Thiết kế hộp chạy dao cho máy tiện ren vít vạn năng theo các thông số kỹ thuật của máy tiện 1k62
BỘ QUỐC PHÒNG KHOA CƠ KHÍ
HỌC VIỆN KTQS BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY
BM CHẾ TẠO MÁY
------------------------------------
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ MÁY CẮT KIM LOẠI
1. Nhiệm vụ thiết kế.
Thiết kế hộp chạy dao cho máy tiện ren vít vạn năng theo các thông số kỹ thuật của máy tiện 1k62.
- Trị số lượng chạy dao dọc Sd = (0,07 … 4,26) mm/vòng
- Trị số lượng chạy dao ngang Sn = (0,035 … 2,08) mm/vòng
- Cắt ren hệ Mét pc = (1 … 192) mm
- Cắt ren Anh nc = (24 … 2) vòng/1’’
- Cắt ren Môđun mc = (0,5 … 48) mm
2. Khối lương thiết kế.
- Tính toán thiết kế động học cho xích chạy dao
- Tính bền cho các chi tiết trong hộp chạy dao
- Thiết kế, tính toán cơ cấu điều khiển hộp chạy dao
3. Bản vẽ.
- Bản vẽ khai triển hộp chạy dao: 1 tờ A0
4. Giáo viên hướng dẫn.
Thầy : Vũ Hữu Nam
Bộ môn chế tạo máy- Khoa cơ khí.
5. Nhận xét của giáo viên.
LỜI NÓI ĐẦU
Để góp phần vào công cuộc công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước, nghành sản xuất cơ khí cần phải nhanh chóng nâng cao chất lượng và năng suất chế tạo, vì đó là một trong các nghành trọng điểm của nền công nghiệp quốc gia đặc biệt là chế tạo thiết bị và phụ tùng, cung cấp cho các nghành công nghiệp khác thiết bị sản xuất. Máy cắt kin loại góp phần không nhỏ vào nhiệm vụ đó.
Một trong những nhiệm vụ chính của chuẩn bị sản xuất là thiết kế và chế tạo các trang bị công nghệ, có thể chiếm tới 80% khối lượng chuẩn bị sản xuất và 10-15% giá thành sản phẩm (giá thành máy).Chi phí cho thiết kế và chế tạo đồ gá chiếm một tỉ lệ lớn trong tổng chi phí cho trang bị công nghệ.
Đồ án môn học: Thiết kế máy cắt kim loại là hết sức cần thiết đối với sinh viên khoa cơ khí nói chung và sinh viên ngành Chế Tạo Máy nói riêng, giúp cho sinh viên nắm được những kiến thức cơ bản về máy gia công cơ và cách thức thiết kế máy.
Trong thời gian làm đồ án,được sự giúp đỡ chỉ bảo tận tình của thầy giáo Vũ Hữu Nam và các thầy giáo trong bộ môn Chế Tạo Máy em đã hoàn thành đồ án môn học, tuy nhiên do khả năng và trình độ còn hạn chế nên đồ án còn nhiều thiếu sót, em mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy và sự đóng góp chân tình của các bạn giúp em hoàn thành đồ án một cách tốt nhất.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Vũ Hữu Nam cùng các thầy trong bộ môn Chế Tạo Máy đã giúp đỡ tận tình em trong quá trình làm đồ án.
- XÁC ĐỊNH ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA MÁY 1K62.
Hộp chạy dao dùng để duy trì lượng chạy dao cần thiết khi gia công các chi tiết cụ thể theo quy trình công nghệ đã đề ra.
- Hộp chạy dao có công suất nhỏ, chỉ bằng 5 10% công suất truyền động chính.
- Tốc độ chạy dao nhỏ hơn nhiều so với tốc độ cắt.
- Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền trong một nhóm truyền động lớn hơn.
Máy đã cho thuộc loại máy có cấp chính xác cao, tính vạn năng rộng, máy dùng để cắt ren nên phải đảm bảo tỷ số truyền chính xác. Vì sai số tỷ số truyền thực tế của hộp chạy dao so với tỷ số truyền yêu cầu sẽ ảnh hưởng trực tiếp tới độ chính xác của bước ren cần cắt.
Các thông số kỹ thuật chính:
- Trị số lượng chạy dao dọc Sd = (0,07 … 4,16)mm/vòng
- Trị số lượng chạy dao ngang Sn = (0,035 … 2,08) mm/vòng
- Cắt ren hệ Mét pc = (1 … 192) mm
- Cắt ren Anh nc = (24 … 2) vòng/1’’
- Cắt ren Môđun mc = (0,5 … 48) mm
- THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC
- Nghiên cứu máy cơ sở.
Từ máy cơ sở, người thiết kế tính toán hệ thống truyền dẫn theo nhiệm vụ được giao để lập ra một sơ đồ động cho máy được thiết kế đảm bảo các yêu cầu :
+ Đảm bảo năng suất máy cao nhất.
+ Nâng cao đến mức tối đa mức độ tự động của máy.
+ Bảo đảm hiệu suất của máy cao, làm việc đúng mục đích thiết kế.
Khi chọn được phương án thiết kế sơ đồ động của máy, ta tính toán cụ thể cho từng xích truyền động.
Sau khi nghiên cứu máy tiện cơ sở 1K62 ta có bảng thống kê năng tính kỹ thuật của máy như sau :
|
- Số cấp tốc độ chạy dao |
48 |
|
- Giới hạn lượng chạy dao dọc, mm/vòng |
0,074,16 |
|
- Giới hạn lượng chạy dao ngang, mm/vòng |
0,0352,08 |
|
- Tốc độ chuyển động nhanh của bàn dao |
3,4m/phút |
|
- Tốc độ chuyển động ngang nhanh của bàn dao |
1,7m/phút |
|
- Cắt ren hệ mét |
1192mm |
|
- Cắt ren hệ Anh |
24 2 |
|
- Cắt ren môđyn |
0,50,48mm |
|
- Cắt ren Pit |
961 |
|
- Công suất động cơ chính |
10KW |
|
- Giới hạn số vòng quay của trục chính |
123000 |
So sánh với số liệu ban đầu đã cho ta thấy gần giống với năng tính kỹ thuật cần thiết kế nên chọn máy 1k62 làm chuẩn.
- Các bước thiết kế .
Bước1: Sắp xếp bước ren:
Theo đầu bài cho ta xắp xếp các bước ren được cắt thành những nhóm cơ sở và những nhóm khuyếch đại bằng 1,2,4,8 v.v... hoặc 1/1,1/2,1/4/1/8 nghĩa là các tỉ số khuyếch đại hợp thành một cấp số nhân với công bội . Khi xắp xếp phải chú yỡ :
- Số hàng ngang phải ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở noóc-tông phải là ít nhất để đảm bảo độ cứng vững.
- Tránh để các bước ren trùng hoặc sót.
