Đồ án Thiết kế máy cắt kim loại hộp chạy dao MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG T620A
*Nhận xét:Qua bảng trên ta nhận thấy trị số vòng quay thực tế tính theo phương trình xích động so với giá trị vòng quay tiêu chuẩn đều nằm trong phạm vi cho phép : Dn £ [Dn], do đó không cần phải tính lại các tỷ số truyền
Đồ thị sai số vòng quay
B.TÍNH HỘP CHẠY DAO
1_Yêu cầu kỹ thuật và đặc điểm hộp chạy dao
Hộp chạy dao trong máy tiện nhằm thay đổi các lượng tiến dao trong quá trình cắt gọt
a)Yêu cầu:
- Số cấp chạy dao phải đủ
- Quy luật phân bố lượng chạy dao theo cấp số cộng
- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao smax- smin
- Tính chất các lượng chạy dao liên tục hay gián đoạn
- Độ chính xác của lượng chạy dao yêu cầu chính xác cao
- Độ cứng vững của xích động nối liền trục chính và trục kéo
b)Đặc điểm:
- Công suất truyền bé
- Tốc độ làm việc chậm
- Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền động : 1,5 £ is £ 2,8
Rs max= = = 14
2_Sắp xếp bước ren được cắt tạo thành các nhóm cơ sở và nhóm gấp bội
Sử dụng hộp chạy dao dùng cơ cấu noóctôn để cắt được các loại ren : quốc tế, môđuyn, anh, pitch.
+ Ren Quốc tế
Nhóm cơ sở : tp = 0,5 ; 0,75 ; 1 ; 1,25 ; 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,5 ; 3 ; 3,5 ; 4 ; 4,5 ; 5 ; 5,5 ; 6 .
Nhóm Khuếch đại: tp = 7 ; 8 ; 9 ;10 ;14 ; 16 ; 18 ; 20 ; 22 ; 24 ; 28 ; 32 ; 36 ; 40 ; 44 ; 48 ; 56 ; 64 ; 72 ; 80 ; 88 ; 96 ; 112 ; 128 ; 144 ; 160 ; 176 ; 192
+ Ren Môđuyn
Với tp là bước ren được cắt (mm); ta có m= 0,5; 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 6,5; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13; 14; 16; 18; 20; 22; 24; 26; 28; 32; 36; 40; 44; 48.
+ Ren Anh
n = 2 ; 3 ;3 ; 3 ; 4 ; 4 ; 5 ; 6 ; 6 ; 7 ; 8 ; 9 ; 9,5 ; 10 ; 11 ; 12 ; 14 ; 16 ;
Nhóm cơ sở : Dp= 56 ; 48 ; 44 ; 40 ; 36 ; 32 ; 28 ; 24 ; 22 ; 20 ; 18 ; 16 ; 14 ; 12 ; 11 ; 10 ; 9 ; 8 ; 7 ;6 ;5.
Nhóm khuếch đại: Dp= 6 ; 5 ; 4 ; 3 ; 2 ; 1
-Như vậy các bước ren được tiêu chuẩn hoá,việc tính toán các tỷ số truyền trong hộp chạy dao cần chính xác .Hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton bước ren được cắt do khối nôcton tạo ra là các bước ren cơ sở.Để kích thước nhỏ gọn thì khối noocton cần có số bánh răng ít nhất có thể được .Ngoài ra còn có nhóm truyền khuyếch đại và nhóm truyền gấp bội với 4 tỷ số truyền igh = ; ; ; ,và như vậy thì các tỷ số truyền có công bội j = 2.
-Khi cắt ren quốc tế và ren mô đun thì bước ren tỷ lệ với số răng của cơ cấu noocton
t1: t2: t3:….:tn = Z1: Z2 : Z3:….:Zn
Do đó ren quốc tế và ren mô đun có bước ngắn được xếp lên trên,đối với ren Anh được tính bằng số vòng ren trên 1 pit nên số vòng quay càng ít thì bước ren càng lớn.Do đó ta xếp ren có n nhỏ về phía bên phải của bảng xếp ren.Trong nhóm cơ sở những bước ren lớn (tức n nhỏ) được xếp lên trên sở dĩ có được điều này là do số răng Z1 của bộ noocton tỷ lệ với số vòng ren một tấc Anh và số DP
n1: n2 : n3: ….:nn = Z1: Z2 : Z3:….:Zn.
