiết máy với số chu kỳ lặp lại tương ứng của ứng suất có quan hệ xác định.

Đồ thị đường cong mỏi gồm hai phần:

Phần đường cong có phương trình:σm.N=const.trong đó σ là ứng suất phá hỏng(giới hạn mỏi ngắn) của chi tiết máy; m là bậc của đường cong mỏi; N là số chu kỳ ứng suất ứng với σ. Phần đường thẳng: khi σ giảm đến trị số σr, thì có thể tăng N khá lớn mà mẫu thử vẫn không bị hỏng vì mỏi. quan hệ này tương ứng với phần đường thẳng song song với trục hoành đi qua điểm (σr,N0) và được biểu diễn bằng phương trình: σr =const. σr gọi là g.hạn mỏi dài;No là số chu kì cơ sở của vật liệu.

Theo đồ thị ta có:

Nếu N > N0 thì giới hạn mỏi σlim=σr, tương ứng với giới hạn mỏi dài hạn. Nếu N=Nk <N0 thì giới hạn mỏi σk>σr tương ứng với giớn hạn mỏi ngắn hạn. Theo phương pháp tính toán thiết kế theo độ bền, sau khi biết các giá trị σk or σr,chúng ta x.đinh gtri ư.s cho phép [σ] và tính toán bền theo gtri cho phép này.

Câu 15. Trình bày các nhân tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi . Từ đồ thị ứng suất giới hạn hãy giải thích rõ ảnh hưởng của

trạng thái ứng suất tới giới hạn mỏi? (4 điểm)

Các nhân tố ảnh hưởng đến giới hạn mỏi:

Ảnh hưởng của hình dáng kết cấu: hình dáng kết cấu có ảnh hưởng lớn đến độ bền mỏi của chi tiết máy. Dưới tác dụng của tải trọng, ở những chỗ có tiết diện thay đổi đột ngột(như vai trục, rãnh then, lỗ khoan…) có sự tập trung ứng suất làm cho ứng suất thực tế lớn hơn ứng suất danh nghĩa. Ảnh hưởng của kích thước tuyết đối. kích thước tuyệt đối của chi tiết máy càng tăng thì giới hạn mỏi càng giảm. nguyên nhân là do khi kích thước tăng lên thì sự không đồng đều về cơ tính vật liệu tăng lên, chi tiết máy có them nhiều khuyết tật. Ảnh hưởng của công nghệ gia công bề mặt. lớp bề mặt của chi tiết máy sau khi gia công cắt gọt và gia công tăng bền có ảnh hưởng rất lớn đến giới hạn mỏi. Ảnh hưởng của trạng thái ứng suất: biên độ ứng suất là thành phần chủ yếu gây nên phá hủy mỏi. tuy nhiên thực nghiệm cho thấy trị số của ứng suất trung bình cũng ảnh hưởng đến độ bền mỏi của chi tiết máy.

Miền nằm giữa hai nhánh AB và CD là những trị số ứng suất không làm hỏng chi tiết. Từ đồ thị ta thấy, khi ứng suất trung bình σm>0,σm càng lớn thì g.hạn biên độ ư.s σa càng

nhỏ,tức là khi σm tăng thì σa tuy nhỏ cũng có thể gây phá huỷ mỏi.khi ư.s tb σm=0.g.h của biên độ ư.s =g.h bền mỏi ở ch.kì đ.xứng.

Khi σm<0, σa càng cao g.h bề n mỏi trong

ch.kì đ.x.

Câu 16. Trình bày cách tính độ bền trong các trường hợp sau: ứng suất không đổi, thay đổi ổn định và bất ổn định? (4 điểm)

Trường hợp ứng suất không đổi

Tính toán theo điều kiện bền σ>=[σ] or τ<=[τ]

Trường hợp ứng suất thay đổi ổn định:Tính toán theo điều kiện bềnNếu chi tiết máy làm việc ở chế độ dài hạn, tức khi số chu kỳ chịu tải N lớn hơn hoặc bằng số chu kỳ cơ sở N0, ứng suất giới hạn lấy theo giới hạn mỏi dài hạn: σlim=σr. chi tiết máy làm việc ở chế độ ngắn hạn, tức N<N0 ;σrNm.No;σrN=σr.mcủa sqrt(No/N); σlim=σrN=σr.KL;trog đó Kl là hệ số tuổi thọ.

Câu 17: Nêu vai trò và các thông số cơ bản của các bộ truyền trong các thiết bị và dây chuyền công nghệ? (3 điểm)

Vai trò của các bộ truyền

Trong các thiết bị và dây truyền công nghệ có thể sử dụng nhiều loại bộ truyền động khác nhau: truyền động cơ khí, truyền động điện, truyền động thủy lực và truyền động khí ép. Sở dĩ cần sử dụng các truyền động để nối động cơ với các bộ phận công tác vì: Tốc độ cần thiết của các bộ phận nói chung khác với tốc độ của động cơ tiêu chuẩn. nếu chế tạo động cơ có tốc độ thấp hơn, mô men lớn thì kích thước lớn, giá thành đắt. Nhiều khi cần truyền động từ một động cơ đến nhiều cơ cấu làm việc với các tốc độ khác nhau. Động cơ chuyển động quay đều nhưng bộ phận công tác cần chuyển động tịnh tiến hoặc chuyển động với một tốc độ thay đổi theo một quy luật nào đó. Vì điều kiện sử dụng, an toàn lao động hoặc vì khuông khổ kích thước của máy nhiều khi không thể nối trực tiếp động cơ với bộ phận công tác của máy.

Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Công suất trục dẫn P1, trục bị dẫn P2, Hiệu suất của bộ truyền η=P2/P1 or nuy=1-(Pm-P1) vs Pm=P1-P2 là công suất mất mát của bộ truyền,Tốc độ quay trên trục dẫn n1 và trục bị dẫn n2(vòng / phút)

Tỷ số truyền u= n2/n1(quy ước u chỉ nhận giá trị dương và không xét tới chiều quay), Mô men xoắn T(N.mm) Ti=9,55.10^6.Pi/(ni) với Pi, ni là công suất và số vòng quay trên trục i.

Câu 18: Trình bày các thông số hình học của truyền động đai? Tại sao phải quy định góc ôm tối thiểu của bộ truyền đai và số vòng chạy của đai trong một giây? (3 điểm)

Khái niệm

Truyền động đai thực hiện việc truyền động và công suất giữa các trục nhờ ma sát sinh ra trên bề mặt tiếp xúc giữa các dây đai với bánh đai.

Các thông số cơ bản

Đường kính bánh đai d1, d2. D1, d2 là đường kính tính toán. Với đai dẹt là đường kính ngoài cùng của bánh đai; với đai thang , đai lược là đường kính vòng tròn qua lớp trung hòa của đai.d­1, d2 đã được tiêu chuẩn hóa.d1, d2 không nên lấy quá nhỏ để tránh cho đai không bị ứng suất uốn lớn khi đai chạy vòng qua bánh đai, cũng không lên lấy quá lớn để tránh cồng kềnh. Góc ôm: Góc ôm là góc ở tâm bánh đai choán cung tiếp xúc giữa bánh đai và dây đai.

Ký hiệu α1,α2.nếu alpha1 nhỏ sẽ ảnh hưởng xấu đến khả năng kéo của đai, do đó đối với đai dẹt alpha1 cần t.mãn đkiện alpha1>=150o,vs đai thang alpha1 t.mãn alpha1>=120o (do tác dụng của chêm đai với rãnh bánh đai). Chiều dài đai L(tính qua lớp trung hòa của dây đai) .Khoảng cách trục a, là khoảng cách giữa tâm bánh đai dẫn và bánh bị dẫn, mm

Nhận xét:

Góc ôm tăng thì khả năng tải của bộ truyền tăng lên. Vì vậy ta phải dùng bánh căng đai để tăng góc ôm.

Câu 19: So sánh về kết cấu và phạm vi sử dụng của các loại

đai? Tại sao không nên sử dụng đai thang làm việc ở vận tốc cao? (3 điểm)

So sánh kết cấu và phạm vi sử dụng của các loại đai

Đai dẹt, hay còn gọi là đai phẳng. Tiết diện đai là hình chữ nhật hẹp, bánh đai hình trụ tròn, đường sinh thẳng hoặc hình tang trống, bề mặt làm việc là mặt rộng của đai. Thường dùng trong trường hợp vận tốc tương đối lớn (so với đai thang). Đai thang, tiết diện đai hình thang, bánh đai co rãnh hình thang, thường dùng nhiều dây đai trong một bộ truyền. Hình dạng và tiết diện đai thang được tiêu chuẩn hóa. Đai thang được chế tạo thành vòng kín, chiều dài đai cũng được tiêu chuẩn hóa. Sử dụng đai hình thang cho phép ta tăng khả năng tải của bộ truyền đai nhờ vào tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai. Mặt làm việc của đai là hai mặt bên, ép vào rãnh cũng có tiết diện hình thang của bánh đai. Đai thang làm việc ổn định và êm hơn so với đai dẹt. Đai lược là trường hợp đặc biệt của bộ truyền đai thang. Các đai được làm liền nhau như răng lược. Mỗi răng làm việc như một đai thang. Đai lược kết hợp được tính liền khối , dễ uốn của đai dẹt, với khả năng tải lớn của đai thang vì vậy loại đai này có khả năng tải cao, đường kính bánh đai nhỏ, tỷ số truyền lớn. Đai răng là một dạng biến thể của bộ truyền đai. Dây

đai có hình dạng gần giống như thanh răng, bánh đai có răng gần giống như bánh răng. Bộ truyền đai răng làm việc theo nguyên tắc ăn khớp là chính, ma sát là phụ, lực câng trên đai khá nhỏ. Truyền động đai răng kết hợp được các ưu điểm của bộ truyền động đai và truyền động xích do đó khả năng tải lớn,làm việc ít trượt, tỷ số truyền lớn, mặt khác ít ồn hơn truyền động xích và không đòi hỏi bôi trơn, thông số quan trọng nhất của đai răng là mô đun.

Phạm vi sử dụng:

Do thích hợp với tốc độ cao nên thường lắp ở đầu vào hộp giảm tốc.Thường dùng khi cần truyền động trên khoảng cách trục lớn, công suất truyền dẫn không quá 40 tới 50 KW,vận tốc vòng V=5 tới 30 m/s.

Câu 20: Trình bày về lực tác dụng trên các nhánh đai khi làm việc và khi chưa làm việc? (3 điểm)

Khi chưa làm việc, dây đai được kéo căng bởi lực ban đầu F0. Khi chịu tải trọng T1 trên trục 1 và T2 trên trục 2, xuất hiện lực vòng Ft làm một nhánh đai căng them và một bánh bớt đi. Lúc này lực căng trên nhánh đai căng: Fc = F0+Ft/2, Lực căng trên nhánh không căng: Fkh= F0- Ft/2. Khi các bánh đai quay, dây đai bị ly tâm tách xa khỏi bánh đai. Trên các nhánh đai chịu them lực căng Fv= qmV2

, với qm là khối lượng của 1met đai. Lực Fv còn có tác hại làm giảm lực ma sát giữa dây đai và các bánh đai. Lúc này trên nhánh đai căng có lực Fc= F0 + Ft/2 +Fv trên nhánh đai không căng có lực Fkh= F0- Ft/2+Fv. Lực tác dụng lên trục và ổ mang bộ truyền đai là lực hướng tâm Fr có phương vuông góc với đường trục bánh đai có chiều kéo hai bánh đai lại gần nhau. Giá trị của Fr được tính như sau: Fr=2F0cos(γ/2)

Câu 21: Vẽ và giải thích biểu đồ phân bố ứng suất trong dây đai khi bộ truyền làm việc? Cho nhận xét?

Ứng suất căng ban đầu do F0 gây ra:σ0=F/A vs A là Sđai,ư.s nhánh căng σ1=F1/A=(F0+(Ft/2))/A=σ0+σt/2. ứng suất trên nhánh chùng σ2=σ0-σt.ư.s có ích xichma t=Ft/A, ư.s căng phụ xichma v=Fv/A=rô.v2.10^-6.ư.s uốn

xichma u=epxilon.E=δ.E/(d) vì d1<d2 nên xichma u1>xichma u2

Khả năng kéo của bộ truyền đai đặc trưng bởi lực vòng có ích lớn nhất Ft hay ứng suất có ích xichma t.khi tăng xichma 0 thì k.năng kéo của bộ truyền tăng lên . Tuy nhiên, khi tăng xichma 0 thì tuổi thọ của đai sẽ giảm xuống, Khác với σ0 và σt,gtri σu ko lm tăng k.năng tải của bộ truyền đai mà làm giảm tuổi thọ đai.