- Với loại ren Anh nếu số vòng ren trong 1 pút càng ít, bước ren càng lớn nên ta phải xếp loại ren có nc nhỏ về phía phải của bảng xếp ren, trong nhóm cơ sở những ren bước lớn tức nc nhỏ cần xếp lên trên. Người ta đã chứng minh được rằng khi cắt ren Anh và ren Pit thì số răng Zi của bộ noóc-tông tỉ lệ với số vòng ren nc trong một tấc Anh và số .
n1: n2: n3: ... : = z1: z2: z3: ... :
Khi cắt ren quốc tế thì số răng Zi của bộ noóc-tông tỉ lệ với bước ren quốc tế:
z1: z2: z3: ... :
nên ren quốc tế và ren môđyn có bước ngắn được xếp lên trên.
- Cả 4 bảng ren đều do một cơ cấu noóc- tông duy nhất tạo ra nên để cho quá trình tính toán trở nên phức tạp, các con số xếp trong một cột dọc giữa các bảng ren cần chyỡ yỡ thống nhất hoá về mặt xắp
*Bảng xắp xếp ren:
|
Ren hệ Mét |
|||||||
|
Tiêu chuẩn |
Khuyếch đại |
||||||
|
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
|
- |
1,75 |
3,5 |
7 |
14 |
28 |
56 |
112 |
|
1 |
2 |
3 |
8 |
16 |
32 |
64 |
128 |
|
- |
- |
4,5 |
9 |
18 |
36 |
72 |
144 |
|
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
|
1,25 |
2,5 |
5 |
10 |
20 |
40 |
80 |
160 |
|
- |
- |
5,5 |
11 |
22 |
44 |
88 |
176 |
|
1,5 |
3 |
6 |
12 |
24 |
48 |
96 |
192 |
|
Ren môđyn |
|||||||
|
Tiêu chuẩn |
Khuyếch đại |
||||||
|
- |
- |
- |
- |
3,25 |
6,5 |
12 |
26 |
|
- |
- |
- |
1,75 |
3,5 |
7 |
14 |
28 |
|
- |
0,5 |
1 |
2 |
4 |
8 |
16 |
32 |
|
- |
- |
- |
2,25 |
4,5 |
9 |
18 |
36 |
|
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
|
- |
- |
1,25 |
2,5 |
5 |
10 |
20 |
40 |
|
- |
- |
- |
2,75 |
5,5 |
11 |
22 |
44 |
|
- |
- |
1,5 |
3 |
6 |
12 |
24 |
48 |
|
Ren Anh (tiêu chuẩn) |
|||
|
13 |
- |
3,25 |
- |
|
14 |
7 |
3,5 |
- |
|
16 |
8 |
4 |
2 |
|
18 |
9 |
4,5 |
- |
|
19 |
- |
- |
- |
|
20 |
10 |
5 |
- |
|
- |
11 |
- |
- |
|
24 |
12 |
6 |
3 |
Bước2: Thiết kế nhóm cơ sở:
Gọi z1, z2, z3, z4, v. v... là số răng của bộ bánh răng “hình tháp” thuộc cơ cấu noóc-tông ta thấy :
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, ... zi ... không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn : 25 < zi <60 do đó :
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 =28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48
hoặc = 35 : 40 : 45 : 50 :55 : 60.
Để cắt ren môđyn thì :
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 =1,75 : 2 : 2,25 : 2,5 : 3.
Do đó :
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 =28 : 32 : 36 : 40 : 48
hoặc = 35 : 40 : 45 : 50 : 60.
Để cắt ren Pit thì:
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 = 56 : 64 : 72 : 80 : 88:96
do đó số răng :
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 =28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48
Để cắt ren Anh thì :
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 : z7 : z8 =26 : 28 : 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48.
Do đó :
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 : z7 : z8 =26 : 28 : 32 : 36 : 38 : 40 : 44 : 48.
Như vậy để cắt được cả 4 loại ren trên với điều kiện đầu bài cho ta cần 8 bánh răng trên bộ noóc-tông :
z1=26 ; z2 =28; z3 =32; z4 =36; z5 =38; z6 =40; z7 =44; z8 =48.
Qua nghiên cứu máy cơ sở và từ đây ta nhận thấy rằng chỉ vì cắt loại ren Anh có nc = 38 ren/ pút mà bộ Noóc-tông của ta phải thêm bánh răng z5= 38. Bánh này không dùng để cắt 3 loại ren còn lại nên ta bỏ loại ren này. Như vậy bộ Noóc-tông chỉ còn lại 7 bánh:
z1 : z2 : z3 : z4 : z5 : z6 : z7 =26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48.
Bước3: Thiết kế nhóm gấp bội.
Theo cách xếp bảng như trên thì nhóm gấp bội phải tạo ra bốn tỉ số truyền có công bội = 2, còn trị số bằng bao nhiêu thì phụ thuộc vào việc chọn cột nào trong bảng ren đã xếp làm nhóm cơ sở. Từ việc nghiên cứu máy cơ sở, ta chọn nhóm (0,875) ; 1 ; (1,125) ; 1,25 ; (1,375) ; 1,5 trong bảng ren hệ mét làm nhóm cơ sở. Các tỉ số truyền nhóm gấp bội bằng: 1/8; 1/4; 1/2; 1. Vì = 2, tám bánh răng đặt trên 3 trục theo phương án không gian z=4 = 2x2. Chọn phương án thay đổi thứ tự động học như sau: Z = 2(1) x 2(2).
Như vậy nhóm 1 là nhóm cơ sở có công bội = 2.
Nhóm 2 là nhóm khuyếch đại có công bội 2= 4.
Lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay theo phương án đã chọn như sau:
Qua lưới vòng quay ta có thể tính số răng của 7 bánh răng (dùng bánh răng dùng chung).
Tham khảo các cặp truyền động nhóm gấp bội máy cơ sở 1K620:
Các tỉ số truyền này hoàn toàn phù hợp với phương án của ta đã chọn nên có thể sử dụng kết quả này.
Các bước ren còn lại trong nhóm khuyếch đại cắt được do nhóm khuyếch đại ngay trong hộp trục chính thực hiện.
Bước4:Tính các tỉ số truyền còn lại (ibù = itt.icđ)
Tyề số truyền còn lại bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao. Theo kết quả tính toán của nhóm cơ sở, nhóm gấp bội, căn cứ vào chức năng và tính chất hoạt động của hộp chạy dao ta xây dựng được sơ đồ động như hình vẽ.
Phương trình xích động cắt ren của máy:
1 vòng trục chính x ibù x ics xigb x tv = tc.
ibù = ithay_thếx icố_đinh nên có thể viết :
1 vòng trục chính x itt x icđ x ics xigb x tv = tc.
Trong đó:
tc là bước ren cần cắt.
tv là bước vítme.
ibù là tỉ số truyền còn lại bù vào xích truyền động.
itt là tỉ số truyền của bộ bánh răng thay thế.
icđ là tỉ số truyền của các cặp bánh răng cố định nằm trên xích truyền động.