Bảng xếp ren
-Từ những lý luận trên ta tiến hành xếp bảng ren cho các loại ren theo nguyên tắc sau:
+Các hàng ngang tuân theo quy luật cấp số nhân
+Các cột dọc tuân theo quy luật cấp số cộng
-Sắp xếp sao cho số hàng ngang là ít nhất,có như vậy số bánh răng của cơ cấu noocton trên trục mới ít nhất và trục sẽ cứng vững đảm bảo điều kiện bền khi làm việc:
Bảng xếp ren
+Ren quốc tế tp (mm)
+Ren modun (mm)
|
- |
- |
- |
3,25 |
6,5 |
13 |
26 |
|
- |
- |
1,75 |
3,5 |
7 |
14 |
28 |
|
0,5 |
1 |
2 |
4 |
8 |
16 |
32 |
|
- |
1,25 |
2,25 |
4,5 |
9 |
18 |
36 |
|
- |
- |
2,5 |
5 |
10 |
20 |
40 |
|
- |
- |
2,75 |
5,5 |
11 |
22 |
44 |
|
0.75 |
1,5 |
3 |
6 |
12 |
24 |
48 |
|
1/4 |
1/2 |
1/1 |
2/1 |
4/1 |
8/1 |
16/1 |
Ren anh : n =
|
Tiêu Chuẩn |
Khuyếch đại
|
|||||||
|
56
-
-
-
-
-
-
-
|
28
32
36
38
40
44
48
52 |
14
16
18
19
20
22
24
26 |
7
8
9
9,5
10
11
12
13 |
-
4
4,5
-
5
-
6
- |
-
2
2,25
-
2,5
-
3
- |
-
1
-
-
1,25
-
1,5
- |
-
0,5
-
-
-
-
-
- |
-
-
-
-
-
-
-
- |
Ren pitch :Dp =
|
Tiêu Chuẩn |
Khuyếch đại
|
|||||||
|
28
32
36
38
40
44
48
- |
14
16
18
19
20
22
24
26 |
7
8
9
9,5
10
11
12
13 |
-
4
-
-
5
-
6
- |
-
2
-
-
2,5
-
3
- |
-
1
-
-
1,25
-
1,5
- |
-
0,5
-
-
-
-
0,75
- |
-
-
-
-
-
-
-
- |
-
-
-
-
-
-
-
- |
3_Thiết kế nhóm truyền cơ sở
Gọi Z1 Z2 Z3 ... là số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu noóctông ta có :
Để cắt ren Quốc tế thì:
Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 3,5 : 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6
Hoặc 7 : 8 : 9 : 10: 11 : 12
Số răng Z1 , Z2 , Z3 ..không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn 25< Z< 60
Do đó Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 28 : 32 : 36 : 40: 44 : 48
= 35 : 40 : 45 : 50: 55 : 60
Để cắt được ren Môđuyn thì
Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6 : Z7= 3,25 : 3,5 : 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6
Do đó số răng Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6 : Z7= 26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48
Để cắt được ren Anh thì
Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 13 : 14 : 16: 18 : 19 : 20 : 22 : 24
Hoặc = 6,5 : 7 : 8 : 9 : 9,5 : 10 : 11 : 12
Do đó số răng
Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48
Để cắt được ren Pitch thì
Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6: Z7= 13 : 14 : 16 : 18 : 20 : 22 : 24
Do đó số răng
Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6: Z7= 26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48
Vậy để cắt được 4 loại ren trên thì số răng của cơ cấu nooctông là :
Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z8 = 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48
Để tránh cho bộ noóctông trở nên kém cứng vững do 2 gôí đỡ đặt xa nhau,số bánh răng của bộ noóctông phải nhỏ hơn 8 bánh răng
Nhận xét : Chỉ vì cắt loại ren Anh có n=19 ren/pit nên bộ noóctông phải thêm bánh răng Z5=38 bánh răng này không dùng cắt 3 loại ren còn lại nên ta bỏ bánh răng Z5=38.Như vậy bộ noóctông chỉ còn lại 7 bánh răng:
Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 = 26 : 28 : 32: 36 : 40 : 44 : 48
4_Thiết kế nhóm truyền gấp bội
Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỉ số truyền với j=2,trị số bao nhiêu còn phụ thuộc vào việc chọn cột nào làm nhóm cơ sở trong bảng xếp ren .Tham khảo theo máy mẫu thì nhóm gấp bội được dùng khối bánh răng di trượt (có một bánh răng dùng chung) và chọn cột :7,8,9,10,11,12 làm nhóm cơ sở, ta có 4 tỉ số truyền nhóm gấp bội là:
a_Phương án không gian
|
PA Yếu tố |
2x2 |
4x1 |
|
_Tổng số bánh răng _Tổng số trục _Chiều dài trục _Số bánh răng chịu mômen xoắn Mx
|
8 3 8b+7f
2
|
10 3 8b+7f
1
|
Nhận xét: PAKG 4x1 có số bánh răng trên một trục quá nhiều khó chế tạo do đó PAKG 2x2 hợp lý hơn.
b_Phương án thứ tự
phương án không gian 2x2 có hai PATT
So sánh các phương án thứ tự :
|
PATT |
Nhóm 1 |
Nhóm 2 |
|
2x2 |
2x2 I – II [1] [2] |
2x2 II - I [2] [1] |
|
[x]max |
2 |
2 |
Ta chọn phương án thứ tự I-II vì phương án này dẫn đến sự biến đổi các kết cấu máy nhịp nhàng cân đối hơn
Ta có lưới kết cấu sau
c_ Vẽ đồ thị số vòng quay
Để tránh trùng lập tỷ số truyền ta chọn tỷ số truyền giữa các bộ truyền trong nhóm gấp bội khác 1
Ta có đồ thị số vòng quay như sau :
Nhận xét:
-Phương án (a) cho U=;U=;U= U=2,toàn nhóm cho ta 4 tỷ số truyền ; ; ;.Tương ứng với chọn cột 7,8,9,10,11,12 làm cơ sở phù hợp với máy mẫu,đảm bảo tốc độ giảm đều.
-Phương án (b) cho ta 4 tỷ số truyền: ; ; ;.Để đơn giản ta chọn igb theo tiêu chuẩn máy chuẩn (theo phương án a).
U1 = . =
U1 = . =
U1 = . =
U1 = . =
Ta dùng một bánh răng ăn khớp chung : 35
5_ Tính các tỷ số truyền còn lại (ibù) :
Gồm các bánh răng thay thế và bánh răng phụ của hộp chạy dao. Phương trình cân bằng chuyển động :
1vòng tc . ibù. icơsở. igbội. tv= tp mà ibù = itt. icđ nên ta có 1vòng tc . itt.icđ. icơsở. igbội. tv= tp
Trong đó itt - Tỷ số truyền thay thế
icđ - Tỷ số truyền cố định
icơsở- Tỷ số truyền cơ sở
igbội- tỷ số truyền gấp bội của cơ cấu noóctông
tv - Bước vít me
tp - Bước ren được cắt
Để tính ibù ta cho máy cắt thử một bước ren nào đó .Ta thử cắt ren Quốc tế tp=10 mm,vì nhóm gấp bội có 4 tỷ số truyền :;;;.