Câu 22: Trình bày khả năng kéo, đường cong trượt, đường cong hiệu suất của truyền động đai? Từ đó rút ra chỉ tiêu tính toán truyền động đai? (3 điểm)

Khả năng kéo, đường cong trượt và đường cong hiệu suất:

Khả năng kéo của bộ truyền đai được đặc trưng bởi lực vòng Ft hoặc mô men xoắn cần truyền T1, nó phụ thuộc vào lực căng ban đầu F0 và ma sát giữa đai và bánh đaiKhả năng làn việc của bộ truyền đai đặc trưng bởi đường cong trượt và hiệu suất. Các đường cong trên thu được tử kết quả thực nghiệm đối với các loại và vật liệu đai khác nhau. Trên trục tung là hệ số trượt tương đối gxi(%) và hiệu xuất nuy. Trên trục hoành là tải trọng đặc trưng bởi hệ số kéo φ

Φ=Ft/(2.F0)=σt/(2.xichma

0)

Đường biểu diến quan hệ giữa gxi và φ gọi là đường cong trượt. Khi 0 ≤ φ ≤ φ0 với φ0 là hệ số kéo tới hạn, thì đường cong trượt gần như là đoạn thẳng. Ở giai đoạn này, nếu tăng Ft thì hệ số trượt tăng theo tỷ lệ bậc nhất tức là trong bộ truyền chỉ xảy ra hiện tượng trượt đàn hồi. Hiệu suất bộ truyền tăng lên và đạt giá trị lớn nhất khi φ=φ0. Nếu tăng Ft để φ>φ0, đai sẽ trượt trơn từng phần hệ số gxi tăng càng nhanh, hiệu suất bộ truyền giảm xuống nhanh. Nếu φ≥φmax thì hiện tượng trượt trơn hoàn toàn.

Chỉ tiêu tính toán

Qua nghiên cứu đường cong trượt- hiệu suất, có thể thấy rằng khi φ>φ0 xảy ra hiện tượng trượt trơn, tải trọng cần truyền vượt quá khả năng kéo của bộ truyền đai, đai mất khả năng làm việc. Vì vậy tính toán đai theo khả năng kéo là chỉ tiêu tính toán chủ yếu của bộ truyền đai. Điều kiện thỏa mãn chỉ tiêu này là: fi=(σt/(2.σ0))<=fi0. Mặt khác do tác dụng của ứng suất thay đổi, sau 1 số chu kỳ làm việc đai có thể bị mỏi. Vì vậy, bên cạnh khả năng kéo, tuổi thọ cũng là một chỉ tiêu quan trọng.

Câu 23: Trình bày về dịch chỉnh bánh răng và hệ số dịch chỉnh ? Nêu các phương pháp dịch chỉnh bánh răng và của bộ truyền? (3 điểm)

Cách dịch chỉnh

Dịch chỉnh thực hiện bằng cách thay đổi vị trí của dao cắt răng. Dịch chỉnh dương khi đưa dụng cụ cắt ra xa tâm bánh răng và dịch âm khi về gần. Khi dịch chỉnh dương thì chiều dày đáy răng tăng lên và độ bền uốn của răng sẽ tăng. Đường kính vòng đỉnh da sẽ tăng, bán kính cong sẽ tăng và dẫn đến tăng độ bền tiếp xúc. Khi dịch âm thì xảy ra các hiện tượng ngược lại.

Khi cắt bánh răng không dịch chỉnh: đường trung bình của dao thanh răng tiếp xúc với đường chia. Khi cắt bánh răng dịch chỉnh dương: dao lùi xa tâm phôi, x>0, đường trung bình của dao thanh răng không cắt đường chia. Khoảng cách giữa đường trung bình và đường chia là xm, m là mô dun, x gọi là hệ số dịnh chỉnh. Dịch chỉnh dương làm tăng chiều dày chân răng và góc ăn khớp, do đó làm tăng sức bền uốn và sức bền tiếp xúc song làm nhọn răng và giảm hệ số trùng khớp, vì thế không nên chọn x quá lớn. Trường hợp bánh răng dịch chỉnh âm: khi dao tiến gần tâm phôi, x<0(đường trung bình cắt đường chia). Dịch chỉnh âm làm dạng răng thay đổi ngược lại. Với một cặp bánh răng . Cặp bánh răng tiêu chuẩn: khi x1=x2=0. Cặp bánh răng dịch chỉnh đều, khi x1=-x2. Khi này bánh răng nhỏ dịch chỉnh dương x1>0, bánh răng lớn dịch chỉnh âm x2<0. Khi dịch chỉnh đều, khoảng cách trục và góc ăn khớp alpha đều không đổi. Thực hiện dịch chỉnh đều khi tỷ số truyền lớn, đảm bảo độ bền uốn đều giữa các răng. Cặp bánh răng dịch chỉnh góc: khi xt=x1+x2. #0 Thường xt>0 và x1>0, x2>0. Khi dịch chỉnh góc, khoảng cách trục và góc ăn khớp thay đổi(tăng lên: aw>a, αw>α).

Nhận xét

Về nguyên lý bánh răng dịch chỉnh được thực hiện bằng cách dùng đoạn thân khai khác của cùng một vòng cơ sở làm cạnh răng (có nghĩa là phải thay đổi vị trí của dao khi cắt bánh răng). Dịch chỉnh răng có các công dụng sau:Khắc phục hiện tượng cắt chân răng khi z<zmin.Tăng độ bền uốn của răng do khi dịch chỉnh sẽ tăng chiều dày chân răng. Tăng độ bền tiếp xúc do tăng bán kính cong tại tâm ăn khớp khi dịch chỉnh. Nhằm mục đích đảm bảo khoảng cách trục cho trước

Dịch chỉnh dương làm nhọn đầu răng làm giảm hệ số trùng khớp và đó là lý do không nên chọn hệ số dịch chỉnh

quá lớn.

Câu 24: Trình bày về sự phân bố tải trọng trong truyền động bánh răng? Nêu các biện pháp để hạn chế sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng? (3 điểm)

Tải trọng chỉ phân bố đều khi bộ truyền

được chế tạo chính xác và trục với ổ tuyệt đối cứng. Trong thực tế, do biến dạng đàn hồi của trục, dịch chuyển đàn hồi và mài mòn ổ lăn hoặc thậm chí do sai số chế tạo, các bánh răng tiếp xúc bị lệch với nhau theo chiều rộng vành răng

Nếu

bánh răng bố trí đối xứng thì sự cong trục không ảnh hưởng đến sự bố trí giữa hai bánh răng.

Nếu bánh răng bố trí không đối xứng qua ổ trục, ta có góc nghiêng

giữa các trục bánh răng (H.6.14b,c). Nếu bánh răng tuyệt đối rắn, chúng sẽ tiếp xúc nhau tại một điểm(H.6.14e). Nhờ có biến dạng đàn hồi, các răng tiếp xúc nhau theo cả chiều rộng vành răng, tuy nhiên tải trọng vẫn phân bố không đều(H.6.14f,g). Hệ số phân bố không đều tải trọng(tập trung tải trọng) khi tính ứng suất tiếp xúc(H.6.14g): KHβ=(qmax/qmin) Do đó ta thấy sự tập trung tải trọng phụ thuộc vào vị trí bánh răng với ổ, độ cứng của trục và chiều rộng tương đối của vành răng và khả năng chạy rà của răng.

Các biện pháp để giảm tập trung tải trọng

Tăng độ cứng của trục, ổ. Cố gắng không bố trí bánh răng công xôn hoặc không đối xứng. Chế tạo răng có dạng hình trống, vát mép đầu răng(H.6.14g)

Câu 25: Trình bày về kết cấu bánh răng? Khi nào thì chế tạo bánh răng liền trục, các đặc điểm của bánh răng liền trục? (3 điểm)

Kết cấu bánh răng

Kết cấu bánh răng phụ thuộc vào kích thước bánh răng(đường kính d), qui mô sản xuất và phương pháp lắp với trục. Khi đường kính bánh răng d≤ 150mm, bánh răng được chế tạo liền khối, không khoét lõm. Khi đường kính bánh răng d≤600mm bánh răng thường được khoét lõm để giảm khối lượng, tăng khả năng đồng đều về cơ tính khi nhiệt luyện, dễ giá kẹp và vận chuyển. Khi đường kính lớn d>600mm, để tiết kiệm thép tốt, bánh răng thường được chế tạo vành riêng bằng thép tốt rồi ghép vào may ơ bằng thép thường hoặc gang với mối ghép vít, bu long,hàn hoặc độ dôi. Khi đường kính bánh răng lớn(>3000mm) vành răng được ghép từ các mảnh(3÷4)

Điều kiện chế tạo và đặc điểm của bánh răng liền trục

Nếu đường kính vòng đáy răng ít chênh lệch với đường kính trục hoặc cần tăng độ đồng tâm của bánh răng đối với trục, bánh răng được chế tạo liền trục. Thường làm liền với trục khi khoảng cách từ đáy răng đến rãnh then nhỏ hơn 2,5m(m là mô đun) đối với bánh răng trụ và 1,6mte(mte là mô đun mặt mút lớn) đối với bánh răng côn.

Câu 27: Nêu ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền trục vít

bánh vít? Tại sao bộ truyền trục vít bánh vít có thể đạt tỉ số truyền lớn mà kích thước vẫn nhỏ gọn? (3 điểm)

Ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền trục vít bánh vít

Ưu điểm: Tỉ số truyền rất lớn. Làm việc êm, không ồn. Có khả năng tự hãm

Nhược điểm: Hiệu suất thấp, sinh nhiệt nhiều do có trượt dọc răng. Cần sử dụng vật liệu giảm ma sát đắt tiền(đồng thanh) để chế tạo vành bánh vít. Yêu cầu cao về độ chính xác lắp ghép

Phạm vi sử dụng: Truyền động trục vít đắt và chế tạo phức tạp hơn bánh răng nên chỉ sử dụng khi cần chuyển động giữa hai trục chéo nhau và tỉ số truyền lớn. Mặt khác do hiệu suất thấp và nguy hiểm về dính nên cũng hạn chế khả năng truyền công suất của bộ truyền này. Thường dùng để truyền công suất nhỏ và trung bình P≤50÷60kW; tỉ số truyền trong khoảng 20÷60, đôi khi đến 100. Truyền động trục vít được dùng trong máy nâng chuyển, máy cắt kim loại, ô tô

Chứng minh

Câu 28: Trình bày các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít– bánh vít : Môđun, hệ số đường kính q, số đầu mối ren trục vít, số răng bánh vít, góc vít γ? (3 điểm)

Mô đun m

Mô đun dọc của trục vít bằng mô đun ngang của bánh vít: m=p/piVới p: bước ren trục vít. Mô đun được tiêu chuẩn hóa

Hệ số đường kính q

Vì vành bánh vít lõm, khi cắt bánh vít không những phải dùng dao có cùng mô đun với trục vít mà còn có khích thước và hình dạng giống như trục vít ăn khớp với bánh vít. Như vậy, kích thước bánh vít không những phụ thuộc vào mô đun mà còn phụ thuộc vào đường kính dao. Để hạn chế số lượng dao và sử dụng dao tiêu chuẩn, cần dựa vào hệ số đường kính q và tiêu chuẩn hóa q: q=d1/m

Số mối ren trục vít Z1 và số răng bánh vít Z2

Số mối ren trục vít Z1 được tiêu chuẩn hóa. Z1 lớn thì hiệu suất lớn song chế tạo phức tạp và kích thước bộ truyền lớn, Z1 nhỏ hiệu suất nhỏ nên khi truyền công suất lớn không nên dùng Z1=1 vì mất mát công suất nhiều và nóng. Khi chọn Z1 cần lưu ý để số răng của bánh vít Z2=u.Z1 thỏa mãn điều kiện Z2min≤Z2≤Z2max với Z2min=26÷28 để tránh cắt chân răng và Z2max=60÷80 để kích thước bộ truyền không quá cồng kềnh

Bước ren p và bước xoắn vít pz: pz=Z1.p

Góc vít

γ

Là góc hợp bởi tiếp tuyến của đường xoắn vít trong mặt trụ chia với mặt vuông góc với trục đường xoắn vít.

Tgγ=(pz/(pi.d1))=Z1.p/(pi.d1)=Z1.m/(d1)=Z1/q;

γ thường lấy từ

50÷200

Câu 29: Hãy trình bày về vận tốc, tỷ số truyền trong truyền động trục vít bánh vít, nêu nhận xét? Tại sao khi chọn vật liệu bánh vít phải căn cứ vào vận tốc trượt

VT? (3 điểm).