- Để tính ibù ta cho máy cắt một bước ren nào đó. Giả sử cho cắt thử ren hệ Mét pc = 5mm
è igh = 1/2 , ics =
Dựa vào máy cơ sở chọn pv = 12 mm
Từ đó : ibù ==.
Chọn icđ = 1 (42/42) (Bánh răng hình tháp chủ động)
ibù =icđ.itt =1.itt =. Vậy itt = .
- Căt ren Anh, nc = 8vòng/1’’
è igb = 1/4 , ics = (Bánh răng hình tháp bị động)
Từ đó : ibù ==.
itt = cũng được dùng cắt ren Anh
Nên: icđA = ibù/itt =1. Dựa vào máy cơ sở chọn: icđA =
III.TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC
1 - Tính công suất chạy dao.
Theo yêu cầu đã cho, bước ren cần cắt không lớn hơn trong máy cơ sở nên tham khảo máy cơ sở có Nđc = 10 KW ta có công suất cắt như sau:
- Theo công thức:
Nđc = ( KW )
- hiệu suất chung của truyền dẫn, với máy có chuyển động chính là chuyển động quay tròn : =0,70 0,85 . Chọn = 0,75.
Ta có : Nc =0,75.10 = 7,5 KW.
Với máy vì dùng chung động cơ điện nên tính công suất chạy dao theo công suất động cơ chính ta có :
Ns =K.Nđc.
Với máytiện K = 0,04 nên : Ns = 0,04.10 = 0,4 KW.
Vậy công suất chạy dao : Ns = 0,4 KW.
2– Xác định xích tính toán.
Ta xác định chế độ cắt gọt giới hạn của máy làm cơ sở cho tính toán động lực học cho máy. Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ làm cho toàn bộ các chi tiết máy làm việc với tải trọng cực đại dẫn đến tăng kích thước và trọng lượng máy. Thực tế chứng tỏ người công nhân khống chế cho máy làm việc hết tải trọng thì độ bóng và độ chính xác, trình độ nghề nghiệp ... là nguyên nhân hạn chế khả năng sử dụng cả máy. Để tính toán ta sử dụng chế độ cắt gọt tính toán. Vì chuỗi vòng quay của máy biến đổi từ nmin nmax với Z cấp tốc độ khác nhau; chuỗi lượng chay dao S biến đổi từ Smin Smax với Z cấp khác nhau. Tại các trị số nmin, Smax máy làmviệc với Mx Max. Do đó :
Giá trị của mô men xoắn Mx trên trục của cơ cấu đẩy sẽ có trị số lớn nhất khi SMax và PMax:
(Nm) (3.2)
Trong đó : P – lực đẩy của bàn xe dao (N).
S – lượng chạy dao (mm/vòng).
i – Tỷ số truyền của xích động học từ trục chính tới khâu biến chuyển động quay tròn thành chuyển động thẳng.
*Xích tính toán tô đậm như hình vẽ:
3– Xác định số vòng quay, công suất và mômen xoắn.
a. Chọn hiệu suất của các thành phần.
+ Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : 0,98.
+ Chọn hiệu suất của 1 cặp ổ lăn : 0,99
+Chọn hiệu suất của li hợp vấu : 1.
Hiệu suất của toàn hộp chỵ dao :
b.Tính công suất, số vòng quay và mômen trên các trục.
Xích đảm bảo lượng chạy dao lớn nhất.
- Trên trục XIV:
+ Công suất : N14 = NS = 0,4 KW.
+ Số vòng quay : n14 = = 16,64 v/ph.
+ Mômen xoắn : T14 =
- Trên trục XIII:
+ Công suất : N13 =
+Số vòng quay : n13 = n14.
+ Mômen xoắn : T13 = = 295783 Nmm.
- Trên trục XII :
+ Công suất : N12 =
+ Số vòng quay : n12 = n13.
+ Mômen xoắn : T12 =
- Trên trục XI :
+ Công suất : N11 =
+ Số vòng quay : n12 = n11 = 16,64 v/ph.
+ Mômen xoắn :
T11 =
- Trên trục của cơ cấu hành tinh :
+ Công suất : Nht =
+ Số vòng quay : nht =
+ Mômen xoắn : Tht =
- Trên trục X :
+ Công suất : N10 =
+ Số vòng quay : n10 = nht.25/28=3.25/28 = 10,73 v/ph.
+Mômen xoắn : T10 =
- Trên trục bánh răng 37 :
+ Công suất : N37 =
+ Số vòng quay : n37 = n10.35/37=10,73.35/37 = 10,15 v/ph.
- Trên trục IX :
+ Công suất : N9 =
+ Số vòng quay : n9 = n10 = 10,73 v/ph.
+Mômen xoắn : T9 =
- Trên trục XV :
+ Số vòng quay : n15 = n14. = = 8,32 v/ph.
+ Công suất : N15 = N14. = 0,4.0,99.0,98 = 0,3881 KW.
+ Mômen xoắn :
T15 =
4 – Thiết kế các bộ truyền.
a. Chọn vật liệu.
|
Bánh răng |
Vật liệu |
HRCm |
sb MPa |
sch MPa |
SF |
SH |
|
Bánh nhỏ |
Thép 40X - Tôi bề mặt bằng cao tần. |
55 |
650 |
550 |
1,75 |
1,2 |
|
Bánh lớn |
Thép 40X - Tôi bề mặt bằng cao tần. |
55 |
650 |
550 |
1,75 |
1,2 |
b. Tính môđun của cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.
Theo tính toán cặp bánh răng (35,37) chịu tải lớn nhất lên ta tính môđyn cho cặp bánh răng này.
Theo công thức :
Trong đó :
mtx – Môđuyn bánh răng tính theo sức bền tiếp xúc.
Z – Số rằng bánh răng nhỏ,( Z = 35).
i – tỉ số truyền, i = 37/35.
= b/m = (6 - 10).
b – chiều rộng bánh răng.
, d là đường kính bánh răng, lấy 0 = 1.
(0,7 – 1,6) khi bánh răng dặt giữa các ổ và trục cứng vững.
ứng suất tiếp xúc cho phép.
K = Kd.Ktt.KN. Lấy Kd = 1,3 ; lấy Ktt = 1,8 và KN = 1.Trong đó :
+ Kd – Hệ số tải trọng động.
+ Ktt – Hệ số tập chung tải trọng.
+ KN – Hệ số chu kỳ tải trọng.
N – Công suất truyền của bánh răng, KW.
* Tính ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo [6]-T1,tr91 ta có :
0Hlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Ta có : 0Hlim = 17.55 +200 = 1135 MPa.
KHL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
KHL =
NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO = 30HB2,4 HB =30.5422,4 = 1,1.108.
NHE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
NHE = 60.c.n.= 60.35.2,68.25000 = 1,41.108 >NHO. Vậy KHL = 1.
c – là số lần ăn khớp.
n – Số vòng quay trong một phút.
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng, lấy >25000 giờ.
Thay vào ta có :
[]tx = 1135.1/1,2 946 MPa.
Vì hai bánh răng chọn cùng vật liệu và tính chất nên : []tx1 =[]tx2 = 946 MPa.