Qua bảng xếp ren Quốc tế ta có igbội= 1
Ta chọn tv= 12 mm Z0 = 28 răng
Thì icsở== lúc đó bộ bánh răng hình tháp chủ động
do đó ibù= =
Ta chọn icđ= , do ibù = itt. icđ Ta có = itt . Þitt==
Khi cắt ren Anh ,xích cắt ren đi theo đường khác, bộ bánh răng noóctông bị động .Tính icđ khi cắt ren Anh như sau : icđ= cho cắt thử ren Anh với n=16v/pit , tp=,lúc đó icđ= igb= Ta có icđ=
Tỷ số truyền 36/25 cũng được dùng khi cắt ren Pitch (bánh răng noóctông bị động)nhưng với hai bánh răng thay thế khác nhau .Cuối cùng ta cần tính bánh răng thay thế khi cắt ren Pitch và ren Môđuyn
Ta có phương trình cân bằng : itt=
Cho cắt thử ren Pitch Dp= 25,4.p/8
igb= ; icđ= ; ics= Þ itt = »
Kiểm tra các bước ren cắt được :
phương trình cân bằng ta có :1vòngtc.21/25.42/50.25/36.32/28.1/2.12=4=tp
6_Tính toán xích tiện trơn
Theo đề bài, lượng chạy dao:
Sdmin = 0,07mm/vũng.
Sngmin = 0,5.Sdmin = 0,035mm/vũng.
Xích tiện trơn được truyền động từ hộp chạy dao, qua một cặp bánh răng 28/56 để đến được bàn xe dao. Đối với bước tiến dao dọc thỡ truyền động được truyền đến cặp bánh răng – thanh răng có Z = 10 và moduyn m = 3mm, cũn đối với bước tiến dao ngang thỡ truyền động được đi đến vít me - đai ốc có t = 5mm.
Ta có thể viết phương trỡnh xớch cho cỏc bước tiện trơn Sd và Sng:
1vt/c.itt.icđ.ics.igb.=Sd
1vt/c.itt.icđ.ics.igb.=Sng.
Tiện trơn đi theo con đường cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại phương trỡnh cõn bằng như sau:
- Đi qua itt = 42/50, noóctông chủ động:
Sdọc = 1vt/c..igb. = 0,0377.Zn.igb
Sngang = 1vt/c..igb. = 0,01832.Zn.igb
- Đi qua itt = 64/97, noóctông chủ động:
- Sdọc = 1vt/c..igb. = 0,028.Zn.igb
- Sngang = 1vt/c..igb. = 0,016.Zn.igb
- Từ các phương trỡnh trờn ta thấy khi cơ cấu Nóoctông chủ động có:
- Zn = 26 ữ 48 và igb = 1/8 thỡ:
- Sdọc min = 0,028.26. = 0,091 (mm/vũng)
- Sngang min = 0,016.26. = 0,052 (mm/vũng)
- Ta thấy các giá trị Sdọc min; Sngang min đều lớn hơn giá trị đó cho.Vậy ta phải điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp xe dao để đảm bảo yêu cầu. Tuy nhiên để dảm bảo khoảng cách trục như máy chuẩn ta phải giữ nguyên ƩZ=const
- Ta chọn đường đi qua itt = 32/97 và cơ cấu noóctông chủ động nên ta điều chỉnh cặp trục vít từ xuống, lúc đó:
- Sdọc min = 0,0187.26. = 0,06 (mm/vũng)
- Sngang min = 0,011.26. = 0,035 (mm/vũng)
- Vậy ta có các đường truyền sau:
- 1vt/c..igb.= Sdọc
- 1vt/c..igb. = Sngang
- Kết luận : Toàn bộ đường tiện trơn sẽ đi theo đường tiện ren qua cặp bánh răng 28/56 vào hộp xe dao. Do đó đường tiện trơn là hệ quả của đường tiện ren, bước tiện trơn dày hơn nhiều so với bước tiện ren tiêu chuẩn.