Tỉ số truyền

Khi trục vít quay được một vòng thì mỗi điểm trên vòng lăn bánh vít di chuyển một khoảng cách bằng bước xoắn vít pz tức là bánh vít quay được pz/(pi.d2) vòng. Khi trục vít quay được n1 vòng, bánh vít quay được n2=n1.pz/(pi.d2) vòng .vậy tỉ só truyền

u=n1/n2=pi.d2/pz=pi.m.Z2/(Z1.p)=Z2/Z1.ta có pz=pi.d1.tg γ nên u=pi.d2/(pi.d1.tgγ) vì u=Z2/Z1=d2/(d1.tg γ) nên tỉ số truyền của truyền động trục vít có thể rất lớn do Z1 nhỏ đồng thời kích thước bộ truyền vẫn nhỏ gọn do d2=u.d1.tg γ và γ<25o(tg γ<1)

Vận tốc vòng và vận tốc trượt

Khác với chuyển động bánh răng, vận tốc vòng v1 của trục vít và v2 của bánh vít không cùng phương(tạo thành một góc, thường là 900) và có trị số khác nhau v1=pi.d1.n1/(60.10^3)

m/s

V2=pi.d2.n2/(60.10^3)

m/s

Vì n1/n2=d2/(d1.tg γw)

nên n1d1tg

γw

=n2d2 hay v2=v1 tg γw

Do v1 khác v2 cả về phương chiều và trị số nên khi bộ truyền làm việc có hiện tượng trượt dọc theo ren trục vít(ren vít trượt dọc trên răng bánh vít) với vận tốc trượt: vT=v1/cos γw.

γw góc vít trên mặt trụ lăn, với bộ truyền không dịch chỉnh γw=γ

cos γ=1/sqrt(1+tg γ2)=1/sqrt(1+(Z1/q)2)=q/sqrt(Z12 +q2)

vậy:vT=pi.d1.n1/(60.10^3).sqrt(Z12+q2)/q=m.n1/(19,1.10^3).sqrt(Z12+q2)

Ta thấy vận tốc trượt có trị số rất lớn(lớn hơn cả vận tốc vòng) nên trong bộ truyền trục vít mất mát công suất lớn, mòn và dính xảy ra nhiều. Vì trượt là nguyên nhân gây ra các dạng hỏng chủ yếu nên trong thiết kế thường lấy vận tốc trượt vT làm căn cứ chọn vật liệu bánh vít

Câu 30: Hãy trình bày về hiệu suất trong truyền động trục vít bánh vít? Nêu nhận xét về hiện tượng tự hãm? Tại sao không nên lấy góc nâng γ quá lớn? (3 điểm)

Hiệu suất

Khi làm việc, bộ truyền trục vít- bánh vít bị mất mát công suất là do. Ma sát giữa răng bánh vít và ren trục vít. Ma sát trong ổ trục. Ma sát do khuấy dầu

Nếu chỉ đến mất mát công suất do ma sát giữa ren trục vít và răng bánh vít, khi trục vít dẫn động, hiệu suất được tính bằng công thức:

Ηk=Ft2.tgγ/Ft1 vì d2n2=d1n1tgγ).Tương tự bánh răng nghiêng:Ft1=Fa2=Ft2tg(γ+φ’);φ’ là góc ma sát: φ’=arctgf’ với f’ hệ số ma sát tương đương. Nếu kể cả đến tổn thất công suất do khuấy dầu

η=0,95.tgγ/( tg(γ+φ’) . Hiệu suất η tăng khi góc

γ

 tăng và φ’ giảm. Do tgγ=Z1/q. nên γ tăng khi Z1 tăng, q giảm. Thực tế thường chọn γ≤250 để kích thước bộ truyền không quá lớn do Z1 tăng và trục vít đủ cứng do q giảm. Khi bánh vít chủ động, hiệu suất tính theo công thức:

η=0,95. ( tg(γ+φ’)/tg γ.khi γ<= φ, η<=0 bộ truyền tự hãm tức là không thể truyền chuyển động từ bánh vít sang trục vít. Tính chất này thường được sử dụng trong cơ cấu nâng. Tuy nhiên khi bộ truyền có tính tự hãm thì hiệu suất truyền động sẽ rất thấp η <0,5) nên chỉ dùng khi cần thiết Câu 31: Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán của bộ truyền trục vít bánh vít? (3điểm)

Các dạng hỏng

Dính răng : Đặc biệt nguy hiểm khi bánh vít làm bằng vật liệu tương đối rắn vì khi vận tốc và tải trọng lớn, các hạt kim loại ở bánh răng bánh vít bị dứt ra bám chặt vào mặt ren trục vít làm ren bị sần sùi, mài mòn nhanh răng bánh vít. Khi vật liệu răng bánh vít mềm hơn, kim loại bị dứt ra sẽ quét đều lên mặt ren trục vít nên dính ít nguy hiểm hơn. Dính xảy ra mạnh nhất tại vùng gần mặt phẳng chính do tại đây, phương của vận tốc trượt gần trùng

với phương của đường tiếp xúc nên khó hình thành màng dầu bôi trơn. Đề phòng tránh dính cần tính răng theo sức bền tiếp xúc, dùng dầu chống dính, tăng độ nhẵn mặt ren trục vít, chọn vật liệu thích hợp.

Mòn răng: Thường xảy ra trên răng bánh vít. Mòn càng nhanh khi lắp ghép không chính xác, dầu lẫn cặn bẩn, mặt ren trục vít không đủ nhẵn và tần số đóng mở máy cao. Răng mòn nhiều sẽ gãy. Tróc rỗ bề mặt răng. Chủ yếu xảy ra ở các bánh vít có độ bền chống dính cao, bôi trơn tốt.

Chỉ tiêu tính: Từ các dạng hỏng trên, tính toán truyền động trục vít có những đặc điểm sau: Tuy mòn và dính nguy hiểm hơn cả nhưng cho đến nay vẫn chưa có phương pháp tính tin cậy, mặt khác các dạng hỏng này cũng liên quan đến ứng suất tiếp xúc nên vẫn tiến hành tính bộ truyền theo ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn như với truyền động bánh răng. Vì răng bánh vít làm bằng vật liệu có cơ tính kém hơn ren trục vít nên tính toán độ bền được tiến hành cho răng bánh vít. Do vận tốc trượt lớn, sinh ra nhiệt nhiều nên cần tiến hành tính nhiệt cho bộ truyền trục vít – bánh vít. Vì đường kính thân trục vít nhỏ lại đặt trên các gối đỡ khá xa nhau nên chịu ứng suất uốn tương đối lớn, đồng thời trục vít chứa nhiều nhân tố gây tập trung ứng suất. Do đó cần kiểm tra độ bền thân trục vít theo hệ số an toàn. Bộ truyền trục vít chủ yếu tính thiết kế theo độ bền tiếp xúc, sau đó kiểm nghiệm độ bền uốn. Chỉ khi số răng bành vít lớn z2>100 và mô đun nhỏ hoặc bộ truyền quay tay thì mới tính toán thiết kế theo độ bền uốn.

Câu 32: Trình bày về yêu cầu và cách chọn vật liệu chế tạo bộ truyền trục vít bánh vít? Vật liệu và loại trục vít có liên quan tới vật liệu bánh vít thế nào? (3điểm)

Yêu cầu của vật liệu: Vì trong bộ truyền trục vít vận tốc trượt lớn, điều kiện hình thành màng bôi trơn không thuận lợi nên cần phải phối hợp cặp vật liệu trục vít, bánh vít sao cho có hệ số ma sát thấp, bền mòn và ít dính. Mặt khác do tỉ số truyền lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên vật liệu trục vít phải có cơ tính tốt hơn bánh vít. Kết hợp hai yêu cầu đó, thường chọn trục vít bằng thép ăn khớp với bánh vít bằng vật liệu giảm ma sát như đồng thanh và gang.

Các loại vật liệu và cách chọn

Vật liệu trục vít: Trục vít được chế tạo từ thép các bon chất lượng tốt và thép hợp kim. Khi tải trọng nhỏ và trung bình, dùng thép tôi cải thiện có độ cứng HB≤350 như thép 45,50…cắt ren không mài. Khi tải trọng

lớn hoặc trung bình, dùng thép các bon trung bình như thép 40,40X,40XH….

Vật liệu bánh vít: bánh vít được chế tạo từ vật liệu giảm ma sát và được chia thành nhóm: Nhóm 1: Đồng thanh có giơi hạn bền kéo σbk<=300Mpa gồm:Đồng thanh nhiều thiếc có tính chống dính tốt nhưng đắt, chỉ dùng khi vận tốc trượt lớn vT=6÷25m/s. Đồng thanh thiếc kẽm chì vT=5÷12m/s

Nhóm 2: đồng thanh không thiếc và đồng thau, có giới hạn bền kéo σbk>300Mpa Đồng thanh nhôm sắt, đồng thanh nhôm sắt niken, đồng thau…có cơ tính tốt, rẻ hơn nhóm I song tính chống dính kém nên chỉ dùng khi vận tốc trượt vT<5m/s. Để tăng khả năng chống dính và giảm mài mòn, trục vít phải được mài mòn và đánh bong, đồng thời có độ rắn mặt ren cao

Nhóm 3: Gang xám GX15-32, GX12-28. Dùng thích hợp với các bộ truyền quay chậm, chịu tải thấp, vận tốc trượt vT<2m/s . Như vậy,chọn vật liệu chế tạo bộ truyền phụ thuộc tải trọng, vận tốc trượt và khả năng cung cấp.

Câu 33: Nêu các đặc điểm khi xác định ứng suất cho phép của bộ truyền trục vít bánh vít? Tại sao cần chọn vật liệu trục vít có độ bền tốt hơn bánh vít?

(3 điểm)

Đặc điểm khi xác định ứng suất cho phép

Vì vật liệu răng bánh vít có cơ tính kém hơn nên khi tính toán độ bền chỉ cần xác định ứng suất cho phép đối với vật liệu răng bánh vít

Khi vật liệu bánh vít có tính chống dính kém(đồng thanh nhôm sắt, đồng thau, gang) ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định từ điều kiện chống dính phụ thuộc vào vận tốc trượt mà không phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải. Vì chưa kịp hỏng vì mỏi đã hỏng vì mòn và dính trước

Khi vật liệu bánh vít có tính chống dính cao(đồng thanh thiếc) dạng hỏng chủ yếu là tróc vì mỏi nên ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định từ điều kiện bền mỏi và phụ thuộc vào số chu kỳ chịu tải.

Do đường cong mỏi uốn của các loại đồng thanh và đường cong mỏi tiếp xúc của đồng thanh thiếc có nhánh nghiêng khá dài mà chu kỳ bánh vít thường có tần số chịu tải nhỏ nên khi xác định ứng suất cho phép, phải dựa theo giới hạn mỏi ngắn hạn chứ không dựa vào giới hạn mỏi dài hạn như bánh răng.

Giải thích: Vì trong bộ truyền trục vít vận tốc trượt lớn, điều kiện hình thành màng bôi trơn không thuận lợi nên cần phối hợp cặp vật liệu trục vít bánh vít sao cho có hệ số ma sát thấp bền mòn và ít dính. Mặt khác do tỉ số truyền lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên vật liệu trục vít phải có cơ tính tốt hơn bánh vít.

Câu 34: So sánh các ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền xích với bộ truyền đai? (3 điểm)

Ưu nhược điểm của bộ truyền đaiS

Ưu điểm: Có khả năng truyền động và cơ năng giữa các trục ở xa nhau. Làm việc êm và không ồn. Giữ được an toàn cho các chi tiết máy và động cơ khi bị quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn. Có thể truyền chuyển động cho nhiều trục. Kết cấu đơn giản, bảo quản dễ, giá thành hạ.

Nhược điểm: Khuôn khổ và kích thước lớn(với cùng một điều kiện làm việc, đường kính bánh đai lớn hơn đường kính bánh răng khoảng 5 lần). Tỷ số truyền không ổn định, hiệu suất thấp do có trượt đàn hồi. Lực tác dụng lên trục và ổ lớn do phải căng đai. Tuổi thọ của dây đai thấp.

Ưu nhược điểm của bộ truyền xích

Ưu điểm: Có thể truyền chuyển động giữa các trục cách nhau tương đối lớn. Khuôn khổ kích thước nhỏ hơn so với truyền động đai. Không có hiện tượng trượt trơn, trượt đàn hồi như truyền động đai.Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục. Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn truyền động đai vì không cần căng xích với lực căng ban đầu

Nhược điểm: Do có sự va đập khi vào khớp nên có nhiều tiếng ồn khi làm việc, vì vậy không thích hợp với vận tốc cao: Đòi hỏi chế tạo, lắp ráp chính xác hơn so vơi truyền động đai. Yêu cầu chăm sóc và bảo quản thường xuyên(bôi trơn, điều chỉnh làm căng xích).Vận tốc và tỷ số truyền tức thời không ổn định.Chóng mòn khớp bản lề, nhất là khi bôi trơn không tốt và làm việc nơi bụi bẩn.

Phạm vi sử dụng( TỰ LÀM).

Truyền động xích: Truyền động với khoảng cách trục trung bình và yêu cầu kích thước nhỏ gọn, làm việc không có trượt. Thích hợp với vận tốc thấp, thường lắp ở đầu ra của hộp giảm tốc. Công suất truyền dẫn P≤120kW; khoảng cách trục lớn nhất amax=8m. Vận tốc vòng thông thường: V≤15m/s, đôi khi có thể tới 35m/s. Tỷ số truyền: u=2÷5.

