Bài 1.
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng không dịch chỉnh có các thông số như sau Bánh răng m z b YF [ ] [ ] H F Chủ động 2,5m 19 50mm 6,24 610Mpa 105Mpa m Bị động 2,5m 93 45mm 5,41 585Mpa 115Mpa m
Biết hệ số tải trọng K = K =2,75 , Z =275, vận tốc bánh răng chủ động n = 500 v/ph. H F M 1
a. Xác định công suất lớn nhất bộ truyền có thể truyền được mà không bị gẫy răng
b. Xác định công suất lớn nhất bộ truyền có thể truyền được mà không bị hỏng bề mặt răng. Bài 2.
Cho hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ răng thẳng (không dịch chỉnh) như hình. Các thông
số bộ truyền cấp nhanh như sau: z = 21; z = 86; m = 5mm và b = 1 2 1 2 120mm, n = 1250v/ph 1
Bộ truyền cấp chậm có z =21 ; z =103 và b =55mm. 3 4 4
Giả sử ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] = [ ] = 340MPa H1 H2 [ ] = [ ] = 510MPa H3 H4
Hệ số tải trọng của các bánh răng như nhau K = 2,1 và Z = 275. H M
a. Xác định công suất lớn nhất bộ truyền cấp nhanh có thể truyền
được mà không bị hỏng bề mặt răng.
b. Xác định công suất lớn nhất bộ truyền cấp chậm có thể truyền
được mà không bị hỏng bề mặt răng. Bài 3.
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (không dịch chỉnh) có số vòng quay của bánh chủ động
n1 = 1480v/ph; vận tốc mong muốn của bánh bị động n2 = 351 v/ph. Với khoảng cách trục a
= 185mm, mô đun lấy giá trị lớn nhất theo công thức kinh nghiệm, góc nghiêng beta của
bánh răng từ 8 đến 20 độ. Xác định số răng z1, z2 và góc nghiêng  sao cho sai lệch vận tốc
bánh bị động thực tế và vận tốc mong muốn mong muốn nhỏ hơn 1 v/ph. Bài 4.
Hộp giảm tốc côn trụ như hình. P = kW, n = v/ph. z = , z = và modun m = . Bộ truyền bánh 1 1 1 2
răng trụ răng nghiêng có các thông số z =, z = , và m = , khoảng cách trục ..... Bề rộng bánh 3 4 n
răng côn và bánh răng trụ lần lượt là b =, b =, 1 3 Xác định
a. Chiều dài công ngoài R và các góc côn chia
b. Xác định góc nghiêng beta
c. Chiều quay trục I để tổng lực dọc trục trên trục II nhỏ nhất.
d. Xác định độ lớn lực dọc trục trên trục II nếu chiều quay như câu c. Bài 5.
Bộ truyền trục vít-bánh vít có số mối ren trục vít z =2, số răng bánh vít z =41, mô đun dọc 1 2
trục vít m =5, hệ số đường kính trục vít q = 10, hệ số ma sát giữa bánh vít và trục vít f = 0,1. Xác định a. Tỉ số truyền b. đường kính bánh vít c. khoảng cách trục d. góc vít e. hiệu suất Bài 6.
Xác định chiều quay của động cơ và phân tích lực bộ truyền trục vít Bài 7.
Trục lắp bánh răng và khớp nối quay 2 chiều, chịu
mô men như trên hình vẽ. Biết [] = 60 MPa.
a. Xác định đường kính sơ bộ tại tiết diện lắp bánh
răng, ổ lăn theo mô men tương đương.
b. Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, xác
định đường kính trục tại tiết diện lắp ổ lăn, bánh răng và khớp nối.
c. Với đường kính đã xác định ở trên, xác định biên
độ của ứng suất uốn và xoắn tại tiết diện bánh răng
(bỏ qua ảnh hưởng của then). Bài 8.
Ổ bi đỡ (hoặc ổ đũa) có khả năng tải động C lắp với moayo của bánh xe và trục không quay.
Bánh xe quay n v/ph và chịu lực hướng tâm không đổi. Tuổi thọ dự kiến của ổ là Lh (giờ),
các hệ số K và K lấy bằng 1. Xác định tải trọng lớn nhất (N) tác động lên bánh xe. T đ
Bài 9. Trục I trong hộp giảm tốc lắp trên 2 ổ đũa côn giống nhau A và B có góc tiếp xúc α; tải
trọng dọc trục có giá trị F và hướng từ B sang A; phản lực hướng tâm tại các gối A và B lần a
lượt là R và R . Xác định lực dọc trục tác động vào các ổ A và B khi tính ổ lăn theo khả A B năng tải động.