CHƯƠNG III :THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY CẮT KIM LOẠI
I:Xác định các lực tác dụng trong truyền dẫn:
1) xác định lực chạy dao
1. Sơ đồ đặt lực trên cơ cấu chấp hành
Lực cắt
Các ký hiệu:
P: lực cắt
Qcd: lực chạy dao
Mxđc: mô men xoắn động cơ điện
QPl: lực bu li
2. Tính các lực thành phần
Theo công thức bảng (II-1) có: P
với C:hệ số kể đến ảnh hưởng của tính chất vật gia công
t:chiều sâu cắt (mm)
S:lượng chạy dao (mm/v)
|
Máy |
Công thức tính |
Các hệ số |
Ghi chú |
|||
|
c |
x |
y |
k |
|||
|
Tiện |
Px=c.tx.sy Py=c.tx.sy Pz=c.tx.sy |
2000 1250 650 |
1,0 0,9 1,2 |
0,75 0,75 0,65 |
|
P[N] S[mm/vòng] t[mm] |
Sử dụng công thức nguyên lý cắt để tính lực cắt.Mặt khác để tính chính xác theo nguyên lý cắt,ta chọn chế độ cắt theo chế độ thử máy:
- Thử có tải:
Chi tiết 115,l=2000,thép 45,HRB=207.
Dao P18.Chế độ cắt n=40 (v/p)
S=1,4 (mm/v)
t=6 (mm)
.=15444,62 (N)
.=8069,45 (N)
.=6945,08 (N)
- Thử công suất:
Chi tiết 70,l=350,thép 45.
Dao T15K6.n=400
S=0,39
t=5
Tính tương tự như công thức trên có:
Lực chạy dao (Q):
Theo công thức thực nghiệm do Rêsêtôp và Lêvít với máy tiện có sống trượt lăng trụ: Q=k.
với G:trọng lượng phần dịch chuyển = 250 kg =2500 N
f:hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt =0,15 ¸ 0,18 lấy f = 0,16
k:hệ số tăng lực ma sát do tạo ra mômen lật; k=1,15
Thay vào công thức trên có: Q=1,15.6945+0,16.(15444,6+2500) =10858(N)
3. Tính mômen xoắn của động cơ điện:
Khi máy tiện làm việc trong hộp tốc độ của động cơ cân bằng với của lực cắt và ma sát trong các cặp truyền động.Ta có phương trình:
hay
với :tỉ số truyền tổng cộng xích
:tỉ số truyền từ cặp có tới trục chính
:hiệu suất toàn xích
:mômen xoắn do lực cắt gây ra =.d/2
:lực cắt tiếp tuyến
d:đường kính chi tiết gia công
-Khi thử có tải: d=115,n=40 v/p, =15445
==888087 (N.mm)
=32665 (N.mm)
(ở đây hiệu suất =0,75 và tỉ số truyền =40/1450)
-Khi thử ở chế độ thử công suất: d=70,n=400,= 4935
=4935.70/2=172725(N.mm)
=63531(N.mm).
II- Tính công suất động cơ điện
1.Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính:
Công suất động cơ gồm:
với : công suất cắt
: công suất chạy không
: công suất phụ tiêu hao theo hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.
- Công suất cắt (kW)
Theo chế độ thử công suất = 4935(N),n=400(v/p), d=70(mm)
=87,92(m/p)
- Công suất cắt =7,23(kW)
Thường thì nên có thể tính gần đúng:
=9,64(kW)
Do đó chọn động cơ tiêu chuẩn N=10(kW) và n=1450(v/p).
2.Xác định công suất chạy dao:
- Khi tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính:
(với máy tiện k=0,04)
=0,04.9,64=0,386(kW)
-Khi tính theo lực chạy dao:
(kW) với:
:tốc độ chạy dao, =S.n=0,39.400=156(mm/p)
:hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ()
Q:lực kéo (N).Thay vào công thức trên:
0,188(kW).
Chọn hiệu suất ổ hổ = 0,995, hiệu suất cặp bánh răng hbr = 0,95
Ta có bảng tính toán động lực học:
-Các công thức dùng để lập bảng
ntính= nmin ; Ntruc = nđch i
với : h ilà hiệu suất truyền từ trục động cơ đến trục i
h đai = 0,97 ; h br = 0,96 ; h ô = 0,995.
Mtính= 716200.(Nmm)
dsb= c.(mm)
c = 100 ¸ 150 lấy c = 120.