Nên ta có :
mtx= = 0,29656 cm.
Theo bảng chọn môđuyn tiêu chuẩn là : m = 3 mm.
Các cặp bánh răng còn lại lấy môđuyn : m = 3 mm.
c. Tính bền cho cặp bánh răng chịu tải lớn nhất.
Căn cứ vào trị số vòng quay của hộp chạy dao và các thông số tính toán, trong tất cả các nhóm truyền động thì cặp bánh răng (35,37) chịu mômen xoắn lớn nhất nên ta tính bền cho cặp bánh răng này. Nếu cặp bánh răng này đủ bền thì các cặp bánh răng khác cũng đủ bền vì ta chọn cùng môđuyn với cặp bánh răng này.
a> Ứng suất uốn cho phép:
Tính theo công thức :
SF- Hệ số an toàn khi tính về uốn, SF = 1,75
YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS-Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
YS=1,08 – 0,0695 ln(m)
KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn.
KFC- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, ở đây KFC = 0,8 vì HB >350.
KFL- Hệ số tuổi thọ ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong bước tính sơ bộ dùng công thức:
- Bánh răng nhỏ:
MPa.
NFE1 = NHE =1,41.108.
Vì NFE1>NFO1 =4.106 , do đó : KFL1 = 1.
Thay số vào công thức (4.4) ta được:
- Bánh răng lớn:
900 MPa.
Do đó : KFL2 = 1.
Thay số vào công thức trên ta được:
b> Ứng suất cho phép khi quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: [sH1] max=40HRCbm =40.55 = 2200 MPa.
+ Bánh răng lớn : [sH2] max=40HRCbm =40.55 = 2200 MPa.
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: [sF1] max=1260 MPa.
+ Bánh răng lớn : [sF2] max=1260 MPa.
- Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
dW1 105 mm.
- Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác :
Áp dụng công thức:
0,06 m/s.
Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác 9.
c>Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Áp dụng công thức Hec ta xác đinh được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thoả mãn điều kiện:
< [sH]
- Xác định ứng suất tiếp xúc:
ZM- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu được:
ZM = 274 (MPa)1/3
ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH= 1,76.
Ze- Hệ số kể đến sự trùng khớp : .
Với: = 1,7.
Vậy : = 0,8756.
KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH=KHb.KHa.KHv1.
+ KHa- Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng thời. Tra bảng: KHa=1,13.
KHv- Hệ số kể đến tải trọng đồng thời xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số được tính theo công thức:
Với:
dH - Hệ số kể ảnh hưởng của sai số ăn khớp : dH = 0,014.
g0 –Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng: g0= 73.
bw1 – Chiều rộng bánh răng, trị số tinh theo công thức:
43,2 mm.
Thay số ta được:
nH=0,014.73. 0,06.= 0,62 mm.
1.
Vậy ta có: KH=1,04.1,13.1 = 1,175.
Ta được:
= 881,5 MPa.
- Xác định chính xác ứng tiếp xúc cho phép :
[sH’] =[sH].ZV.ZR.KxH.
Vì vận tốc vòng v = 0,06 (m/s) < 5(m/s) nên : ZV = 1.
Với cấp nhám 9 ta có Ra<1,25 mm nên có : ZR = 1.
da<700 mm nên lấy : KxH =1.
Vậy [sH’] = [sH].ZVZR.KxH = 946 MPa.
Ta thấy sH = 881,5 < [sH’]=946 MPa.
Vậy răng đủ bền với ứng suất tiếp xúc.
d> Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Độ bền uốn của bánh răng phải thoả mãn điều kiện sau:
Trong đó:
+ KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
KF=KFb.KFa.KFv
Với:
- KFb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng: KFb =1,04.
- KFa-Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng ăn khớp đồng thời khi tính về uốn.
Tra bảng 6 .14 [6] tập I tr 107 được KFa=1,37.
KFv- Hệ số kể đến tải trọng đồng thời xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, trị số được tính theo công thức:
Với:
dF- Hệ số kể ảnh hưởng của sai số ăn khớp khi tính sức bền uốn, trị số tra bảng 6.15 [7] Tập I tr107 có : dF= 0,016.
Thay số ta được:
nF =0,016.73.0,06.= 0,7.
= 1,0024.
Vậy ta có: KF=1,04.1,37.1,0024 = 1,43.
+ Ye= = 0,588.
+ Yb-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, do b = 0 , Yb= 1.
+YF- Hệ số dạng răng:
- Của bánh 1 với số răng z1=35 ta có YF1= 3,8.
- Của bánh 2 với số răng z1=37 ta có YF2= 3,7.
Thay các giá trị vào công thức (3.9) được:
= 213 MPa.
= 207,55 MPa.
- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
+ YR = 1.
+ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(3)= 1,003646.
+ Do da < 400 mm nên có: KxF=1.
Thay số được: =411.1.1,003646. 1= 412,5 MPa.
So sánh ta thấy các bánh răng đủ bền về độ bền uốn.
e>Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Căn cứ vào điều kiện làm việc của hộp chỵạy dao ta chọn Kqt =1,5.
=.881,5 = 1080 MPa.
.213 = 319,5 MPa.
.1,5 =311,325 MPa.
So sánh ta được:
Vậy sHqt=1080 < [sH]max=2200 MPa.
sF1qt=319,5< [sF1]max=1260 MPa.
sF2qt=311,325 < [sF2]max=1260 MPa.
Bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.
4. Các thông số của các cặp bánh răng.
- Trên trục IX:
+ Số răng : Z = 35 răng.
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 105 – 2,5.3 = 97,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 43mm.
- Trên trục công xôn :
+ Số răng : Z = 37 răng.
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x37 = 111 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =111 + 2. 3 = 117 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 111 – 2,5.3 = 103,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 43 mm.
Khoảng cách trục : aW = =
- Trên trục XII :
* Bánh răng di trượt :
+ Số răng : Z = 35 răng.
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 105 – 2,5.3 = 97,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 43mm.
* Bánh răng hành tinh :
+ Số răng : Z = 28 răng.
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28 = 84 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 84 – 2,5.3 = 76,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.
* Bánh răng hành tinh Z = 25 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x25 = 75 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =75 + 2. 3 = 81 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 75 – 2,5.3 = 67,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.
Khoảng cách trục : aW = =
* Bánh răng hành tinh Z = 36 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x36 = 108 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =108 + 2. 3 = 114 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 108 – 2,5.3 = 100,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
- Trên trục XIII :
* Các bánh răng của cơ cấu Noóc-tông :
Bánh răng Z = 26 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x26 = 78 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =78 + 2. 3 = 84 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 78 – 2,5.3 = 70,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 28 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28= 84 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 84 – 2,5.3 = 76,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 32 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x32= 96 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =96 + 2. 3 = 112 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 96 – 2,5.3 = 88,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 36 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x36= 108 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =108 + 2. 3 = 114 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 108 – 2,5.3 = 100,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 40 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x40= 120 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =120 + 2. 3 = 126 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 120 – 2,5.3 = 112,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 44 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x44= 132 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =132 + 2. 3 = 138 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 132 – 2,5.3 = 124,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 48 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x48= 144 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =144 + 2. 3 = 150 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 144 – 2,5.3 = 136,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
* Bánh răng Z = 35 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 105 – 2,5.3 = 97,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 20 mm.