Bài 10. Trục III trong hộp giảm tốc lắp trên 2 ổ bi đỡ chặn giống nhau E và F có hệ số e; tải
trọng dọc trục có giá trị F và hướng từ E sang F; phản lực hướng tâm tại các gối E và F lần a
lượt là RE và RF. Xác định lực dọc trục tác động vào các ổ E và F khi tính ổ lăn theo khả năng tải động.
Bài 11. Ổ bi đỡ chặn có hệ số e và khả năng tải động C lắp trên trục quay và ổ chịu tải trọng
dọc trục có giá trị F cùng lực hướng tâm R. Xác định tuổi thọ của ổ lăn (triệu vòng quay), biết a
K K = 1 và khi F /(VR)>e thì X=0,45 và Y=1,13. T đ a TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 1 BÁNH RĂNG THẲNG
1.1 Thông số hình học cơ bản của bánh răng không dịch chỉnh
• Đường kính chia (lăn) d1 = dw1 = mZ1 d2 = dw2 = mZ2
• Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m da2 = d2 + 2m
• Đường kính đáy răng df1 = d1 − 2,5m df2 = d2 − 2,5m • Khoảng cách trục m(Z a = 1 + Z2) 2 1.2 Lực ăn khớp • Lực vòng 2 T F 1 t1 = Ft2 = dw1 • Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = Ft1 tan 20◦
1.3 Ứng suất tiếp xúc !2T σ 1 KH (ut + 1) H = ZM ZH Zϵ bw ut d2w1
• ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng. ! 2E Z 1E2 M =
π[E1(1 − µ22) + E2(1 − µ21)]
• ZH: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc (với bánh răng không dịch chỉnh αtw = 20◦) ! 2 ZH = sin(2 αtw) 1
• Zϵ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng "4 − ϵ Z α ϵ = 3
ϵα: hệ số trùng khớp ngang # $ 1 1 ϵα = 1,88 − 3,2 + Z1 Z2
• KH: hệ số tải trọng khi tính độ bền tiếp xúc KH = KHβ KHα KHv 1.4 Ứng suất uốn 2 T σ 1 KF Yϵ YF 1 F 1 = b1 dw1 m 2 T σ 2 KF Yϵ YF 2 F 2 = b2 dw2 m
• KF : hệ số tải trọng khi tính sức bền uốn KF = KFα KFβ KFv
• Yϵ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 Yϵ = ϵα
• YF1 và YF2: hệ số dạng răng. 2 BÁNH RĂNG NGHIÊNG
2.1 Thông số hình học cơ bản của bánh răng không dịch chỉnh
• Đường kính chia (lăn) mZ d 1 1 = dw1 = cos β mZ d 1 2 = dw2 = cos β
• Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2m da2 = d2 + 2m
• Đường kính đáy răng df1 = d1 − 2,5m df2 = d2 − 2,5m 2 • Khoảng cách trục m(Z a = 1 + Z2) 2 cos β • Góc ăn khớp αtw # $ # $ tan α tan 20◦ αt = αtw = arctan = arctan cos β cos β
• Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở βb = arctan(cos αt tan β) 2.2 Lực ăn khớp • Lực vòng 2 T F 1 t1 = Ft2 = dw1 • Lực hướng tâm F F t1 tan 20◦ r1 = Fr2 = cos β • Lực dọc trục Fa1 = Fa2 = Ft1 tan β
2.3 Ứng suất tiếp xúc !2T σ 1 KH (ut + 1) H = ZM ZH Zϵ bw ut d2w1
• ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng. ! 2E Z 1E2 M =
π[E1(1 − µ22) + E2(1 − µ21)]
• ZH: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc ! 2cosβ Z b H = sin(2 αtw)
• Zϵ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang ϵα và hệ số trùng khớp dọc ϵβ
– ϵα: hệ số trùng khớp ngang % # $& 1 1 ϵα = 1,88 − 3,2 + cos β Z1 Z2
– ϵβ: hệ số trùng khớp dọc b ϵ w sin β β = m π 3 Nếu ϵβ < 1 thì ! (4 − ϵ ϵ Z α)(1 − ϵβ ) β ϵ = + 3 ϵα Nếu ϵβ ≥ 1 thì " 1 Zϵ = ϵα
• KH: hệ số tải trọng KH = KHβ KHα KHv 2.4 Ứng suất uốn 2 T σ 1 KF Yϵ Yβ YF 1 F 1 = b1 dw1 m 2 T σ 2 KF Yϵ Yβ YF 2 F 2 = b1 dw2 m
• KF : hệ số tải trọng khi tính sức bền uốn KF = KFα KFβ KFv
• Yϵ: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 Yϵ = ϵα
• Yβ: hệ số kể đến góc nghiêng của răng β Yβ = 1 − 140◦
• YF1 và YF2: hệ số dạng răng. 3 BÁNH RĂNG CÔN