Ta có bảng sau:
|
Trục |
nmin |
nmax |
ntính |
Ntrục |
Mx tính |
Dsơ bộ |
dchọn |
|
I |
1450 |
1450 |
1450 |
10 |
4939 |
|
|
|
II |
800 |
800 |
800 |
9,85 |
8818 |
28 |
35 |
|
III |
1000 |
1250 |
1000 |
9,26 |
6632 |
25 |
30 |
|
IV |
400 |
1250 |
500 |
8,71 |
12476 |
31 |
40 |
|
V |
100 |
1250 |
200 |
8,19 |
29328 |
41 |
50 |
|
VI |
25 |
1250 |
63 |
7,71 |
87649 |
60 |
70 |
|
VII |
12,5 |
2000 |
40 |
7,25 |
129811 |
68 |
90 |
III. TÍNH SỨC BỀN CHI TIẾT MÁY:
3.3.1. Tính cặp bánh răng 27/54 (giữa trục VI/VII):
Trong máy công cụ, vì đã xác định được số răng của các bánh răng ở trên, do vậy công việc thiết kế còn lại là tính module của bánh răng, từ đó nó quyết định đến khả năng tải của bánh răng.
Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.
Việc tính toán module và kiểm nghiệm bền của bánh răng ta chỉ cần tiến hành tính toán cho bánh chủ động (Z = 27) vì bánh chủ động có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh bị động.
Ta có công thức tính module theo độ bền uốn như sau:
m = 10.
Trong đó:
N: công suất trên trục
n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) (v/ph)
j = = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8
k: hệ số tải trọng, lấy k =kđ.ktt.kN= 1,3.2.1 = 2,6
y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máy” y = 0,5
Z: số răng (Z1 = 27; Z2 = 54)
[su] = .HB
Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách “Chi tiết máy” có:
sF0lim = 1,8 . HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 ¸ 217 HB, lấy HB = 180).
KFL = 1
KHL = 0,8
SF = 1,75
Thay vào Þ[su] = 148,1 (N/cm2)
Từ đó thay vào công thức tính môđun theo uốn:
m= 10. » 4,2 Þ lấy theo tiêu chuẩn ta có
m = 4mm.
Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:
Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức:
stx = ZM . ZH . Ze .
Tra bảng có
ZM = 274 (MPa1/3) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép.
ZH = » 1,7639
ea= = = 1,702
Ta có Ze được tính theo công thức:
Ze = = » 0,766
Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 1168,7 (kNm)
KHb = 1,15
KHa = 1,13 Þ KH = KHb . KHa. KHV =1,3
KHV = 1
Tỉ số truyền i = 1/2
Chiều rộng bánh răng B = m.j = 4.6 = 24mm.
dw1 = (Z + Z’) = 180mm
Þ Thay vào công thức trên được: stx = 281,49 (N/cm2)
[stx] được tính theo công thức [stx] =
A: là khoảng cách trục A = dw1 =(Z + Z’) = 180mm
Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức Þ[stx] = 304,18 (N/cm2)
Do đó: stx < [stx] nên cặp bánh răng đủ bền.
3.3.2. Tính toán trục chính:
Để thuận tiện cho tính toán ta coi trục chính như một dầm được đặt trên hai gối tựa là hai ổ lăn, trên trục chính có mang hai bánh răng di trượt và một bánh răng cố định.
Ta chọn sơ bộ đường kính trục là khoảng 85 mm.
Để tính toán trục ta tính ở khi thử công suất như đã tính ở trên, điểm đặt của lực cắt nằm cách gối tựa khoảng 200mm. Các thành phần của lực cắt:
Px = 650.51,2.(0,39)0,65 = 2431 (N).
Py = 1250.50,9.(0,39)0,75 = 2626 (N).
Pz = 2000.51.(0,39)0,75 = 4935 (N).