Truyền động đai: Do thích hợp với vận tốc cao nên thường lắp ở đầu vào của hộp giảm tốc. Thường dùng khi truyền động trên khoảng cách trục lớn, công suất truyền dẫn không quá 40| 50kW, vận tốc vòng từ 5÷30m/s. Tỷ số truyền u≤5 với đai dẹt và u≤10 với đai thang.

Câu 35: Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính của bộ truyền bánh răng? Phạm vi áp dụng của các chỉ tiêu này? (4 điểm)

Các dạng hỏng của bộ truyền bánh răng

Gãy răng: Gãy bánh răng, một hoặc vài răng tách rời khỏi bánh răng. Gẫy răng là dạng hỏng nguy hiểm nhất, bộ truyền không tiếp tục làm việc được nữa và còn gây nguy hiểm cho các chi tiết máy lân cận. Gẫy răng có thể do qua tải, hoặc do bị mỏi, khi ứng suất uốn trên tiết diện chân răng vượt quá giá trị cho phép. Để tránh dạng hỏng này cần

tính răng theo độ bền mỏi uốn, kiểm nghiệm ứng suất uốn quá tải theo điều kiện bền tĩnh. Có thể tăng bền uốn cho răng bằng cách: tăng mô đun, dịch chỉnh bánh răng, nhiệt luyện, tăng bán kính góc lượn cho chân răng và nâng cao độ nhẵn bề mặt lượn chân răng.

Tróc vì mỏi bề mặt răng: Trên mặt răng có những lỗ nhỏ và sâu, làm hỏng mặt răng, bộ truyền làm việc không tốt nữa. Tróc rỗ thường xảy ra ở bộ truyền có độ rắn mặt cao, ứng suất tiếp xúc không lớn lắm và được bôi trơn đầy đủ. Tróc là do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp xúc thay đổi theo chu kỳ. Tróc thường bắt đầu ở vùng gần tâm ăn khớp(về phía chân răng) vì tại đây ứng suất tiếp xúc σH lớn nhất do thường chỉ có một đôi ăn khớp. Do chiều các vết nứt như hình vẽ nên tróc chỉ xảy ra ở phần chân răng vì tại phần này, khi ăn khớp miệng vết nứt đi vào tiếp xúc trước dầu bị nén lại và làm cho các vết nứt phát triển, gây ra hiện tượng tróc. Tróc có hai dạng: Tróc nhất thời: Là tróc chỉ xuất hiện trong thời gian ngắn rồi dừng lại. Thường xảy ra ở các bộ truyền có độ rắn thấpTróc lan: Vết tróc luôn luôn phát triển, lan khắp bề mặt chân răng, dẫn đến phá hỏng toàn bộ bề mặt chân răng. Tróc làm mặt răng mất nhẵn, dạng răng bị méo mó, tải trọng động tăng, khó hình thành được màng dầu bôi trơn khiến răng bị mòn và xước nhanh, bộ truyền nóng, rung ồn. Để tránh tróc rỗ cần tính răng theo độ bền mỏi tiếp xúc. Có thể nâng cao sức bền tiếp xúc bằng cách: tăng độ rắn mặt răng bằng nhiệt luyện, tăng góc ăn khớp α bằng dịch chỉnh góc, nâng cao độ chính xác chế tạo và độ nhẵn bề mặt răng.

Mòn răng:

Xảy ra ở các bộ truyền bôi trơn không tốt như bộ truyền hở hoặc bộ truyền kín nhưng có hạt mài mòn rơi vào. Răng bị mòn nhiều ở đỉnh và chân răng vì tại đó vận tốc trượt lớn. Mòn làm dạng răng thay đổi, tải trọng động tăng, tiết diện răng giảm và cuối cùng răng có thể bị gãy. Để giảm mòn có thể dùng các biện pháp: Nâng cao độ rắn và độ nhẵn mặt răng, giữ không cho hạt mài mòn rơi vào, giảm vận tốc trượt bằng cách dịch chỉnh, dùng dầu bôi trơn thích hợp.

Dính răng: Thường xảy ra ở các bộ truyền chịu tải lớn, vận tốc cao. Nhất là các cặp bánh răng cùng vật liệu và không tôi bề mặt răng. Do tại chỗ tiếp xúc nhiệt độ sinh ra quá cao dẫn đến phá hủy màng dầu bôi trơn làm các răng tiếp xúc trực tiếp với nhau. Khi chuyển động trong điều kiện nhiệt độ và áp suất cao, những mảnh kim loại có thể bị dứt khỏi bề mặt bánh răng này bám lên bề mặt bánh răng gây dính. Dính làm bề mặt răng bị xước, dạng răng bị hỏng. Để tránh dính cần phối hợp cặp vật liệu thích hợp, hiệu quả nhất là dùng dầu chống dính. Ngoài ra còn có thể dùng các biện pháp giống như chống mòn. Ngoài bốn dạng hỏng trên, trong truyền động bánh răng còn xuất hiện các dạng hỏng:

Biến dạng dẻo bề mặt: xảy ra với các bánh răng thép có độ rắn thấp, chịu tải nặng, vận tốc thấp. Bong bề mặt răng: xảy ra ở các bánh răng thấm các bon, thấm nito hoặc tôi bề mặt khi chất lượng nhiệt luyện kém, chịu tải lớn.

Chỉ tiêu tính toán. Từ các dạng hỏng trên, để bánh răng làm việc lâu dài, cần tính toán bánh răng

theo các chỉ tiêu sau: Tính răng về độ bền tiếp xúc nhằm tránh tróc rỗ vì mỏi đồng thời hạn chế mòn và dính theo điều kiện: σH<=[ σH],vs σH là ứng suất tiếp xúc cho phép xác định từ thực nghiệm, áp dụng với các bộ truyền kín, bôi trơn đầy

đủ. Tính răng về độ bền uốn để tránh gãy răng, xuất phát từ điều kiện: σF<=[ σF] áp dụng với các bộ truyền hở bôi trơn kém. Kiểm nghiệm răng về quá tải đề phòng gãy giòn hoặc biến dạng dẻo bề mặt.

Câu 36: Các đặc điểm ăn khớp của bánh răng ngiêng? Các nguyên nhân làm bộ truyền bánh răng nghiêng có khả năng tải cao hơn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ? Vẽ hình và xác

định các thông số bánh răng tương

đương của bánh răng nghiêng? (4 điểm)

đặc điểm ăn khớp của bánh răng nghiêng: Quá trình ăn khớp êm, tải trọng động giảm. Ở bánh răng nghiêng, các răng không song song với đường sinh mà làm với đường sinh một gócβ nên các răng chịu tải và thôi tải một cách dần đồng thời trong vùng ăn khớp luôn có ít nhất hai đôi răng vì vậy bánh răng nghiêng làm việc êm hơn, va đập và tiếng ồn giảm so với bánh răng thẳng. Chiều dài tiếp xúc lớn, tải trọng riêng nhỏ hơn răng thẳng.Gọi lH là tổng chiều dài tiếp xúc của các đôi răng. Khi hệ số trùng khớp ngang epxilon alpha hoặc hệ số trùng khớp dọc epxilon beta là số nguyên thì tổng chiều dài tiếp xúc lH không thay đổi khi ăn khớp, bởi vì chiều dài tiếp xúc của đôi răng đang ra khớp giảm bao nhiêu

thì chiều dài tiếp xúc của đôi răng đang vào khớp tăng bấy nhiêu lH= epxilon alpha.bw/(cosβb) vs βb góc nghiêng đo trên mặt trụ cơ sở. Khi cả epxilon alpha và epxilon beta là một số không nguyên thì tổng chiều dài tiếp xúc lH thay đổi theo chu kỳ và tính theo công thức lH=Kε. epxilon alpha.bw/(cosβb) Với Kε

hệ số thay đổi; Kε =0,9÷1 với răng nghiêng; Kε

=0,97÷1 với răng chữ V. Từ các công thức trên ta thấy rằng tổng chiều

dài tiếp xúc lH của răng nghiêng lớn hơn răng thẳng. Đường tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng – tải trọng phân bố không đều. Khi đôi răng nghiêng ăn khớp, đường tiếp xúc không song song với đường sinh mà nằm chếch trên bề mặt răng nên dọc theo đường tiếp xúc, tổng độ cứng của đôi răng ăn khớp thay đổi dẫn đến tải trọng phân bố không đều, ngay cả khi không có các nguyên nhân gây tập trung tải trọng khác. Do đường tiếp xúc nằm chếch nên tiết diện nguy hiểm khi bị uốn không phải là tiết diện chân răng mà là tiết diện xiên, tạo với đáy răng một góc μ<90o.

Bánh răng tương đương: Khi cắt bánh răng nghiêng bằng mặt cắt pháp A-A vuông góc với đường răng, giao tuyến là một elip. Profin răng nghiêng trong mặt cắt pháp rất giống với profin răng của bánh răng thẳng có mô đun bằng mô đun pháp, có bán kính vòng chia bằng bán kính cong lớn nhất của elip. Do vậy khi tính toán người tat hay thế bánh răng nghiêng bằng bánh răng thẳng này. Bánh răng thẳng này gọi là bánh răng tương đương của bánh răng nghiêng.

Các thông số của bánh răng tương đương: Mô đun m=mn. Đường kính vòng chia: dv=2.rôE-2.a.a/c, với a là bán kính trục dài của elip pháp: a=d/(2.cos β); c là bán kính trục ngắn của elip pháp: c=d/2.vậy dv=d/cos2β

Số răng Zv=dv/m=d/mn.cos2 β=Z/cos3β Trong đó d là đường kính vòng chia; betagóc nghiêng của răng đo trên mặt trụ chia.

Nguyên nhân bộ truyền bánh răng nghiêng có khả năng tải cao hơn:

Ta thấy dv=d/cos2beta;Zv=Z/cos3beta;nhờ góc nghiêng beta bánh răng nghiêng tương đương

bánh răng thẳng có kích thước lớn hơn. Do đó khả năng tải của bánh răng nghiêng lớn hơn bánh răng thẳng. Góc nghiêng beta được chọn sao cho hệ số trùng khớp dọc epxilon beta>1,1 và không tạo ra lực dọc trục quá lớn. Thông thường với răng bánh nghiêng beta=8÷200 và với bánh răng chữ V thì beta=30÷400. Trong quá trình ăn khớp của bộ truyền bánh răng thẳng, tải trọng được truyền đột ngột từ 2 đôi răng sang 1 đôi răng, hoặc từ 1 đôi sang 2 đôi, gây nên va đập và tiếng ồn nhiều. Trong truyền động bánh răng nghiêng các đôi răng không vào khớp đột ngột(toàn bộ chiều dài răng không cùng vào khớp một lúc) do đó các răng chịu tải và thôi tải dần dần, ngoài ra, trong vùng ăn khớp bao giờ cũng có ít nhất hai đôi răng. Đường tiếp xúc nằm chếch trên mặt răng nên tiết diện nguy hiểm về uốn không phải là tiết diện đáy răng mà là tiết diện xiên do đó khả năng tải cũng tăng lên.

Câu 37: Nêu các đặc điểm kết cấu và tính toán bánh răng côn ? Vẽ hình và tính các thông số cần thiết của bánh răng tương đương với bánh răng côn ? Nêu ý nghĩa của hệ số 0,85 trong các công thưc tính sức bền của bộ truyền bánh răng côn? (4 điểm)

Đặc điểm kết cấu của bánh răng côn:

Bộ truyền bánh răng nón, còn được gọi là bộ truyền bánh răng côn: bánh răng có dạng hình nón cụt, thường dùng truyền chuyển động giữa hai trục vuông góc với nhau. Bộ truyền bánh răng côn có các loại. bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: đường răng thẳng trùng với đường sinh của mặt nón chia,bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng: đường răng thẳng, nằm nghiêng so với đường sinh của mặt nón chia. bộ truyền bánh răng côn cung tròn: đường răng là một cung tròn. Bánh răng côn răng không thẳng có khả năng tải cao hơn, làm việc êm hơn song nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp, năng suất thấp nên ít được sử dụng hơn răng thẳng. Chiều rộng bánh răng côn được giới hạn bởi hai mặt côn phụ. Mặt côn phụ là mặt côn có trục trùng với bánh răng côn, có đường sinh vuông góc với đường sinh mặt côn chia của bánh răng côn.

Các thông số cơ bản của bánh răng tương đương: Với bánh răng côn răng thẳng, bánh răng trụ tương đương có các thông số: Chiều rộng bánh răng bv=b. Đường kính vòng chia dv=dm/cos δ=de.(1-0,5.Kbe)/ cos δ. Modul mv=mtm =(1-0,5.Kbe).mte .số răng Zv=dv/mv=z/cos δ.tỉ số truyền uv=Zv1/Zv2=(Z2. cos δ1)/(Z1. cos δ2)=u.u

Ý nghĩa của hệ số 0,85:Khi tính toán, thay bánh răng côn bằng bánh răng trụ răng thẳng tương đương với lưu ý rằng do nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp, khả năng tải của bánh răng côn chỉ bằng 0,85 khả năng tải của bánh răng trụ răng thẳng tương đương.