3.1 Thông số hình học cơ bản của bánh răng côn răng thẳng
• Đường kính chia ngoài de1 = mteZ1 de2 = mteZ2 • Tỷ số truyền Z d sin δ u = 2 = e2 = 2 Z1 de1 sin δ1 • Chiều dài côn ngoài 'd2 m ( d √ R e1 + d2 e2 te e1 e = = Z2 u2 + 1 2 2 1 + Z 2 2 = 2 4
• Đường kính trung bình # $ b dm1 = 1 − d 2 R e1 e # $ b dm2 = 1 − d 2 R e2 e • Góc côn chia Z δ 1 1 = arctan Z2 δ2 = 90◦ − δ1 3.2 Lực ăn khớp
Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn 2 T F 1 t1 = Ft2 = dm1
Fr1 = Fa2 = Ft1 tan 20◦ cos δ1
Fa1 = Fr2 = Ft1 tan 20◦ sin δ1 4 TRỤC VÍT
4.1 Thông số cơ bản • Đường kính vòng chia d1 = qm d2 = mZ2 • Khoảng cách trục m(q + Z a 2 + 2x) w = 2 • Góc nâng mZ Z tan γ = 1 = 1 dw1 q + 2x • Hiệu suất tan γ η = tan(γ ± ϕ) 4.2 Lực ăn khớp 2T F 2 a1 = Ft2 = d2
Ft1 = Fa2 = Fa1 tan(γ ± ϕ) = Ft2 tan(γ ± ϕ) F F t2 cos ϕ cos γ tan αn r1 = Ft2 = cos(γ ± ϕ) 5 5 BÀI TẬP
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION Bài 1
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION z O y 1 2 x 3 4 I II III
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION Hình 1: Bài 1
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có sơ đồ như trên hình 1. Công suất 5,6 kW được truyền từ
trục I đến trục III. Bánh răng 1 nghiêng phải với góc nghiêng 12◦; nhìn theo phương Oz bánh răng 1
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION
quay ngược chiều kim đồng hồ. Thông số của cặp bánh răng 1-2 như sau: mô đun = 3 mm; Z1 = 17;
Z2 = 63. Cặp bánh răng 3-4 là bánh răng thẳng có thông số: mô đun = 4 mm; số răng Z4 = 99;
khoảng cách trục II và III là 242 mm. Trục III quay 80 v/ph. Giả sử hiệu suất của hệ thống = 1. Xác định:
(a) Giá trị của lực Ft1 (1537,66 N)
(b) Giá trị của lực Fa2 (326,84 N)
(c) Giá trị của lực Fr2 (572,17 N)
(d) Giá trị của lực Ft4 (3376,26 N)
(e) Giá trị của lực Fr3 (1228,86 N)
(f) Phương và chiều lực Ft2 (cùng chiều Ox)
(g) Phương và chiều lực Fa1 (ngược chiều Oz)
(h) Phương và chiều lực Ft4 (ngược chiều Ox)
(i) Nếu cặp bánh răng 3-4 là bánh răng nghiêng, xác định chiều nghiêng của bánh răng 3 để tổng
lực dọc trục trên trục II nhỏ nhất có thể (nghiêng trái)
(j) Với chiều nghiêng đã chọn ở câu trên, xác định góc nghiêng của bánh răng 3 và 4 sao cho tổng
lực dọc trục trên trục II bằng 0 (bánh răng 3 và 4 giữa nguyên mô đun và số răng) (5,56 độ) 6
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION Bài 2
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION z O y 1 2 x a34 3 4 I II III
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION Hình 2: Bài 2
Cho sơ đồ dẫn động như hình 2 (các bánh răng không dịch chỉnh), công suất truyền từ trục I đến
trục III. Các bánh răng có thông số như sau:
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION m Z b β YF [σH] [σF ] Bánh răng 1 3 mm 21 76 mm 0 4,08 430 MPa 180 MPa Bánh răng 2 3 mm 95 71 mm 0 3,61 365 MPa 180 MPa Bánh răng 3 3 mm 20 90 mm 18◦ 4 430 MPa 180 MPa Bánh răng 4
3 mm 94 85 mm 18◦ 3,61 365 MPa 180 MPa
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của cặp bánh răng 1-2 và 3-4 lần lượt là ZM 1−2 = 235 và ZM 3−4 =
255. Hệ số tải trọng của cặp bánh răng 1-2 và 3-4 là KH 1−2 = 1,1; KF 1−2 = 1,1; KH 3−4 = 2,4;
KF 3−4 = 1,9. Trục 3 quay với vận tốc 96 v/ph, công suất trên trục III là 4 kW (giả sử hiệu suất của hệ thống là 1).