Công suất của trục chính:P = 7,25 (kW). Mômen xoắn trên trục: Mxt = 129811 (Nmm).Ta tính toán trong trường hợp thử công suất, khi đó trên trục chỉ có cặp bánh răng 27/54 là đang ăn khớp, trong đó bánh 54 là bánh bị động nằm trên trục chính. Vị trí của bánh răng 27 bố trí không gian đối với trục chính có ý nghĩa quan trọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính. Trong không gian ta có 4 khả năng bố trí bánh răng 27 đối với trục chính như sau:
Từ hình vẽ ta thấy:
Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn vì
R1 = Pc – Q
R2 = Pc + Q
Nếu xét riêng về độ võng thì ở vị trí IV trục ít bị võng hơn do f1 < f2
Trục chính xác thì yêu cầu về độ chính xác cao nên ta chọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí IV.
Theo chế độ thử máy với chi tiết f=70, l=350 , thép 45 có chống tâm dao T15K6, n=400v/ph, s = 0,39mm, t =5 mm thay vào công thức tính ở trên ta có
Px=4935 N
Py=2626 N
Pz=2431 N
Ta có: b = a + g + r
Trong đó a = 200 (góc ăn khớp )
r = 0 (góc ma sát )
g = arctg(Py/Pz) = 280
Vậy: b = a + g = 200 +280 = 480
Ta có lực vòng : Ft = 2MVII/d
MVII = 1211830 Nmm
d = m.Z = 4.54 = 216 mm
Þ Ft= 11220,6(N)
Fr = Fttga = 4083,96 (N)
Q = = 11940,7N
QZ = Qcosg = 11940,7.cos 280
= 10543 (N)
Qy = Qsing = 11940.sin280 = 5605,8N
+ Tính trục theo sức bền
Khi dao tiện sinh ra lực cắt tại điểm cách mâm cặp khoảng x
x = =202 mm
Ta tính lực tại mâm cặp do lực cắt gây ra. Gọi chúng là X1 và X2
- Xét theo phương Oz ta có:
(1)
Trong đó d1: là chuyển vị do lực đơn vị tạo ra
D1: là chuyển vị do lực Pz gây ra
Nhân biểu đồ Vêrêsagin ta có
Thay các giá trị trên vào (1) ta có:
Thay các số liệu đã biết ta có
X1 =
Tương tự xét trên phương trình oy ta cũng có:
X2 =
Phản lực tại mâm cặp là
Rz = Pz –X1 = 4935-1292 =2943N
Mz = Pz.x – X1.l = 4935.202- 1992.350 = 300015 Nmm
Ry = Py –X2 = 2626 – 1062 = 1564 N
My = 2626.202 - 1062.350 = 159400 Nmm
Ta tính phản lực tại gối đỡ của trục chính:
+ Xác định các phản lực:
Xét trong mặt phẳng xoz:
+ SMB (Pi) = - Qz .200 + RAz .(500+200) + Rz . 200 + Mz = 0
Þ RAz =
RBz = QZ – RAz + Rz= 9082 - 1311+2992 = 11482,6 (N)
RBz đúng theo chiều hình vẽ.
SMB (Pj) = - Qy .200 + RAy .(200+500) + Ry . 200 +Mz = 0
Þ RAy =
Qy - RAy +Ry = RBy
Þ RBy = 4829 + 1564 - 705 = 5688 (N)
Từ các phản lực ta vẽ được biểu đồ mômen trên trục chính.
Căn cứ vào biểu đồ mômen ta thấy tại vị trí đặt bánh răng mômen là lớn nhất. Do vậy ta tính đường kính cho trục tại vị trí đó.
d = 2,17 .
Trong đó x = d0/d = 1/2 (Theo 1K62)
C2 = j = 0,5 (gia công thô)
Kt = Ks = 2
s-1 = 0,4 s0 = 0,4 . 60 . 107 = 24 . 107 (N/m2)
st = 36 . 107 (N/m2)
®s-1/st= 0,8 và n = 2
Mu =
Mx =
Thay vào công thức trên ta có:
d = 2,17 . = 0,082 (m) = 82(mm)
Để tiêu chuẩn hoá và chọn ổ, tăng độ cứng vững ta chọn: d = 90 (mm)
Tính độ võng:
Xét trong mặt phẳng xOz
Ta có QZ = 9082 N
RZ = 2943N
y= £ 0,3 =
Trong đó:
E = 2,1.105 (N/mm2)
J = 0,05 . d4 .(1-h4) = 0,05 . 854 (1- 0,54) = 307550 mm4
Thay số:
yz =
= 0,082 mm
Xét trong mặt phẳng xoy
Ta có Qy = 4829 N
Ry = 1564 N
yy= = 0,042 mm
y = = 0,092 mm <
Vậy trục chính đảm bảo đủ bền.