Câu 39: Trình bày các dạng hỏng và chỉ tiêu tính toán của truyền động xích? Cách tính xích về độ bền mòn? Khi nào nên dùng xích nhiều dãy? Tại sao cần khống chế số dãy xích tối đa? (4 điểm)

Các dạng hỏng và chỉ tiêu tính của bộ truyền xích

Các dạng hỏng

Mòn bản lề xích:Là dạng hỏng thường gặp nhất vì khi chịu tải, bề mặt tiếp xúc của bản lề(ở xích con lăn là

mặt tiếp xúc giữa chốt và ống) chịu áp suất lớn lại có sự xoay tương đối khi vào và ra khớp với răng đĩa trong điều kiện bôi trơn ma sát ướt không thể hình thành dù rằng bộ truyền được bôi trơn liên tục. Bản lề bị mòn làm bước xích tăng lên, xích ăn khớp xa tâm đĩa dẫn đến hiện tượng tuột xích. Để giảm mòn cần bôi trơn xích và hạn chế áp suất trong bản lề xích.

Rỗ hoặc vỡ con lăn. Do tác dụng của ứng suất thay đổi và va đập, thường chỉ xảy ra với những bộ truyền chịu tải trọng lớn, vận tốc cao, làm việc trong hộp kín, được bôi trơn đầy đủ

Xích bị đứt.Do bị quá tải khi mở máy hoặc do tải trọng va đập lớn gây nên. Ngoài ra còn có các dạng hỏng khác như mòn răng đĩa, các chi tiết của xích bị hỏng do mỏi.

Chỉ tiêu tính:Trong các dạng hỏng trên đây thì mòn bản lề là dạng hỏng nguy hiểm hơn cả và là nguyên nhân chủ yếu làm mất khả năng làm việc của bộ truyền xích. Vì vậy chỉ tiêu tính toán cơ bản của bộ truyền xích là tính về độ bền mòn, xuất phát từ điều kiện: áp suất sinh ra trong bản lề không vượt qua giá trị cho phép. Ngoài ra với các bộ truyền xích làm việc với tải trọng mở máy lớn hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải tránh đứt xích.

Tính toán bộ truyền xích:Để đảm bảo cho xích làm việc ổn định, không bị mòn quá một giá trị cho phép trước thời hạn quy định, áp suất sinh ra trong bản lề của xích con lăn phải thỏa mãn điều kiện: p0.Ft.K/A<=[p0] Trong đó: Ft lực vòng cần truyền(N). A diện tích mặt tựa bản lề (diện tích hình chiếu của mặt tiếp xúc giữa chốt và ống lên mặt phẳng vuông góc với phương tác dụng của lực vòng Ft)mm2,[p0]áp suất cho phép(MPa), xác định bằng thực nghiệm. K hệ số sử dụng.

Phải chọn xích nhiều dãy khi 1 dãy không đủ khả năng tải. Nếu vẫn muốn dùng loại xích đó thì ta phải sử dụng xích nhiều dãy: Số dãy xích tối đa là 6. Khi số dãy xích tăng lên thì sự phân bố không đều tải trọng giữa các dãy tăng lên. Khi đó sẽ có dãy thiếu tải và dãy quá tải.

Câu 40: Nêu cơ sở chọn số răng đĩa xích, khoảng cách trục và số mắt xích? Tại sao thường chọn số mắt xích chẵn, số răng đĩa xích lẻ? (4 điểm)

Số răng đĩa xích: Số răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện Zmin≤Z≤Zmax

Số răng tối thiểu Zmin: Cần phải hạn chế số răng tối thiểu Zmin vì:

Số răng đĩa xích càng nhỏ thì xích càng chóng mòn do góc xoay tương đối của bản lề xích khi xích vào khớp và ra khớp fi=2.pi/Z càng lớn. Số răng càng ít thì vận tốc và tỷ số truyền dao động càng lớn, tải trọng động và va đập tăng. Số răng tối thiểu Zmin được lựa chọn theo kinh nghiệm. Số răng đĩa xích dẫn Z1 xác định theo tỉ số truyền u: Z1=29-2u và thỏa mãn điều kiện Z1≥Zmin.

Số răng tối đa Zmax

Số răng tối đa bị hạn chế bởi độ tăng bước xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc. Khi bản lề bị mòn bước xích p tăng lên một lượng Δp do đó bắt buộc xích phải tiếp xúc với đoạn profin phía ngoài của răng đĩa, nghĩa là vòng tròn đi qua tâm các con lăn sẽ có đường kính:

d’ =d+delta d=(p+delta p)/sin(pi/Z)=d+(delta p /sin(pi/Z))

Vậy nếu Z càng lớn, nghĩa là với cùng một lượng mòn làm tăng bước xích Δp như nhau thì xích ăn khớp càng xa tâm đĩa nên càng dễ tuột. Số răng đĩa xích bị dẫn Z2=u.Z1 nhưng phải thỏa mãn điều kiện Z2≤Zmax.

Khoảng cách trục

Khoảng cách trục a có ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền xích. Nếu a nhỏ, số mắt xích ít, số lần ăn khớp của mỗi mắt xích vào răng đĩa sẽ lớn, tuổi thọ giảm. Ngoài ra a nhỏ sẽ làm giảm góc ôm của xích nhỏ alpha1dẫn đến giảm khả năng tải. Vì vậy khoảng cách trục nhỏ nhất amin được xác định theo hai điều kiện góc ôm trên đĩa nhỏ alpha >=120o và hai đĩa xích không chạm nhau: amin≥d2-d1 để hai đĩa xích không chạm nhau: amin>=(da2-da1)/2+(30÷50) mm. Khoảng cách trục a càng lớn thì số mắt xích x sẽ càng lớn, do đó với độ tăng bước xích Δp tương đối nhỏ cũng làm cho xích dài them nhiều, xích càng chóng bị chùng. Do vậy cần hạn chế amax≤80p. Theo kinh nghiệm khoảng cách trục nên lấy a=(30÷50)p. Với p là bước xích.

Số mắt xích: Tương tự bộ truyền đai khi biết khoảng cách trục a ta có thể tìm chiều dài xích L. L =2.a+0,5.pi.(d1+d2)+(d2-d1)2/(4.a). Gọi x là số mắt xích, thay L = xp; pi.d=Z.p ta có X=L/p=2.a/p+(Z1+Z2)/2+(Z2-Z1)2.p/a Số mắt xích X sau khi tính được quy tròn đến số chẵn gần nhất để tránh phải dùng mắt chuyển. Sau đó tính chính xác khoảng cách trục a. Với bộ truyền có đường nối tâm hai đĩa xích tạo với mắt phẳng nằm ngang một góc Ψ <=70o nên giảm a một lượng Δa=(0,002÷0,004)a để xích không bị căng, làm tăng độ mòn của xích. Sau một thời gian làm việc, xích bị mòn và giãn ra nên trong bộ truyền xích thường có bộ phận điều chỉnh khoảng cách trục hoặc đĩa căng xích.

Giải thích: Ta chọn số mắt xích chẵn thì khi tháo bỏ mắt đỡ phải dùng mắt đặc biệt,

Chọn số mắt xích chẵn thì ta không phải dùng mắt cong(mắt nối) gây phức tạp và làm yếu xích.Chọn số răng đĩa xích lẻ vì với số mắt xích chẵn, các bản lề và răng đĩa sẽ mòn đều hơn.

CÁC CHI TIẾT NỐI ĐỠ

Câu 41- Trình bày về kết cấu trục? Nêu cơ sở xác định

kết cấu trục và các biện pháp nâng cao sức bền mỏi cho trục? (3 điểm)

Cơ sở xác định kết cấu trục: Kết cấu trục được xác định theo trị số và tình hình phân bố lực tác dụng trên trục, cách bố trí và cố định các chi tiết máy lắp trên trục, phương pháp gia công và lắp ghép

Kết cấu trục: Ngõng trục là đoạn trục để lắp với ổ(ổ trượt hay ổ lăn). Đường kính ngõng trục được tiêu chuẩn hóa. Các ngõng trục lắp với ổ trượt yêu cầu độ bong và độ cứng bề mặt cao. Các ngõng trục lắp với ổ lăn thường có dạng hình trụ còn các ngõng trục lắp với ổ trượt đỡ có thể có dạng hình trụ hoặc hình côn(để điều chỉnh ổ khi mòn)

Thân trục là đoạn trục để lắp với các chi tiết máy quay như bánh răng, bánh đai, đĩa xích… vì có lắp ghép với các chi tiết máy quan trọng nên thân trục cần phải chế tạo với độ bong và độ chính xác cao. Các trị số đường kính thân trục cũng phải theo trị số tiêu chuẩn. Đoạn trục chuyển tiếp là phần trục nằm giữa hai bậc trục. Chúng có thể là rãnh thoát đá mài, là mặt lượn với bán kính r không đổi hoặc thay đổi hoặc có thể là rãnh giảm tải. Phần cố định các chi tiết máy lắp trên trục. Cố định theo phương dọc trục: dùng vai trục, gờ trục, mặt côn, vòng chặn, đai ốc hoặc lắp bằng độ dôi…. Cố định theo phương tiếp tuyến có thể dùng then, then hoa hoặc lắp bằng độ dôi.

Các biện pháp nâng cao sức bền mỏi của trục:

Các biện pháp kết cấu: Vì trục chịu ứng suất thay đổi nên thường bị hỏng do mỏi. Những vết nứt do mỏi thường sinh ra ở những chỗ có tập trung ứng suất. Do vậy, khi định kết cấu cho trục cần chú ý dùng các biện pháp làm giảm tập trung ứng suất. Có thể giảm tập trung ứng suất cho trục bằng các biện pháp: Tại chỗ chuyển tiếp của đoạn trục có đường kính khác nhau sử dụng góc lượn; nên dùng góc lượn có bán kính r lớn nhất có thể được, hoặc dùng góc lượn hình e líp. Dùng rãnh để giảm tập trung ứng suất. Khi có rãnh then, nên dùng rãnh then chế tạo bằng dao phay đĩa. Dùng then hoa răng thân khai thay cho then hoa răng chữ nhật. Đối với mối ghép bằng độ dôi phải vát mép mayo hoặc tăng độ mềm của may ơ để áp suất giữa trục và mép may ơ giảm xuống, dẫn đến ứng suất trong mối ghép phân bố đều hơn.

Các biện pháp công nghệ: Dùng các biện pháp nhiệt luyện và hóa nhiệt luyện như tôi bề mặt, thấm than, thấm ni tơ. Dùng biện pháp biến cứng nguội như lăn nén, phun bi. Dùng các biện pháp gia công tinh bề mặt như đánh bong, mài nghiền…để giảm độ nhám bề mặt.

Câu 42- Trình bày về tải trọng tác dụng trên trục? Nêu cách xác định các loại tải trọng trong tính toán thiết kế trục? Vẽ hình minh hoạ ? (3 điểm)

Các loại tải trọng tác dụng lên trục: Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục gồm mô men xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền(bánh răng, trục vít- bánh vít), các lực tác dụng lên trục do lực căng đai, căng xích gây nên, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối. Ngoài ra, lực tác dụng lên trục còn là trọng lượng của bản thân trục và trọng lượng của các chi tiết lắp trên trục với các cơ cấu chịu tải lớn.

Cách xác định các loại tải trọng: Các lực tác dụng khi ăn khớp, các lực tác dụng lên trục do lực căng xích, căng đai gây nên được xác định trong phần truyền động cơ khí. Với các trục lắp nối trục di động, do sự không đồng tâm của các trục được nối, tải trọng phụ Fx sẽ xuất hiện và truyền đến trục. Gần đúng có thể lấy Fx=(0,2-0,3)Ft với Ft là lực vòng trên nối trục. Chiều của lực Fx này có thể bất kỳ tùy thuộc vào sai số ngẫu nhiên khi lắp ghép nối trục. Tuy nhiên nên chọn sao cho chiều của Fx làm tăng ứng suất và biến dạng trên các tiết diện của trục. Mô men xoắn cùng các lực tập trung từ các bộ truyền và khớp nối tác dụng lên trục truyền qua gối đỡ đến bệ máy. Như vậy tại các ổ trục sẽ xuất hiện các phản lực đảm bảo cho trục làm việc ở trạng thái cân bằng. Các phản lực này được coi đặt tại chính giữa ổ lăn hoặc đặt cách mép trong ổ trượt một khoảng bằng 0,3 đến 0,4 lần chiều dài ổ.