- Trên trục XIII :
Bánh răng Z = 28 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28= 84 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 84 – 2,5.3 = 76,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).4,5 = 25 mm.
Khoảng cách trục (XI, XIII) : aW = =
Bánh răng Z = 45 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x45= 135 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =135 + 2. 3 = 141 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 135 – 2,5.3 = 127,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 35 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 105 – 2,5.3 = 97,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 20mm.
Bánh răng Z = 15 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x15 = 45 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =45 + 2. 3 = 51 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 45 – 2,5.3 = 37,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 25 mm.
- Trên trục XII :
Bánh răng Z = 35 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x35 = 105 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =105 + 2. 3 = 111 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 105 – 2,5.3 = 97,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 20 mm.
Bánh răng Z = 18 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x18 = 54 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m = 54 + 2. 3 = 60 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 54 – 2,5.3 = 46,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = 25 mm.
Bánh răng Z = 28 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28= 84 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 84 – 2,5.3 = 76,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.
Khoảng cách trục (XII, XIII) : aW = =
- Trên trục XIV :
Bánh răng di trượt Z = 28 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28= 84 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 84 – 2,5.3 = 76,5mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.
Bánh răng di trượt Z = 48 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x48= 144 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =144 + 2. 3 = 150 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 144 – 2,5.3 = 136,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Bánh răng Z = 28 :
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x28= 84 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =84 + 2. 3 = 90 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 84 – 2,5.3 = 76,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 25 mm.
- Trên trục XV
bánh răng Z = 56
+ Đường kính vòng chia : d = m.z = 3 x56= 168 mm.
+ Đường kính đỉnh răng : da = d +2m =168 + 2. 3 = 174 mm.
+ Đường kính chân răng : df = d – 2,5m = 168 – 2,5.3 = 160,5 mm.
+ Chiều rộng răng : bW = (6 - 10)m = (6 - 10).3 = 20 mm.
Khoảng cách trục (XIV, XV) : aW = =
- Các thông số chung đối với bánh răng :
Góc ăn khớp : = 200.
Chiều cao đỉnh răng : ha = m =3 mm.
Chiều cao chân răng : hf = 1,25m = 3,75mm.
Chiều cao răng : h = ha +hf = 2,25m = 6,75 mm.
Bước răng : Pt = = 3,14.3 = 9,425 mm.
Chiều rộng rãnh răng : et = Pt/2 = 4,71 mm.
Góc lượn chân răng : mm.
- Thiết kế trục
a - Chọn vật liệu.
|
Vật liệu |
sb MPa |
sch MPa |
s-1=0,436sb MPa |
t-1=0,25sb MPa |
HB |
[t]x MPa |
|
Thép 45 |
850 |
580 |
370 |
212 |
270 |
45 |
b - Tính đường kính sơ bộ đường kính trục.
Áp dụng công thức: .
Trong đó:
+ d - Đường kính trục, mm
+ T – Môme xoắn, Nmm
+ [tx] – Ứng suất xoắn cho phép , MPa.
* Sau khi tính toán ta có bảng sau :
|
Trục |
N, KW |
Tx, MPa |
dgh, mm |
dchọn, mm |
|
XV |
0,3881 |
445475 |
36,7 |
40 |
|
XIV |
0,4 |
229567 |
29,43 |
30 |
|
XIII |
295783 |
32,03 |
35 |
|
|
XII |
0,425 |
243915 |
30,04 |
30 |
|
XI |
0,4515 |
259124 |
30,65 |
30 |
|
X |
0,48 |
427207 |
36,2 |
40 |
|
IX |
0,51 |
453907 |
36,95 |
40 |
|
Công xôn |
0,495 |
0 |
0 |
30 |
|
Noóc-tông |
0,4654 |
369764 |
34,5 |
35 |
c – Xác định hành trình gạt bánh răng trên các trục,khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Yêu cầu của cơ cấu điều khiển phải làm việc tin cậy và chính xác nhất là trong hộp chạy dao để tiện ren càng đòi hỏi độ chính xác cao, vì vậy việc xác định hành trình gạt phải chính xác, cặp bánh răng thứ nhất ra khớp hẳn cặp bánh răng thứ hai mới vào khớp và ngược lại.
Ta chọn các tham số hình học cho hộp chạy dao như sau :
- Từ đường kính sơ bộ của trục trung gian d13 =35 tra theo bảng 10 .2 - [6],T1 ta chọn chiều rộng ổ b0 = 21mm.
Gọi lmki là chiều dài mayơ của chi tiết thứ i trên trục thứ k:
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ chọn bằng (1,2¸1,5) d :
- Chiều dài mayơ nửa li hợp chọn bằng : lmlh= 1,2d13 = 1,2.30 = 36 mm.
+ Trên trục XI :
- Bánh răng hình tháp :
lm12-3 = bW26+ bW28+ bW32+ bW36+ bW40+ bW44+ bW48= 140mm.
+ Trên trục công-xôn : lmcx2 = (1,2 ¸1,5) . 30 = 36 mm.
+ Trên trục X :
- Bánh răng Z=35 : lm11-2= (1,2 ¸1,5).40 = 60 mm.
- Hành trình gạt của bánh răng (gạt phải=gạt trái) :
lg = bW37 + k1 = 43+10 = 53 mm.
- Trên trục cơ cấu Noóc-tông :
lnt = bW25 + k1 + bW36 = 55mm.
- Bánh răng hành tinh :
lm11-3= lnt +2( k1+k2+b0) = 55 +2.( 8+5+21 ) = 123 mm.
+ Trên trục XII:
- Bánh răng Z=35 : lm13-2 = Blh +k1+ bW35 = 10+10 +20 = 40 mm.
- Hành trình gạt của bánh răng :
Gạt phải = Gạt trái : lg = 10 +f+bW28=10+2 +25= 37 mm.
- Bánh răng di trượt :
lm13-3=bW18 +bW28+ bW45+k1+bW35+f= 25+25+20+10+20+2 =102 mm.
- Hành trình gạt của bánh răng:
Gạt phải = Gạt trái : lg = f+bW45+bW35 =2 + 20+20 = 42 mm.
+ Trên trục XIII :
- Bánh răng Z = 28:
lm14-2=bW28 + Blh + f+ lm13-2 +bW28 = 25+10+2+40+25 = 102 mm.
- Bánh răng 45-35 : lm14-3= bW45+bW35+k1 = 20+10+20 = 50 mm.
- Bánh răng Z=15 : lm14-4= (1,2 ¸1,5).35 = 50 mm.
+ Trên trục XIV :
- Bánh răng Z = 35 : lm15-2 = (1,2 ¸1,5).40 = 50mm.