(a) Xác định khoảng cách a34 (179,80 mm)
(b) Xác định hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc ZH của cặp bánh răng 3-4 (1,69)
(c) Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Zϵ, của cặp bánh răng 3-4 (0,79)
(d) Xác định ứng suất tiếp xúc của cặp bánh răng 3-4 (413,02 MPa)
(e) Xác định ứng suất uốn của bánh răng 3 (41,36 MPa)
(f) Xác định ứng suất uốn của bánh răng 4 (39,41 MPa)
(g) Xác định công suất lớn nhất cặp bánh răng 1-2 có thể truyền mà bánh răng 1 và 2 không bị hỏng
bề mặt do mỏi (22,61 kW)
(h) Xác định công suất lớn nhất cặp bánh răng 1-2 có thể truyền mà bánh răng 1 và 2 không bị gẫy
răng do mỏi (104,29 kW) 7 Bài 3
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (không dịch chỉnh) có số vòng quay của bánh chủ động 920
v/ph, vận tốc mong muốn của bánh bị động 188 v/ph. Với khoảng cách trục 185 mm, mô đun lấy giá
trị lớn nhất theo công thức kinh nghiệm (2% khoảng cách trục), góc nghiêng β của bánh răng từ 8◦
đến 20◦. Xác định số răng của các bánh răng và góc nghiêng β sao cho sai lệch vận tốc thực tế của
bánh bị động và vận tốc mong muốn nhỏ nhất. (Đáp án: Z1 = 20; Z2 = 98; β = 16,91◦) Bài 4
Bộ truyền giảm tốc bánh răng côn răng thẳng (không dịch chỉnh) truyền chuyển động giữa hai trục
vuông góc với nhau có số răng trên bánh chủ động và bị động lần lượt là 24 và 89. Mô đun vòng ngoài
có giá trị 2 mm, bề rộng bánh răng là 25 mm. Biết công suất trên bánh chủ động là 3,54 kW, vận tốc
của bánh bị động là 171 v/ph.
(a) Xác định chiều dài côn ngoài (92,18 mm)
(b) Xác định góc côn chia trên bánh lớn (74,91 độ)
(c) Xác định giá trị lực Ft1 (2570,36 N)
(d) Xác định giá trị lực Fa1 (243,58 N)
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION
(e) Xác định giá trị lực Fr1 (903,27 N) Bài 5
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION z 3 4 O y 1 x I 2 II III
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION Hình 3: Bài 5
Cho sơ đồ dẫn động như hình 3, công suất 1,4 kW truyền từ trục I đến trục III với số vòng quay
trên trục I là 2700 v/ph (hiệu suất của hệ thống bằng 1). Cặp bánh răng 1-2 là bánh răng côn răng
PRODUCED BY AN AUTODESK STUDENT VERSION
thẳng (không dịch chỉnh) có các thông số như sau: mô đun vòng ngoài 3 mm, Z1 = 24, Z2 = 62. Cặp
bánh răng 3-4 là bánh răng trụ răng nghiêng có các thông số: mô đun 1,5 mm, Z3 = 23, Z4 = 115,
khoảng cách trục 110 mm. Nhìn theo phương Oy, trục I quay cùng chiều kim đồng hồ. Chiều rộng
bánh răng côn và hướng nghiêng của cặp bánh răng 3-4 được xác định sao cho tổng lực dọc trục trên trục II là 200 N.
(a) Xác định chiều nghiêng của bánh răng 3 (nghiêng trái)
(b) Xác định chiều rộng vành răng bánh răng 1 (17,37 mm) 8 Bài 6
Thiết kế bộ truyền bánh răng côn giảm tốc không dịch chỉnh thỏa mãn các yêu cầu sau: vận tốc bánh
chủ động 1220 v/ph; vận tốc bánh bị động 370 v/ph; chiều dài côn ngoài nằm trong khoảng 150 mm đến 160 mm.