Câu 43 . Nêu các loại ứng suất và đặc tính thay đổi của chúng trong các tiết diện trục? Vẽ chu trình thay đổi của các ứng suất đó? Tại sao độ bền mỏi là chỉ tiêu cơ bản để tính trục? (3 điểm)

Các loại ứng suất tác dụng trong các tiết diện trục

ứng suất uốn và xoắn do mô men uốn và mô men xoắn. ứng suất kéo hoặc nén do lực dọc trục sinh ra, ứng suất uốn của trục quay.

Đặc tính thay đổi của các loại ứng suất: Dưới tác dụng của mô men xoắn và mô men uốn trong các tiết diện của trục sẽ xuất hiện ứng suất xoắn và ứng suất uốn có đặc tính thay đổi khác nhau. ứng suất xoắn được coi là thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều và thay đổi theo chu kỳ đối xứng khi trục quay hai chiều.

Chỉ tiêu tính: Do tác dụng lâu dài của ứng suất uốn và ứng suất xoắn thay đổi có chu kỳ, trục có thể bị hỏng vì mỏi. Do vậy, ứng suất uốn và ứng suất xoắn có tác dụng quyết định đến khả năng làm việc của trục. Độ bền mỏi là chỉ tiêu cơ bản để tính trục vì trục chịu ứng suất thay đổi cho nên thường bị hỏng vì mỏi.

Câu 44 - Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính trục? Trình bày ý nghĩa và cách tính sơ bộ trục theo độ bền mỏi? (3 điểm)

Các dạng hỏng của trục

Trục bị gẫy: trục bị gãy có thể là do mỏi hoặc quá tải, trong đó gãy do mỏi là dạng hỏng chủ yếu. Nguyên nhân trục bị gãy do mỏi có thể là do trục làm việc quá tải thường xuyên, do không đánh giá đúng đặc điểm và trị số của tải trọng, do không đánh giá đúng ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất do kết cấu gây nên hoặc do gia công cơ và nhiệt luyện kém.

Trục không đủ độ cứng: làm ảnh hưởng xấu đến chất lượng làm việc của các chi tiết máy có liên quan. Trục bị võng nhiều làm thay đổi khe hở giữa ngõng trục và ổ trục, đồng thời ảnh hưởng đến sự tiếp xúc chính xác giữa các chi tiết máy quay. Trục chính của máy cắt kim loại không đủ độ cứng uốn sẽ làm giảm độ chính xác và độ nhẵn bề mặt của chi tiết gia công.

Hỏng bề mặt ngõng trục: chỉ xảy ra với bề mặt ngõng trục lắp ổ trượt mà chất lượng nhiệt luyện kém

Trục bị dao động nhiều: xảy ra với các trục quay nhanh mà các chi tiết lắp trên trục bị lệch tâm, hoặc do hệ thống kém cứng vững. Dao động lớn gây tải trọng động phụ chu kỳ và nó có thể làm gẫy trục do cộng hưởng

Chỉ tiêu tính:Trục bị gẫy vì mỏi là dạng hỏng chủ yếu của trục, do đó bền mỏi là chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc của trục. Tính toán trục về độ bền mỏi có ý nghĩa quyết định trong tính toán thiết kế trục. Bên cạnh tính trục về độ bền mỏi, cần kiểm nghiệm trục về độ cứng và về quá tải. Với các trục quay nhanh, cần tính toán trục về dao động.

Ý nghĩa bước tính sơ bộ: Mục đích của tính sơ bộ nhằm xác định đường kính sơ bộ của trục, để từ đó sơ bộ chọn ổ để xác định kích thước chiều rộng ổ. Từ kích thước chiều rộng ổ ta có thể xác định kích thước chiều dài trục nhằm phục vụ cho bước tính gần đúng.

Cách tính sơ bộ: Tính theo kinh nghiệm: tính theo phương pháp này nhanh chóng, đơn giản nhưng kém chính xác. Để tính người ta dựa vào các công thức kinh nghiệm như:dv=(0,8 tới 1,2)d(dc)

Trong đó dv là đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc; ddc là đường kính trục động cơ điện.Hoặc dbd=(0,3÷0,35)aw. Trong đó: dbd là đường kính trục dẫn; aw là khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng

Tính sơ bộ đường kính trục theo mô men xoắn. Sở dĩ tính theo mô men xoắn vì lúc này chiều dài trục chưa xác định, do đó chưa tìm được mô men uốn.

Câu 45- Trình bày ý nghĩa và nội dung bước tính gần đúng trục theo độ bền mỏi? Vẽ hình minh hoạ cho bước tính gần đúng trục? (3 điểm)

Ý nghĩa của bước tính gần đúng trục: Mục đích của bước tính này là xác định sơ bộ kết cấu và kích thước của trục(có xét đến vấn đề lắp, tháo, cố định và định vị các tiết máy lắp trên trục…)

Nội dung của bước tính gần đúng: Tính gần đúng trục thường tiến hành qua các bước sau: Sơ đồ hóa,coi trục quay như một dầm chịu tải; Phân tích lực tác dụng lên trục, tính phản lực tại các gối và vẽ biểu đồ mô men uống và mô men xoắn. Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm: vì trục chịu trạng thái ứng suất phức tạp, nên ứng suất uốn tương đương có thể xác định theo thuyết bền thứ tư

σtd=sqrt(σ2+3τ2)<=[ σ]

Câu 46- Trình bày ý nghĩa và nội dung bước tính chính xác trục theo độ bền mỏi? Nêu các biện pháp xử lý khi không thoả mãn điều kiện s≥[s] (3 điểm)

Ý nghĩa bước tính chính xác trục: Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn s

Công thức tính hệ số an toàn s: Để trục không bị hỏng vì mỏi, sau khi có kết cấu sơ bộ của trục, cần tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục tại một số tiết diện nguy hiểm(tiết diện có mô men uốn và mô men xoắn lớn, có tập trung ứng suất lớn hoặc có đường kính tương đối nhỏ nhưng chịu mô men tương đối lớn) theo điều kiện: s=sxichma.steta/sqrt(sxicma2+sxicma2).trong đó [s] là h.số an toàn cho fep sxichma,steta là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn và xoắn.

Các biện pháp xử lý khi không thỏa mãn s>=[s]: Trường hợp s nhỏ hơn hệ số an toàn cho phép, phải tăng đường kính trục hoặc chọn lại vật liệu trục có độ bền cao hơn so với vật liệu đã chọn hoặc có thể áp dụng các biện pháp nâng cao sức bền mỏi cho trục. Mặt khác nếu s quá lớn thì cần giảm bớt đường kính trục hoặc chọn vật liệu có giới hạn bền thấp hơn nếu độ cứng của trục cho phép.

Câu 47- Trình bày về ý nghĩa độ cứng và cách tính độ cứng trục. Nêu các biện pháp xử

lý khi trục không đủ cứng ? (3 điểm)

Ý nghĩa độ cứng: Trục có độ võng gây nên sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, khi góc xoay quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong ổ… Với máy phay răng vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo. Chuyển vị góc trong các bánh răng liền trục và trục then hoa làm tăng sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng…Do đó độ cứng có ý nghĩa đảm bảo khả năng làm việc bình thường của trục và của các tiết máy lắp trên trục.

Cách tính độ cứng: Độ cứng uốn. Để đảm bảo độ cứng uốn cho trục thỏa mãn điều kiện y<=[y];theta<=[theta].trong đó [y] độ võng cho fep và [theta] là góc xoay cho fep.độ cứng xoắn t.mãn đ.kiện

fi=T.l/(G.J0)<=[fi] Trong đó G là mô đun đàn hồi trượt (MPa); J0 là mô men quán tính độc cực; l là chiều dài đoạn trục chịu xoắn(mm); T là mô men xoắn(Nmm);[fi]là góc xoắn cho fep

Các biện pháp nâng cao độ cứng cho trục: Giảm chiều dài chịu xoắn, chịu uốn(rút ngắn khoảng cách gối; thêm gối tựa; tránh dùng dầm công xôn); Tăng mô men quán tính tiết diện khi chịu uốn, xoắn. Dùng tiết diện hợp lý: Dùng vật liệu có mô đun đàn hồi lớn.

Câu 48- Trình bày về

khả năng tải của ổ lăn? Từ đó rút ra chỉ tiêu tính của ổ lăn? (3 điểm)

Khả năng tải động của ổ lăn: Dưới tác dụng của ứng suất tiếp xúc thay đổi, ổ bị hỏng chủ yếu do mỏi bề mặt tiếp xúc. Cơ sở để xuất phát tính ổ lăn theo độ bền lâu là phương trình đường cong mỏi tiếp xúc: σHmH.N=const với N số chu kỳ ứng suất; mH số mũ. Nếu thay số chu kỳ chịu tải N bằng tuổi thọ L tính bằng triệu vòn quay, phương trình trên trở thành σHmH.L=const Hoặc nếu thay ứng suất tiếp xúc bằng tải trọng Q thì Q^m.L=const Trên cơ sở thực nghiệm có thể xác định tải trọng không đổi ứng với tuổi thọ L=1 triệu vòng quay. Tải trọng đó gọi là khả năng tải động C của ổ lăn: Q^m.L=C^m or C=Q.L^(1/m) Trong đó Q tải trọng quy ươc; m=3 với ổ bi và m=10/3 với ổ đũa. Vậy khả năng tải động là tải trọng tĩnh do ổ tiếp nhận mà không ít hơn 90% số ổ cùng loại lấy làm thí nghiệm, chưa xuất hiện tróc vì mỏi. Trị số của khả năng tải động C tra bảng theo loại ổ và kích thước ổ.

Khả năng tải tĩnh của ổ lăn: Từ công thức C=QL1/m ta thấy, tải trọng Q có thể tăng lên vô hạn nếu giảm tuổi thọ L của ổ xuống rất thấp. trên thực tế thì tải trọng Q bị giới hạn bởi khả năng tải tĩnh của ổ .Khả năng tải tính C0 của

ổ là tải trọng tĩnh gây nên biến dạng dư tổng cộng của con lăn và đường lăn bằng 0,0001 đường kính con lăn tại vùng tiếp xúc chịu tải lớn nhất. Khi này ứng suất tiếp xúc sinh ra tại đây vào khoảng 3000MPa đối với ổ bi và 5000MPa với ổ đũa. Trị số khả năng tải tĩnh C0 được tra bảng theo loại ổ và kích thước ổ. Khả năng tải tĩnh được dùng để chọn ổ lăn làm việc với tần số quay thấp, đồng thời còn để kiểm nghiệm ổ lăn đã được chọn theo khả năng tải động.

Chỉ tiêu tính: Các ổ làm việc với vận tốc thấp(n<1 vg/ph) hoặc đứng yên được tính theo khả năng tải tĩnh để tránh biến dạng dư bề mặt làm việc. Các ổ làm việc với vận tốc cao hoặc tương đối cao(n>10 v/ph) được tính theo độ bền lâu hay còn gọi là tính theo khả năng tải động để tránh tróc vì mỏi.

Câu 49- Trình bày về sự phân bố tải trọng trong ổ lăn? Nêu cách xác định tải trọng tác dụng lên con lăn chịu tải lớn nhất trong ổ? (3 điểm)

Xây dựng công thức tính lực lớn nhất: Bài toán về phân bố lực giữa các con lăn là bài toán siêu

tĩnh. Để đơn giản, giả thiết rằng các con lăn bố trí đôi xứng với mặt phẳng tác dụng của lực Fr. Theo điều kiện cân bằng lực ta có: Fr=Fo+2.F1.cos γ+2.F2.cos2γ+…+2.Fn.cos nγ Trong đó n≤z/4 với z là số con lăn. Fi lực tác dụng lên con lăn thứ i (i=1÷n). Giả thiết dưới lực tác dụng của lực Fr các vòng ổ không bị uốn và không có khe hở hướng tâm. Do tác dụng của lực Fr vòng ổ và con lăn bị biến dạng chỗ tiếp xúc, vòng trong của ổ di chuyển theo phương của lực Fr một lượng δ0 Biến dạng của con lăn chịu lực Fmax là δ0 và biến dạng của con lăn chịu lực Fi(biến dạng theo phương Fi) là δi (i=1÷n). Gần đúng có thể viết δi= δ0.cos( iγ) vs γ=2.pi/z .Theo lý thuyết biến dạng tiếp xúc, quan hệ giữa biến dạng và lực gây biến dạng δi =C.Fij Trong đó C là hệ số phụ thuộc bán kính cong ở điểm tiếp xúc và mô đun đàn hồi; j là số mũ j=2/3 đối với ổ bi và j=1 với ổ đũa. Như vậy với ổ bi ta có Fo=( δ0/C)^1,5;

Fi=( δi/C)^(3/2)= Fo=( δ0/C)^1,5.cos3/2 iγ . Thay Fi vào phương trình cân bằng lực ta được: Fi=Fo(1+2Σcos5/2 iγ) do đó tải trọng tác dụng lên viên bi chịu lực lớn nhất là: Fo=Fγ/(1+2Σcos5/2 iγ)=k.Fγ/z

vs k=z/(1+2Σcos5/2 iγ) Trên thực tế với ổ bi số bi z=10-20. Khi này k= 4,38; 4,37; 4,36. Do vậy lấy trung bình k=4,37 nên Fo=4,37.Fγ/z. Do ảnh hưởng của khe hở hướng tâm và sai số chế tạo nên số con lăn chịu lực ít hơn nên có thể lấy k=5 và ta có Fo=5.Fγ/z . Tương tự đối với ổ đũa đỡ Fo=4,6. Fγ/z. Các loại ổ khác tính tương tự. Trong ổ bi chặn, lực tác dụng lên mỗi viên bi:Fo=Fα/(0,8.z) trong đó Fa là lực dọc trục tác dụng lên ổ; z là số bi và 0,8 là hệ số xét đến sự phân bố lực không đều giữa các bi(do chế tạo không chính xác)

Nhận xét: Qua phân tích và tính toán trên đây, ta thấy rằng sự phân bố lực giữa các con lăn phụ thuộc nhiều vào độ chính xác chế tạo và trị số khe hở hướng tâm(đối với ổ đỡ và ổ chặn). Vì vậy trong chế tạo ổ lăn, yêu cầu về chính xác chế tạo rất cao. Trong ổ đỡ và ổ đỡ chặn, khe hở càng lớn số con lăn tham gia chịu tại càng ít, lực phân bố càng không đều, do đó tăng mài mòn ổ trong quá trình làm việc.