Tính góc xoay:
- Xét trong mặt phẳng xoz
qz =
=
= 0,00064 rad
- Xét trong mặt phẳng xoy
qy= = 0,0003 rad
q = = 0,00071 rad <[q] = 0,001
3.3.3Tính sức bền cho cơ cấu vít me đai ốc:
a.Xác định lực tác dụng lên trục vít me
- Tính theo lực cắt: lực tác dụng lên trục vít me được xác định khi cắt ren với tiêu chuẩn sau:
- Vật liệu:thép có , ren d60 ,
- Góc nâng của ren:arctgarctg
- Lực cắt
- Lực kéo khi tiện ren được tính theo lực cắt.Lúc cắt ren lực cắt được tính theo công thức tiện rãnh.Lúc này lực cắt tiếp tuyến với còng ren và nghiêng 1 góc đúng bằng .Ta có các thành phần lực sau:
- Lực cắt khi tiện rãnh được tính theo công thức: .Trong đó
- Lực tác dụng lên trục vít me được tính:
Trong đó =1,15 là hệ số kể đến tác dụng của mômen lật.
f=0,18 là hệ ssó ma sát với sống trượt.
G=2500N=250kg là trọng lượng phần dịch chuyển.
Do đó Q=1,15.2015+0,18.(2511+5690)=3792(N)
- Tính vít me theo độ bền mòn:nhằm đảm bảo áp suất trên mặt ren trong phạm vi cho phép.
Đường kính trung bình của ren
với Q=lực kéo=3792N
với vít me chọn
L : chiều dài đai ốc
: áp suất cho phép trên mặt ren
Với vít me bằng thép,đai ốc bằng đồng thì
Thay vào ta có
- Theo tiêu chuẩn chọn vít me có:
(F:diện tích mặt cắt ngang)
Góc nâng của ren trên
Góc ma sát trên ren:,ta có:
Hiệu suất cơ cấu truyền động:
Mômen xoắn trên trục vít me:
Tính sức bền trục vít me.Vít me chịu kéo nén và xoắn nên nó còn được tính theo ứng suất tương đương:
vít me đủ bền.
-Tính vít me theo độ cứng:sai số các bước ren do kéo nén là
:sai số bước ren cho phép =0,006(mm)
vít me đủ cứng.
- Tính ổn định của vít me:đối với vít me dài,chịu nén,khi đó lực kéo tới hạn là:
:chiều dài vít me làm việc =1500mm
y:hệ số thu gọn chiều dài phụ thuộc vào đặc tính kẹp chặt của đầu vít me (khi ngàm cứng một đầu ta có y=0,5).
Độ dự trữ ổn định :
đảm bảo.
Kết luận:Như vậy sau các bước tính toán,kiểm tra suy ra trục vít me đạt yêu cầu trong suốt quá trình làm việc.
Tài liệu tham khảo
[1]-Máy công cụ I
Phạm Đắp, Nguyễn Hoa Đăng
[2]-Thiết kế máy công cụ (tập 2)
Nguyễn Anh Tuấn, Phạm Đắp
[3]-Tính toán thiết kế máy cắt kim loại
Phạm Đắp, Nguyễn Đức Lộc, Phạm Thế Trường, Nguyễn Tiến Lưỡng
[4]-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1)
Trịnh Chất, Lê Văn Uyển
[5]-Chi tiết máy (tập 1,2)
Nguyễn Trọng Hiệp
[6]-Sổ tay công nghệ chế tạo máy
Nguyễn Đắc Lộc, Lê Văn Tiến, Ninh Đức Tốn, Trần Xuân Việt
[7]-Tập bản vẽ thiết kế máy tiện,khoan,phay