(a) Xác định mô đun (2,5 mm)
(b) Xác định chiều dài côn ngoài (159,36 mm)
(c) Xác định số răng bánh lớn (122) Bài 7
Bộ truyền trục vít-bánh vít được sử dụng t Hình rong 4: hệ Bài th
6 ống nâng như hình vẽ. Số mối ren của trục
vít là 2, bánh vít có 92 răng. Mô đun dọc trục vít có giá trị 10 mm, với hệ số đường kính trục Bộ vít là truyền 20. H trục ệ số ma vít-bánh sát vít giữa bá được nh sử vít và dụng trục trong vít hệ là 0,01 thống . Đư nâng ờng nhưkính hìnhtang 4. có Số giá mối trị 630 ren m của m, trục G vít là 2, có bánh kh vít ối có lượ 92 ng 265 răng. kg Mô di đun chuy dọc ển v trục ới vítvận có tốc giá v trị = 0,91 10 m mm, /s, với chi hệ ều số như hì đường nh vẽ kính . (G trục ia t vít ốc là trọ 20.ng Hệ
trường 9,8 m/s2). Chiều quay của động cơ (hướng nhìn Ox) cùng chiều kim đồng hồ. Xác định:
số ma sát giữa bánh vít và trục vít là 0,01. Tang có đường kính 630 mm, G có khối lượng 265 kg (gia tốc # T trọng ỷ số t trường ruy 9,8ền c m ủ / a s2 b ) ộ ditruyền tr chuyển ục ví với t-bá vận nh ví tốc t
v = 0,91 m/s theo chiều như hình vẽ. Chiều quay của A động . 46 cơ
(hướng nhìn Ox) cùng chiều kim đồng hồ. Xác định: B. 50,6 (a) C. Tỷ 55,2 số
truyền của bộ truyền trục vít-bánh vít (46) D. 32,2
(b) Đường kính chia của bánh vít (920 mm)
# Đường kính chia của bánh vít (mm) A. 920
(c) Khoảng cách trục của bộ truyền trục vít-bánh vít (560 mm) B. 828 C. 1104
(d) Góc vít nâng (5,71 độ) D. 644
# Khoảng cách trục của bộ truyền trục vít-bánh vít (mm)
(e) Hiệu suất của bộ truyền trục vít-bánh vít (0,91) A. 560,00 (f) B. Lực 504,00 vòng
trên trục vít (195,83 N) C. 672,00 (g) D Lực. 728,00
hướng tâm của bánh vít (647,97 N) # Góc vít nâng (độ) (h) A. Vận 5,71 tốc
của động cơ (1269,00 v/ph) B. 6,28 (i) C. 6,85 Công
suất của động cơ (2,60 kW) D. 4,00 (j) # Hiệ Hướng u suất củ nghiêng a bộ của truy ren ền t trục rục vít ví ( t-bánh ví nghiêng t trái) A. 0,91 B. 0,82 9 C. 0,73 D. 1,18
# Lực vòng trên trục vít (N) A. 195,83 B. 176,25 C. 156,67 D. 254,58 VIỆN CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ ROBOT
Giảng viên: Đinh Gia Ninh 6.1
KHÁI NIỆM CHUNG, PHÂN LOẠI 6.2
CƠ SỞ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT 6.3
TÍNH TOÁN ĐỘ BỀN VÀ TÍNH NHIỆT BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT 6.4
ĐÁNH GIÁ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT 6.1
KHÁI NIỆM CHUNG, PHÂN LOẠI 6.1.1. KHÁI NIỆM
Truyền động trục vít dùng để truyền chuyển động quay giữa hai trục chéo nhau,
góc giữa hai trục thường là 900. Trục vít 1 thường là chủ động và bánh vít 2 là bị động 6.1.2. PHÂN LOẠI BỘ TRUYỀN BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT TRỤ TRỤC VÍT THÂN KHAI BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT GLÔBÔIT BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT ACSIMET BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT CÔNVULUT
6.1.3. THÔNG SỐ HÌNH HỌC
Môđun dọc của trục vít m bằng môđun ngang của bánh vít.
Tiêu chuẩn quy định hai dãy trị số môđun m
Số ren trục vít z và số răng bánh vít z : z = 1; 2; 4 1 2 1 và z ≤ z ≤ z với z = 26 ÷ 28, z = 60 ÷ 80 2min 2 2max 2min 2max
6.1.3. THÔNG SỐ HÌNH HỌC
Khoảng cách trục aw
a = 0.5m(q + z + 2x) w 2
Đường kính vòng chia d d = qm; d = mz 1 2 2