Câu 50 - Trình bày về sự phân bố ứng suất trong ổ lăn? Tại sao ổ có vòng trong quay lại có tuổi thọ lớn hơn ổ có vòng ngoài quay khi có cùng các thông số khác? (3 điểm)

Sự phân bố ứng suất trong ổ lăn: Ứng suất tiếp xúc sinh ra giữa con lăn với vòng trong và vòng ngoài ổ. Dưới tác dụng của các lực Fi khác nhau, tại những chỗ tiếp xúc giữa con lăn với vòng trong và vòng ngoài, ứng suất tiếp xúc tính theo công thức Héc sẽ khác nhau. Trường hợp ổ bi tại điểm A và B cùng chịu lực lớn nhất F0. Khi này ứng suất tiếp xúc là σH=0,388.(3sqrt(Fo.E2/rô2);vs

rô=roo1.roo2/(ro1+-ro2) bán kính cong tương đương. Vì rooA lấy dấu +(t.xúc ngoài) và ro B lấy dấu – (t.xúc trong) nên roA< ro B Như vậy ứng suất tiếp xúc có trị số lớn nhất tại điểm A trên vòng trong và nằm trên phương tác dụng của lực Fr.

Đồ thị thay đổi ứng suất tại điểm nguy hiểm

Như vậy ứng suất tiếp xúc có trị số lớn nhất tại điểm A trên vòng trong và nằm trên phương tác dụng của lực Fr.

Đồ thị thay đổi ứng suất tại điểm nguy hiểm alpha khi Fr tác dụng sẽ sinh ra lực dọc trục phụ Fs tính theo các công thức: Với ổ đũa côn : Fs=0,83 Fr; trong đó e hệ số, e=1,5tg

alpha

. Với ổ bi đỡ chặn: Fs=eFr. Với e là hệ số phụ thuộc vào góc tiếp xúc; alpha tra bảng; Riêng ổ bi đỡ và đỡ chặn có alpha =120 thì e phụ thuộc vào tỉ số iFa/C0 với Fa tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ; C0- khả năng tải tĩnh của ổ, tra bảng tùy thuộc vào loại ổ sơ bộ chọn. Lực dọc trục Fs trên một ổ sẽ tác dụng lên trục và qua trục tác dụng lên ổ kia. Vì vậy, với ổ đỡ chặn, lực dọc trục Fa được tính như sau: Gọi ΣFzj là tổng lực dọc trục tác động vào ổ đang xét j, bao gồm tổng lực dọc trục ngoài Fat và lực dọc trục phụ Fsk từ ổ kia ta có : ΣFzj =Fsk±Fat. Dấu + khi Fat cùng chiều với Fsk và ngược lại(hoặc: lực dọc trục, kể cả lực dọc trục phụ tác dụng lên ổ mang dấu + nếu làm giảm khe hở cho ổ và ngược lại). Nếu Fsj của ổ đang tính j thỏa mãn điều kiện Fsj>= ΣFzj

thì đối với ổ đang tính Faj=Fsj; ngược lại nếu Fsj< ΣFzj thì Faj= ΣFzj; tức là Faj=Max(Fsj, ΣFzj).

Ý nghĩa của hệ số e trong quá trình tính toán ổ: e=Fa/(V.Fγ)lực dọc trục có trị số chưa vượt quá một giới hạn, sẽ không có tác hại xấu đối với ổ. Trong trường hợp này lực dọc trục làm giảm khe hở trong ổ và giúp cho sự phân bố lực trong ổ được đều hơn. Nếu V.Fγ<=e ta bỏ qua lực dọc trục. Nếu V.Fγ>e

nghĩa là khi lực dọc trục tương đối lớn sẽ làm giảm tuổi thọ của ổ lăn, do làm tăng góc tiếp xúc, dẫn đến sự trượt các con lăn.

Câu 53-

So sánh ổ trượt với ổ lăn về ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng? Tại sao không nên sử dụng ổ lăn khi làm việc ở tốc độ cao? (3 điểm)

Ưu nhược điểm:

ổ lăn: ưu điểm: hệ số ma sát nhỏ, khoảng 0,0012÷0,0035 đối với ổ bi và 0,002÷0,006 đối với ổ đũa. chăm sóc và bôi trơn đơn giản, tốn ít vật liệu bôi trơn. kích thước chiều rộng ổ lăn nhỏ hơn chiều rộng ổ trượt có cùng đường kính ngõng trục. mức độ tiêu chuẩn hóa và tính lắp lẫn cao; thuận tiện cho việc sửa chữa và thay thế. Giá thành chế tạo tương đối thấp khi chế tạo loạt lớn.nhược điểm: kích thước hướng kính lớn. diện tích tiếp xúc nhỏ nên ứng suất tiếp xúc sinh ra trên các vòng ổ và con lăn lớn. khi làm việc với vận tốc cao có nhiều tiếng ồn; chịu va đập kém. đôi khi không thuận tiện cho việc lắp ghép. giá thành tương đối cao nếu sản xuất đơn chiếc.

ổ trượt: ưu điểm: Khi vận tốc lớn thì làm việc có tuổi thọ và độ tin cậy cao hơn ổ lăn. Chịu được tải va đập và chấn động nhờ khả năng giảm chấn của màng dầu bôi trơn. Kích thước hướng kính tương đối nhỏ. Làm việc êm. Nhược điểm: Yêu cầu chăm sóc, bảo dưỡng thường xuyên, chi phí về dâu bôi trơn lớn. Tổn thất về ma sát lớn khi mở máy, dừng máy và khi bôi trơn không tốt. Kích thước dọc trục tương đối lớn. Dùng vật liệu giảm ma sát đắt tiền.

Phạm vi sử dụng;

ổ trượt: Hiện nay trong ngành chế tạo máy ổ trượt ít dùng hơn so với ổ lăn. Tuy nhiên trong một số trường hợp dưới đây, dùng ổ trượt có nhiều ưu việt hơn:

Khi trục quay với vận tốc rất cao, nếu dùng ổ lăn tuổi thọ của ổ sẽ thấp .Trong các máy chính xác, khi yêu cầu phương của trục rất chính xác, dùng ổ trượt sẽ tốt hơn do nó ít chi tiết nên dễ chế tạo chính xác cao và có thể điều chỉnh được khe hở. Khi ngõng trục có đường kính khá lớn, không có ổ lăn tiêu chuẩn thì dùng ổ trượt sẽ hạ được giá thành. Khi ổ cần làm việc trong các môi trường đặc biệt(axit, kiềm…), dùng ổ trượt làm bằng các vật liệu đặc biệt. Trong các cơ cấu vận tốc thấp, không quan trọng, dùng ổ trượt rẻ tiền. Khi cần phải dùng ổ ghép để dễ tháo lắp(như trục khuỷu). Ổ lăn: Ổ lăn được dùng rất phổ biến trong nhiều loại máy: máy cắt kim loại, máy điện, ô tô, máy bay, máy kéo, máy nông nghiệp, cần trục, máy xây dựng, máy mỏ, trong các hộp giảm tốc…Giải thích( tự làm).

Câu 54- Nêu các dạng ma sát và các phương pháp bôi trơn ma sát ướt cho ổ trượt.

Các dạng ma sát : Tùy theo điều kiện bôi trơn, trong ổ có các dạng ma sát: khô, nửa khô, nửa ướt, ướt.

Ma sát ướt được hình thành khi bề mặt ngõng trục và lót ổ được ngăn cách bởi lớp dầu bôi trơn có chiều dày lớn hơn tổng số độ nhấp nhô bề mặt: h > Rz1+Rz2 .

Các phương pháp bôi trơn ma sát ướt cho ổ trượt: Để thực hiện bôi trơn ma sát ướt có thể dùng các phương pháp sau. Bôi trơn thủy tĩnh: Bơm dầu vào ổ với áp suất cao đủ để có thể nâng ngõng trục lên, tạo chế độ bôi trơn ma sát ướt. Phương pháp này định tâm trục chính xác, làm việc ổn định nhưng đòi hỏi phải có thiết bị thủy lực cồng kềnh tốn kém. Bôi trơn thủy động: Tạo những quan hệ thích hợp giữa kết cấu ổ, chất bôi trơn và tốc độ quay của trục để khi trục quay, dầu sẽ cuống vào khe hở, bị nén và sinh ra áp suất để nâng ngõng trục lên. Phương pháp này đơn giản nhưng định tâm trục không chính xác(so với bôi trơn thủy tĩnh) và chỉ thực hiện được với những ổ có số vòng quay nhất định; mặt khác khi mở và đóng máy không đảm bảo bôi trơn ma sát ướt.

Câu 55- Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu ổ trượt. Trình bày cách tính ổ trượt theo các chỉ tiêu này? (3 điểm)

Các dạng hỏng ổ trượt: Mòn lót ổ và ngõng trục: xảy ra khi trong ổ không hình thành được màng dầu bôi trơn, làm cho ngõng trục trực tiếp tiếp xúc với lót ổ. Ngay cả đối với những ổ đã tính toán đảm bảo chế độ bôi trơn ma sát ướt, khi mở và tắt máy mòn vẫn xảy ra do vận tốc lúc này chưa đủ để tạo thành lớp bôi trơn thủy động. Mòn càng tăng nếu trong dầu có lẫn nhiều hạt mài, bụi bẩn. Dính :xảy ra do áp suất và nhiệt độ cục bộ quá lớn, màng dầu bôi trơn không hình thành được, làm chi ngõng trục trực tiếp tiếp xúc với lót ổ. Mỏi rỗ: lớp bề mặt lót ổ có thể bị mỏi rỗ khi chịu tải thay đổi lớn Kẹt ngõng trục: với các ổ có khe hở nhỏ, nếu bôi trơn và làm nguội không tốt biến dạng nhiệt có thể gây ra kẹt ngõng trục và làm hỏng ngõng trục.

Chỉ tiêu tính toán: Để tránh các dạng hỏng trên, tốt nhất là tính toán cho ổ trượt luôn làm việc ở chế độ bôi trơn ma sát ướt. Vì vậy, tính toán bôi trơn ma sát ướt là tính toán cơ bản đối với ổ trượt. Tuy nhiên, như đã biết, trong quá trình làm việc nhiều khi không thể đảm bảo chế độ bôi trơn ma sát ướt. Do vậy trong thực tế còn dùng phương pháp tính quy ước ổ trượt theo áp suất [p] và tích số giữa áp suất và vận tốc[p.v] cho phép, để ổ trượt có thể làm việc tương đối lâu khi điều kiện bôi trơn ma sát ướt không đảm bảo.