- Bánh răng di trượt : lm15-3= bW28+ k1 +bW48= 25 +20 +10 = 55 mm.
- Hành trình gạt :
Gạt trái = Gạt phải : lg = bW15 +bW35 + f = 20 +2 + 25= 47 mm.
- Bánh răng di trượt Z = 28-28:
lm15-4= 3.bW28 + bW56 +f+k1 = 3.25 + 20+2+10 = 107 mm.
- Hành trình gạt : lgt = lgp = 2bW56 + f = 2.20 + 2 = 42 mm.
+ Trên trục XV:
- Bánh răng Z=56 : lm16-2= (1,2 ¸1,5).40 = 50 mm.
- Li hợp siêu việt : lmsv= lm15-4+30 = 137 mm.
- Khoảng cách giữa các chi tiết quay hoặc khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc : k1 = 10 mm.
- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 = 5 mm.
- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm.
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 20 mm.
- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : D = 10 mm.
- Khoảng cách giữa gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k :
+ l11-1 = l12-1 = b0 + k1+k2 + lmlh + k1 + lmlh + lm11-3 – ( b0 +2k2 +k1 ) + bW28+ bW32+ bW36+ bW40+ bW44+ bW48 +k1+2k2+b0 +k1+k2 = 21+10+5+36+10+36+ 123 – (21+5.2+8) + 120+8+2.5+21+10+5 = 376 mm.
+ l13-1 = l14-1 = l15-1 = b0+k2+k1+lm14-2+f+bW45+k1+bW35+bW15+f +lm15-3 +bW15 +k1 +k2 = 21+5+10+102+2+20+10+20+25+2+55+25+5+10 = 312 mm.
+ l16-1 = b0+lm16-2+lmsv+2k1 = 21+50+137+2.10 = 228 mm.
d – Tính bền cho trục.
Theo tính toán ở trên ta thấy trục XI là trục chịu lực phức tạp và chịu mômen xoắn rất lớn nên ta tiến hành kiểm bền cho trục này. Nếu trục này đủ bền thì theo trị số mômen đã tính ở trên các trục lấy như đã tính sơ bộ là đủ bền.
1. Xác định lực tác dụng lên trục.
* Do bánh răng công-xôn gây nên :
- Lực vòng có phương vuông góc với trục, chiều tiềp tuyến với bánh răng:
8137 N.
- Lực hướng tâm:
2962 N.
* Do bánh răng của cơ cấu Noóc-tông gây nên :
- Lực vòng: Ft2 =9860 N.
- Lực hướng tâm:
3589 N.
2. Tính các phản lực tại các ổ và vẽ biểu đồ mômen.
- Tính phản lực ở các ổ:
+ Trong mặt phẳng x0z ta có:
Û
+ Trong mặt phẳng y0z ta có:
Û
+ Trong mặt phẳng x0z:
1161 Nm.
+ Trong mặt phẳng y0z:
422,5 Nm.
244,25 Nm.
+ Mômen xoắn Mz=T = 427,207 Nm.
Biểu đồ mômen của trục XI như hình 4.1.
Biểu đồ mômen của trục X.
- Tính gần đúng đường kính trục.
Tại tiết diện E:
+ Mômen tương đương:
714 Nm.
= 804 Nm.
40 mm.
Tại tiết diện F:
+ Mômen uốn: Nm.
+ Mômen xoắn: Mz= 1710 Nm.
+ Mômen tương đương:
1290 Nm.
Tại tiết diện 0:
- Tính kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục.
Hệ số an toàn cho phép: [s] = [s1]. [s2]. [s3]
Trong đó: [s1] – Hệ số xét đến mức độ chính xác trong việc xác định tải trọng và ứng suất, ở đây lấy [s1]= 1,2.
[s2] - Hệ số xét đến độ đồng nhất về cơ tính của vật liệu, lấy [s2] = 1,5. [s3] – Hệ số xét đến yêu cầu an toàn của chi tiết, lấy [s3]= 1,2.
Thay vào ta có : [s] = 1,2.1,5.1,2 = 2,16.
* Tại tiết diện F:
+ Tính ứng suất uốn:
N/mm2.
+ Tính ứng suất xoắn:
N/mm2.
Chọn kiểu lắp bánh răng trên trục là kiểu lắp lỏng (H7/g6) tra bảng 16.9[7], T2 tr55 ta có:
=2,57; =1,95.
Ta có: 74,3 N/mm2.
Và = 18,55 N/mm2.
- Hệ số an toàn mỏi được xác định:
Hệ số an toàn s =
Như vậy tại tiết diện F trục XI đảm bảo về độ bền mỏi.
* Tại tiết diện E:
Vì trục then hoa ta lấy kích thước cả trục 54mm nên không cần xét tại điểm E.
5. Kiểm tra độ cứng của trục.
Trục có công dụng chung [f] = (0,0002 ¸ 0,0003) l = (0,0002 ¸ 0,0003)376 = 0,0752 ¸ 0,113.
Đường kính trung bình của trục dtb= 55 mm.
Ta có: 449180 mm4.
+ Độ võng trong mặt phẳng xoz:
0,105 mm.
+ Độ võng trong mặt phẳng yoz:
0,037 mm.
Độ võng tổng cộng:
0,11 mm.
Vậy trục XI bảo đảm độ cứng.
6. Kiểm nghiệm quá tải tĩnh.
Tiết diện nguy hiểm là tiết diên F:
[sqt] = 0,8.sch=0,8.580 = 464 MPa.
sqt =.1,5 = 121,4 MPa.
Như vậy trục XI đủ bền khi chịu qúa tải tĩnh.
6.Chọn ổ, tính then, dung sai-lắp ghép và các chi tiết khác
a – Chọn ổ.
Ta tiến hành tính toán chọn ổ cho trục X vì trục này chịu tải lớn. Lực dọc trục nhỏ nhưng do yêu cầu về độ cứng vững và độ cố dịnh dọc trục ta chọn ổ đũa côn.
Ta tiến hành chọn ổ theo theo hệ số khả năng tải động và tải tĩnh.
Khả năng tải động:
Trong đó:
+ Q – Tải trọng động quy ước.
Q = (XVFr+YFa)ktkđ.
Với: Fr – Tải trọng hướng tâm (tổng phản lực ở gối đỡ).
Fa - Tải trọng dọc trục, Fa=0.
V – Hệ số xét đến vòng làm việc ở đây V = 1.
kđ – Hệ số tải trọng động , kđ = 1.
kt – Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1.
X=1,Y=0.
Vậy: Q = R
+ m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ bi : m = 10/3.
+ L – Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.
L = .
Với Lh – Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ.
Chọn : Lh = 20000 giờ.
n – số vòng quay của trục.
Þ thay số ta được: L = 1,2.n.
sơ đồ chọn ổ cho trục X
Tính tải trọng hướng tâm ở các gối:
+ Gối A:
+ Gối B:
Ta thấy RA > RB nên tại gối A ta chọn ổ côn đũa, tại gối B ta chọn ổ bi đỡ.
Theo phần trước có: n1 = 10,73 v/ph.
Þ L = 1,2.n1 =1,2.10,73 = 12,876 tr.vg.
Thay số vào (5.1) ta có:
CA = 12,865 = 30,15 KN.
CB = 6,287 = 14,735 KN.
Đường kính lắp ghép tính trong phần thiết kế trục d = 40 mm.
Theo tiêu chuẩn GOST 333 – 71 phụ lục P2.11[6], T1 ta chọn loại ổ cỡ trung cho gối A như sau sau:
|
K.hiệu |
d,mm |
D,mm |
D1,mm |
d1,mm |
B,mm |
C1,mm |
T,mm |
r,mm |
r1 |
|
7308 |
40 |
90 |
74,5 |
62,5 |
23 |
20 |
25,25 |
2,5 |
0,8 |
Theo tiêu chuẩn GOST 8338 – 75 phụ lục P2.7[6], T1 ta chọn loại ổ cỡ trung cho gối B như sau sau:
|
K.hiệu |
d,mm |
D,mm |
B,mm |
r,mm |
dbi,mm |
C, KN |
C0, KN |
|
308 |
40 |
90 |
23 |
2,5 |
15,08 |
31,9 |
21,70 |
* Kiểm tra khả năng tải tĩnh :
+ Kiểm tra ổ tại gối đỡ A.
Tải trọng tĩnh qui ước tính theo công thức:
Qt = X0. Fr .
Trong đó:
Hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5.
Lực hường tâm, Fr = RA = 12,865 KN.
Thay vào ta được: Q t = 0,5. 12,865= 6,4325 KN.
Qt =6,4325 <
Khả năng tải tĩnh của ổ được thoả mãn.
+ Kiểm tra ổ tại gối đỡ B.
Tải trọng tĩnh qui ước tính theo công thức:
Qt = X0. Fr .
Trong đó:
Hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,6.
Lực hường tâm, Fr = RA = 6,287 KN.
Thay vào ta được: Q t = 0,6. 6,287= 3,77 KN.
Qt =3,77 <
Khả năng tải tĩnh của ổ được thoả mãn.
Các trục còn lại có tải trọng nhỏ hơn nhiều, căn cứ vào điều kiện làm việc của trục và tải trọng ta chọn ổ cho hộp chạy dao theo đường kính trục đã tính sơ bộ ở trên là đảm bảo :
- Trên trục IX :
+ Ổ trái : N7307 ( ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy).
+ Ổ phải : N307 ( ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung ).
- Trên trục XI :
+ Ổ trái : N7305 ( ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 25 mm).
+ Ổ phải : N308 ( ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung ).
- Trên trục XII : N7305( ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 25 mm).
- Trên trục XIII : N7306 ( ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 30 mm).
- Trên trục XIV : + Trái : N7305 ( ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 25 mm).
+ Phải : N7309 (ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 45 mm).
+ Ổ giữa : N305 ( ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung, d = 25 mm. ).
- Trên trục XV : N7306 ( ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy, d = 30 mm).
- Bánh răng hai vành Z=28 trên trục XIII và bánh răng trên công xôn ta dùng ổ trượt.
- Ổ trên trục ra vít me lấy theo máy chuẩn 1K62 : N700106, N8206, N8106.
b– Tính then.
Ta dùng mối ghép then hoa cho các bánh răng trong hộp, dùng then bán nguỵyệt cho bánh răng cố định 2 bậc ( Z=35,Z=45 ) trên trục XIII và li hợp
Từ đường kính trục ta có kích thước then hoa theo bảng 9.3 [6], T1 như sau :
- Trên trục X : Z x d x D x dtb x h x b = 8 x 52 x 60 x 56 x 3 x 10.
- Trên trục XI : Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 28 x 34 x 31 x 2,2 x 7.
- Trên trục XII : Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 28 x 34 x 31 x 2,2 x 7.
- Trên trục V : Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 28 x 34 x 31 x 2,2 x 7.
Z x d x D x dtb x h x b = 6 x 26 x 32 x 29 x 2,2 x 6.
* Kiểm tra mối ghép then hoa trên trục X :
Trong đó :
T – Mômen xoắn trên trục, Nm.
l – Chièu dài làm việc của mói ghép, mm.
Thay số ta có :
Lấy = 15 MPa trong mối ghép di động. Như vậy mối ghép đảm bảo bền.
* Then bán nguyệt :
|
b, mm |
h, mm |
d1, mm |
l, mm |
t1, mm |
t2, mm |
r, mm |
|
10 |
13 |
32 |
31,4 |
10 |
3,3 |
0,3 |
|
6 |
10 |
25 |
24,5 |
7,5 |
2,8 |
0,2 |
c – Vỏ hộp.
- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: gang xám GX 15 – 32.
- Phương pháp chế tạo: Chọn phương pháp đúc.
- Thành phần của hộp chạy dao : thành hộp, gân chịu lực, mặt bích, gối đỡ, các loại vít và bulông lắp ghép...
- Kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp chạy dao trong bảng sau:
|
Tên gọi |
Biểu thức tính toán |
|
|
|
Chiều dày: - Thân hộp, d - Nắp hộp, d1 |
d=0,03.376 + 3 » d1=0,9d = |
14 13 |
mm mm |
|
Gân tăng cứng: - Chiều dày, e |
e =(0,9 d) = |
12 |
mm |
|
Đường kính: - Bulông nền, d1 |
d1 >0,04.376+10» |
25 |
mm |
|
- Bulông cạnh ổ, d2 |
d2 = (0,7 ¸ 0,8)25» |
18 |
mm |
|
- Bulông ghép mặt bích và thân, d3 |
d3=(0,8¸ 0,9).18» |
14 |
mm |
|
- Vít ghép lắp ổ, d4 |
d4 = (0,6¸ 0,7).14» |
10 |
mm |
|
Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp, s3 |
s3 = (1,4 ¸ 1,8).14» |
21 |
mm |
|
- Chiều dày bích nắp hộp, s4 - Bề rộng bích nắp và thân, K3 |
s4 = (0,9 ¸ 1).21» K3 =2,9.18= |
21 53 |
mm mm |
|
-Từ đường kính bulông tra theo TCVN 1889 – 76 ta có kích thước các bulông. |
|||
d – Dung sai, lắp ghép.
Chọn kiểu lắp.
Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép sau:
1./ Lắp ghép giữa trục với ổ lăn : Lắp theo hệ thống lỗ: H7/k6.
2./ Lắp ghép giữa ổ lăn với vỏ hộp : H7/js6.
3./ Lắp ghép giữa nắp ổ và thân hộp : H7/h6.
4./ Lắp ghép giữa bánh răng với trục : H7/s6 (Lắp có đô dôi).
5./ Lắp ghép giữa li hợp với trục : H9/h9.
6./ Mối ghép then: Then cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi.
7./ Mối ghép then hoa :
Do cần di chuyển dọc trục và đảm bảo khoảng cách trục chính xác ta chọn kiểu lắp định tâm theo đường kính trong d.