Cách tính ổ trượt theo bôi trơn ma sát ướt: Để đảm bảo ổ trượt làm việc ở chế độ bôi trơn ma sát ướt, cần tính toán ổ trượt thỏa mãn điều kiện: hmin≥ s(Rz1+Rz2). Trong đó, hmin là chiều dày nhỏ nhất của lớp dầu trong ổ; s là hệ số an toàn, kể đến ảnh hưởng của chế tạo và lắp ghép không chính xác, biến dạng đàn hồi của trục…. thường lấy s≥2. Rz1,Rz2 độ cao trung bình của các mấp mô bề mặt ngõng trục và lót ổ. Với trị số tải trọng Fr, đường kính d của ổ và số vòng quay n của trục đã biết trước, sau khi chọn chiều dài l, độ hở tương đối Ψ of ổ ,độ nhớt

nuy của dầu bôi trơn và độ mấp mô bề mặt ngõng trục và lót ổ, cần tính hmin và kiểm nghiệm theo công thức. Để tính hmin trước hết cần tính hệ số khả năng tải của ổ Φ=p. Ψ2/( nuy.ô mega) rồi tra bảng trị số χ khi đã biết χ ta tìm được hmin theo công thức :hmin=δ/2.(1-χ)=Ψ.d/2.(1-χ)

Câu 56- Nêu ý nghĩa và trình bày cách tính

qui ước ổ trượt? (3 điểm)

Ý nghĩa bước tính qui ước ổ trượt: Khi ổ trượt phải làm việc với chế độ ma sát nửa ướt hoặc nửa khô, ngay cả đối với ổ trượt được bôi trơn ma sát ướt, khi mở máy hoặc dừng máy vẫn tạm thời bị ma sát nửa ướt. Do đó dùng phương pháp tính quy ước ổ trượt theo áp suất cho phép và tích số giữa áp suất với vận tốc cho phép ổ trượt có thể làm việc tương đối lâu khi bị ma sát nửa ướt hoặc nửa khô.

Cách tính qui ước ổ trượt: Tính theo áp suất cho phép. ứng suất sinh ra không được vượt quá trị số cho phép p=Fr/(d.l)<=[p] với Fr tải trọng hướng tâm trong ổ trượt đỡ, N; d, l là đường kính và chiều dài ổ, mm. Trong trường hợp cho trước tỉ số gxi= l/d ,có thể dùng công thức trên để thiết kế ổ trượt:d>=sqrt(Fr/(gxi.[p])). Tính theo tích số giữa áp suất với vận tốc trượt. Từ điều kiện p.v<=[p.v] vs p=Fr/(d.l) á.suất quy ước ; v=pi.d.n/(60.10^3) vận tốc trượt cũng chính là vận tốc vòng của ngõng trục. Ta có Fr.n/(19,1.10^3)<=[pv].thay l=gxi.d ta đk d>=Fr.n/(19,1.10^3.gxi.[pv]) với n là số vòng quay trong một phút của ngõng trục. Đối với ổ trượt chặn, tính toán tương tự với p=Fa/A<=[p] với A là diện tích bề mặt tựa của ngõng trục.

Câu 57. Trình bày về kết cấu ổ trượt? Nêu các yêu cầu của vật liệu chế tạo lót ổ (3điểm).

Kết cấu ổ trượt: Gồm 3 phần: thân ổ, lót ổ, rãnh dẫn và giữ dầu bôi trơn. Thân ổ 1 có thể làm liền với khung máy hoặc làm riêng bằng đúc và hàn và ghép vào thân máy. Lót ổ 2 có thể làm nguyên hoặc ghép. Bề mặt tiếp xúc với ngõng trục phải làm bằng vật liệu có hệ số ma sát thấp, thường là kim loại màu đắt tiền và hiếm.Rãnh dẫn và giữ dầu 3 có tác dụng phân bố đều dầu bôi trơn vào trong ổ. Rãnh dầu có thể làm dọc theo chiều trục, vòng qua chu vi; thường dùng rãnh dọc trục. Chiều dài rãnh không kéo ra tận đầu ngoài ổ để khỏi chảy dầu; chiều dài rãnh thường được lấy bằng 0,8 chiều dài của ổ.

Yêu cầu của vật liệu chế tạo lót ổ: Vật liệu lót ổ phải thỏa mãn các yêu cầu chủ yếu sau: Có hệ số ma sát thấp; Có khả năng giảm mòn và chống dính; Dẫn nhiệt tốt và có hệ số giãn nở dài thấp(để khe hở trong ổ ít bị thay đổi vì nhiệt); Có đủ độ bền. Có thể chia vật liệu lót ổ thành 3 loại lớn: Vật liệu kim loại, vật liệu gốm kim loại và vật liệu không kim loại.

CÁC CHI TIẾT MÁY GHÉP

Câu 58- Trình bày về kết cấu và cách tính mối ghép then ghép lỏng (3 điểm)

Kết cấu mối ghép then ghép lỏng:

Gồm có các loại then: then bằng, then bằng dẫn hướng và then bán nguyệt.

Then bằng có tiết diện là hình chữ nhật. Hai mút của then được gọt bằng hoặc gọt tròn. Mặt làm việc của then là hai mặt bên. Chiều rộng then được chọn bằng (0,25÷0,3)d, đối với các trục lớn 0,2d với d

là đường kính trục. Kích thước mặt cắt ngang then tiêu chuẩn. chiều dài then l chọn theo dãy tiêu chuẩnThen bằng dẫn hướng.

Có hình dạng như then bằng được dùng trong trường hợp chi tiết máy di trượt dọc trục. Then bán nguyệt.

cũng giống như then bằng, mặt làm việc là hai mặt bên.

Chế tạo then và rãnh then sử dụng dao phay đĩa. Chủ yếu dùng cho các mối ghép có tải trọng nhỏ.

Cách tính toán mối ghép lỏng: Tính then bằng. Các trường hợp hỏng có thể xảy ra là dập các mặt bên và bị cắt kiểm nghiệm độ bền dập: σd=F/((h-t2).l)=2.T/(d.l.(h-t2))<=[ σd].đk cắt

τc=F/(b.l)=2.T/(b.d.l)<=[τc] với l chiều dài làm việc của then; T mô men xoắn truyền qua mối ghép then; d đường kính trục. tính mối ghép then bán nguyệt cũng tương tự.

Câu 59- Trình bày ưu nhược điểm và các phương pháp định tâm then hoa (3 điểm

Ưu nhược điểm của mối ghép then hoa

Ưu điểm: Đảm bảo mối ghép được đồng tâm hơn, dễ di động tiết máy trên trục. Khả năng chịu tải lớn hơn so với mối ghép then cùng kích thước, do diện tích bề mặt làm việc lớn hơn và tải trọng phân bố đều hơn trên các răng. Độ bền mỏi cao hơn, chịu va đập và tải trọng động tốt hơn.Nhược điểm: Có tập trung ứng suất ở góc rãnh.Tải trọng phân bố giữa các răng không đều nhau. Cần có những dụng cụ và thiết bị chuyên môn để chế tạo và kiểm tra

Các phương pháp định tâm then hoa: Có 3 phương pháp định tâm then hoa:

-

Địnhtâm theo cạnh bên hình c

-

Định tâm theo đường kính ngoài hình a

-

Định tâm theo đường kính trong hình b

Câu 60- Nêu các nguyên tắc truyền tải trọng và sự phân bố tải trọng trong mối ghépđinh tán? (3 điểm)

Các nguyên tắc truyền tải trọng trong mối ghép đinh tán

Mối ghép đinh tán có thể truyền tải trọng bằng 2 phương pháp: bằng ma sát trên mặt tiếp xúc giữa hai tấm ghép và bằng cách gây ứng suất trong thân đinh. Trường hợp tán nóng, lúc nguội thân đinh co lại theo chiều dọc và chiều ngang. Đinh co theo chiều dọc gây nên lực dọc xiết chặt các tấm ghép lại với nhau, nhờ đó giữa các tấm ghép sẽ sinh ra lực ma sát. Đinh co theo chiều ngang tạo nên khe hở

giữa lỗ và thân đinh. Thông thường mối ghép đinh tán chịu tải trọng ngang

có xu hướng kéo các tấm ghép trượt tương đối với nhau .Khi tải trọng nhỏ, chưa vượt quá lực ma sát cực đại trên bề mặt tiếp xúc của các tấm, tải trọng được truyền từ tấm nọ sang tấm kia nhờ lực ma sát. Nếu tải trọng tiếp tục tăng lên cho tới khi lớn hơn lực ma sát, các tấm ghép sẽ trượt tương đối với nhau một khoảng bằng khe hở giữa lỗ và thân đinh. Khi trượt hết khe hở, tải trọng vừa được truyền nhờ lực ma sát, vừa truyền bằng cách gây ứng suất trong thân đinh. Trường hợp tán nguội, đường kính đinh sẽ lấp đầy lỗ đinh và sẽ xiết chặt các tấm ghép lại. Khi này, mối ghép ngay từ đầu đã truyền tải trọng vừa bằng ma sát trên mặt tiếp xúc vừa bằng cách gây ứng suất trong thân đinh.

Sự phân bố tải trọng trong mối ghép đinh tán: Trong mối ghép nhiều hàng đinh, lực phân bố không đều trên các hàng. Tình hình phân bố lực phụ thuộc nhiều yếu tố: tính đàn hồi của vật liệu; tiết diện của tấm ghép; bước giữa các hàng đinh. Trong mối ghép 1 hàng đinh, lực cũng phân bố không đều giữa các đinh. Để đơn giản cho thiêt kế và chế tạo, người ta lấy đường kính các đinh trong mối ghép như nhau, do đó chỉ cần tính cho đinh chịu lực lớn nhất.

Việc xác định đinh chịu lực lớn nhất rất phức tạp , do đó: Khi mối ghép chịu kéo nén, coi tải trọng phân bố đều trên các đinh. Khi chịu mô men nằm trong mặt phẳng tấm ghép, lực tác dụng lên mỗi đinh có phương vuông góc với bán kính quay, có chiều quay của mô men, có trị số tỷ lệ với khoảng cách từ trọng tâm của tấm ghép đến các đinh. Khi chịu đồng thời cả lực và mô men thì áp dụng nguyên lý cộng tác dụng để tính. Vì khó xác định lực ma sát nên trong tính toán mối ghép chắc ta bỏ qua lực này, các phần tử mối ghép được thiết kế thừa bền.

Câu 61- Trình bày khái niệm về ren? Các thông số hình học cơ bản của ren? Nêu các dạng hỏng và chỉ tiêu tính mối ghép ren?

Khái niệm về ren: Ren được tạo thành trên cơ sở đường xoằn ốc trụ hoặc xoắn ốc côn.

Các thông số cơ bản của ren:d-đường kính ngoài của ren, là đường kính hình trụ bao đỉnh ren ngoài; đường kính này là đường kính danh nghĩa của ren. d1-đường kính trong của ren, là đường kính hình trục bao đỉnh ren trong. d2-đường kính trung bình của ren: d2=(d+d1)/2. h- chiều cao tiết diện làm việc của ren. p- bước ren, là khoảng cách giữa hai mặt song song của hai mặt ren kề nhau, đo theo phương dọc trục bulong hay vít. px- bước xoắn ốc, đối với ren một mối px=p đối với ren có n mối px=np. alphagóc tiết diện ren.gamagóc nâng của ren, là góc làm bởi tiếp tuyến của đường xoắn ốc với mặ phẳng vuông góc với trục của ren: tg γ=px/(pi.d2) Các dạng hỏng của mối ghép ren: Thân bu long bị kéo đứt tại phần có ren hoặc tại tiết diện sát đầu bu long. Ren bị hỏng do đập, mòn, bị cắt hoặc bị uốn(chờn ren). Đầu bu lông bị dập, cắt hoặc uốn.

Chỉ tiêu tính: Vì các chi tiết của mối ghép ren đã được tiêu chuẩn hóa, các quan hệ kích thước của chúng được định ra từ điều kiện

sức bền đều, cho nên đối với mối ghép ren chỉ cần tính toán ra đường kính ren d1 rồi theo d1 tra ra kích thước khác trong bảng tiêu chuẩn.

Câu 62- Trình bày cách phân loại ren? Tại sao ren tam giác

thường được dùng cho ghép chặt? (3 điểm)

Các phân loại ren: Theo công dụng và theo hình dạng tiêt diện, có thể phân loại:

Ren ghép chặt: dùng để ghép chặt các chi tiết máy lại với nhau. Ren ghép chặt gồm các loại ren: ren hệ mét, ren ống, ren tròn, ren vít gỗ

Ren ghép chặt kín: ngoài chức năng ghép chặt các chi tiết còn dùng để giữ không cho chất lỏng chảy qua(ren nối ống và phụ tùng ống). Ren có dạng tam giác nhưng không có khe hở hướng tâm và đỉnh được bo tròn. Ren của cơ cấu vít: dùng để truyền chuyển động hoặc để điều chỉnh. Ren của cơ cấu vít có các loại: ren vuông, ren hình thang cân, ren hình răng cưa(hoặc hình thang không cân).

Theo góc tiết diện phân ra: Ren hệ mét có tiết diện là tam giác đều, góc ở đỉnh alpha=60o. Ren hệ anh có tiết diện là hình tam giác cân, góc ở đỉnh alpha=55o Ren ống là ren hệ anh có bước nhỏ có biên dạng được bo tròn và không có khe hở theo đỉnh và đáy để tăng độ kín khít. Ren tròn góc ở đỉnh 300. Ren vuông có tiết diện là hình vuông,alpha=0 . Ren hình thang cân có tiết diện là hình thang cân, góc ở đỉnh alpha=30o. Ren đỡ ren hình thang không cân. Ren côn. Ren vít bắt gỗ có tiết diện là tam giác.