Dung sai lắp ghép theo d : ( Độ hở đồng tâm cao, di trượt êm ).
Dung sai lắp ghép theo b : ( Để dịch chuyển khi dịch chỉnh ).
Miền dung sai của các yếu tố không định tâm : .
8./ Lắp bạc trượt trên vành răng : .
9./ Lắp vòng chặn, cốc lót : .
10./ Lắp ghép giữa bánh răng lồng không và bạc trên công xôn : H7/p6.
IV.THIẾT KẾ CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN
Thiết kế cơ cấu điều khiển phải đảm bảo các yêu cầu sau :
- Cơ cấu điều khiển phải an toàn, bố trí tay gạt tại nơi thuận tiện cho thao tác của công nhân, tránh các bộ phận điều khiển như tay gạt, vô năng quay trong thời gian máy công tác.
- Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng thuận tiện.
- Dễ nhớ khi điều khiển.
- Bảo đảm độ chính xác , tin cậy của hệ thống điều khiển.
Trong hộp chạy dao, hệ thống điều khiển đảm nhận các chức năng sau
+ Đóng mở các li hợp để tạo ra các đường truyền cần thiết
+ Điều khiển nhóm gấp bội để tạo ra bốn tỷ số truyền khuyếch đại.
+ Điều khiển khối Noóc-tông để cắt các bước ren khác nhau.
1. Tính toán hệ thống điều khiển của nhóm gấp bội.
Ta chọn hệ thống điều khiển dùng hai tay gạt, mỗi tay điều khiển một khối bánh răng di trượt, để cho kết cấu gọn ta bố trí hai tay gạt đồng trục chau.
- Xác định diểm O, bán kính R và 1; 2 :
Vì các trục ta bố trí đồng trục nên để đảm bảo sự ăn khớp của cơ cấu Noóc-tông thì khoảng cách trục X và XI phải thoả mãn :
aW10-11 = 172,5 mm.
Mà :
aW12-13= = 94,5 mm.
aW13-14= = 94,5 mm.
Suy ra :
aW12-13+ aW13-14 > aW10-11
Như vậy 3 trục XI, XIII, XIV không thể bố trí cùng một mặt phẳng.
+ Hành trình gạt của khối 28,48 là : lg = 47mm.
+ Hành trình gạt của khối 18,45 là : lg = 42mm.
Chọn aW11-12=160 mm, ta có sơ đồ bố trí các trục như sau :
Ta có : Cos = 80/94,5 => = 32,160.
Vậy XIV M = 160.cos 32,160 =135,45mm. Chọn tâm quay O cách trục XII một khoảng 65 mm theo phương thẳng đứng, lấy R1 = 75 mm. Khi đó :
1/2 = aretg23,5/75 = 17,40.
Như vậy ta có : a = 1,12mm, a , =4,55mm đảm bảo không bị trượt miếng gạt ra khỏi rãnh. Góc quay cần thiết của cần gạt 1 = 34,80.
Lấy R2 = 64 mm, khi đó :
2/2 = aretg21/64 = 18,1660.
Ta có : a = 1mm, a , =4,2mm đảm bảo không bị trượt miếng gạt ra khỏi rãnh. Góc quay cần thiết của cần gạt 1 = 36,40.
Vì bước ren cần cắt còn phụ thuộc vào khối Noóc-tông, nhóm khuyếch đại trong hộp tốc độ nên ở đây ta chỉ ghi tỷ số truyền của nhóm gấp bội. Bảng điều khiển như sau
2. Điều khiển khối Noóc-tông.
Trong khối Noóc-tông khối hành tinh lần lượt ăn khớp với khối bánh răng hình tháp nên ta dùng một cần đưa ra ngoài để thay đổi tốc độ. Ở đây khối di trượt phải dịch chuyển những lượng bằng bW = 20mm. Do đó ứng với mỗi vị trí ăn khớp tương ứng cơ cấu điều khiển sẽ có một cữ để định vị khối di trượt.
3. Điều khiển các li hợp M2, M3, M4, M5.
Hệ thống điều khiển phải tạo ra được 5 đường truyuền như vậy trong hộp chạy dao. Vì kết cấu hộp chạy dao rất phức tạp nên việc bố trí hệ thống điều khiển rất khó. Do vậy li hợp M5 ta dùng một điều khiển riêng.
Để điều khiển M5 ta dùng một cần rút, đầu phía trong có miếng gạt vào bánh răng 2 vành Z=28 di trượt trên trục XIV
Các li hợp M2, M3, M4 và bánh răng 35 để tiện cho quá trình điều khiển ta sử dụng tay gạt. Li hợp M2, M4 và bánh răng 35 ta dùng một tay gạt, li hợp M3 ta dùng cần rút như điều khiển M5. Các hành trình gạt :
+ Bánh răng 35 trên trục X : lg = 53 mm.
+ Li hợp M2 trên trục XI : lg = B +k1 = 12+10 = 22 mm.
+ Li hợp M4 trên trục XII : lg = 37 mm.
+ Li hợp M3 trên trục XIV : lg = B +k1 = 12+10 = 22 mm.
aW 10-11=135,45mm.
Chọn tâm quay O nằm cách trục XI 39,75mm theo phương đứng như hình vẽ, vì li hợp M2 đóng thì Br35 mở và ngược lại
Chọn R1 = 42,5mm ; R1 = 100 mm ta có :
/2 = aretg11/39,75 = 15,470.
Khi đó a đảm bảo không bị trượt miếng gạt ra khỏi rãnh. Góc quay cần thiết của cần gạt = 310.
Vì khi M2 mở thì M4 cũng mở và ngược lại nên ta nối một thanh trung gian giữa càng gạt này với cạng gạt của M4 qua cơ cấu khuyếch đại tạo ra hành trình gạt của M4 với lg = 37 mm.
Ta có bang điều khiển như sau :
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1– Phạm Đắp – Nguyễn Đức Lộc – Phạm Thế Trường – Nguyễn Thế Lưỡng: “Tính toán thiết kế máy cắt kim loại” – NXB đại học và trung học chuyên nghiệp, HN – 1997.
2 – Phạm Gia Đức – Sổ tay vẽ kĩ thuật cơ khí- NXB Quân đội nhân dân, HN – 2001.
3 – “Sơ đồ động máy cắt gọt kim loại”- Trường Đại học kĩ thuật quân sự, 1974.
4 – “Sổ tay dung sai”- Trường Đại học kĩ thuật quân sự , 1968.
5 - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – “ Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ”, 2 tập NXB Giáo Dục.
6 - Đỗ Quyết Thắng – “Chi Tiết Máy”, 2 tập – Học viện kỹ thuật quân sự, 1994.
7 – PGS.TS Nguyễn Đắc Lộc, Lê Văn Tiến, Ninh Đức Tốn, TS Trần Xuân Việt – “ Sổ tay công nghệ chế tạo máy ” 3 tập, NXB khoa học và kỹ thuật.
