Đồ án môn học thiết kế máy Thiết kế máy cắt kim loại

nhỏ nhất : Với nhóm 1: i1 =1/j4 = 1/ 1.26 4 = 16/ 39 = f1 / g1 ta có f1+g1= 55 i2 =1/j3 = 1/ 1.26 3 = 19/ 36 = f2 / g2 ta có f2+g2= 55 i3 =1/j2 = 1/ 1.26 2 = 22/ 33 = f3/ g3 ta có f3+g3= 55 bội số chung nhỏ nhất là K=55 với Zmin=17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : Emin= Zmin C = = = 1,1 từ đó ta có E=1 = E.K = 1.55 = 55. Z1 = = .55 =16 Z’1 = = .55 = 39 i1=16/ 39 Z2 = =.55 = 19 Z’2 = = .55 = 36 i2 = 19/ 36 Z3 = = .55 = 22 Z’3 = = .55 = 33 i3=22/ 33 nhóm 2 i4 = 1/j4 = 1/ 1.26 4 = 18/ 47 ta có f4+g4= 65 i5 = 1/j = 1/ 1.26 = 28/37 ta có f5+g5= 65 i6 = j2 = 1.26 2 = 39/ 26 ta có f6+g6= 65 bội số chung nhỏ nhất là K= 65 với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Do giảm tốc cho nên ta tính : Emin= Zmin C ==<1 , ta chọn E=1 = E.K = 1.65 = 65. Z4==.65 =18 Z’4 = = .65 = 47 i4 =18/47 Z5 = = .65 = 28 Z’5 = = .65 = 37 i5=28/37 Z6 = = .65 = 39 Z’6 = = .65 = 26 i6= 39/26 nhóm 3 i7 = 1 / j6 = 1/ 1.26 6 = ta có f7+g7 =90 i8 = j3 = 1.26 2 = ta có f8+g8 = 120 Trong máy phay ở nhóm truyền này có điều đặc biệt là dùng 2 loại modul khác nhau là m7 & m8 cho nên điều kiện làm việc của nhóm này là : 2A= m7 (Z7 + Z’7) = m8 (Z8 + Z’8) Với A là khoảng cách trục. Từ đó ta có SZ 7 / SZ 8 = m 8 / m 7 Do 2 cặp bánh răng có modul khác nhau cho nên ta tính riêng cho từng cặp : EminC = = < 1 từ đó ta có E = 1 Z7 = = = 19 Z’7 == =71 i7=19/71 EminB = = < 1 từ đó ta có E = 1 Z8 = = = 182 Z’8 == = 38 i8 =82/ 38 2.1.7 Tính sai số vòng quay. Theo máy chuẩn ta lấy i0=26/54 khi đó ta có bảng tính sai số vòng quay Tính toán lại số vòng quay thực tế : n Phương trình xích n = nc/xác nt.toán Dn% n1 = nđc . io.i1 . i4 . i7 30 29.15 2.83 n2 = nđc . io.i2 . i4 . i7 37,8 37.5 0.79 n3 = nđc . io.i3 . i4 . i7 47,63 47.37 0.55 n4 = nđc . io.i1 . i5 . i7 60,01 57.6 4.02 n5 = nđc . io.i2 . i5 . i7 75,61 74.1 2 n6 = nđc . io.i3 . i5 . i7 952,7 93.61 1.74 n7 = nđc . io.i1 . i6 . i7 120,04 114.18 4.89 n8 = nđc . io.i2 . i6 . i7 151,26 146.89 2.89 n9 = nđc . io .i3 . i6 . i7 190,58 185.54 2.64 n10 = nđc . io.i1 . i4 . i8 240,14 235.07 2.11 n11 = nđc . io.i2 . i4 . i8 302,57 302.41 0.05 n12 = nđc . io.i3 . i4 . i8 381,24 381.99 -0.2 n13 = nđc . io.i1 . i5 . i8 480,36 464.5 3.3 n14 = nđc . io.i2 . i5 . i8 605,25 597.56 1.27 n15 = nđc . io.i3 . i5 . i8 762,67 754.81 1.02 n16 = nđc . io.i1 . i6 . i8 960,90 920.7 4.18 n17 = nđc . io.i2 . i6 . i8 1210,74 1184.44 2.17 n18 = nđc . io.i3 . i6 . i8 1525,53 1496.14 1.93 Ta có đồ thị sai số vòng quay. Sai số Dn <5% nằm trong giới hạn cho phép Sơ đồ động và đồ thị vòng quay : 2.2 Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao. 2.2.1 Tính thông số thứ tư và lập chuỗi số vòng quay. Với : Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút j =1,26. Dựa vào máy tương tự (6H82) ta thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc , dao ngang và dao đứng là cơ cấu vít đai ốc với bước vít tx = 6 mm . Mặt khác, do Sđứng min= Sngang min= Sdọc min= 23.5 mm/phút cho nên ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường truyền khác là tính tương tự Giả sử ta tính với đường chạy dao dọc . Theo máy tương tự thì ta dùng hộp chạy dao có chuỗi lượng chạy dao theo cấp số nhân: S1 = Sdọc min = 23.5 mm/phút S2 = S1 . j = S3 = S2 . j = S1 . j 2 S18 = S17 . j = S1 . j 17 (*) Từ công thức (*) ta xác định được chuỗi lượng chạy dao như sau : S1 = Smin = 23.5 mm/phút S2 = S1. j = 29.61 S3 = S2. j = 37.31 S4 = S3. j = 47.01 S5 = S4. j = 59.23 S6 = S5. j = 74.63 S7 = S6. j = 94.04 S8 = S7. j = 118.48 S9 = S8. j = 149.29  S10 = S9. j = 188.11 mm/phút S11 = S10. j = 237.01 S12 = S11. j = 298.64 S13 = S12. j = 376.28 S14 = S13. j = 474.12 S15 = S14. j = 597.39 S16 = S15. j = 752.71 S17 = S16. j = 948.41 S18 = S17.j = 1195 Vậy ta có : Smax = S18 = 1195 mm/phút 2.2.2 Chọn phương án không gian ,lập bảng so sánh phương án không gian ,vẽ sơ đồ động. Chọn phương án không gian . Z=18 = 9 . 2 Z=18 = 6. 3 Z=18 = 3.3. 2 Z=18 = 2.3.3 Z=18 = 3. 2.3 Lập bảng so sánh phương án KG Phương án Yếu tố so sánh 3. 3. 2 2.3.3 3.2.3 + Tổng số bánh răng Sbr=2(P1+P2+.. .. .. +Pi) 2(3+3+2)=16 2(2+3+3)=16 2(3+2+3)=16 + Tổng số trục(không kể trục chính) S = i+1 4 4 4 +Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3 +Chiều dài L 17b +16f 17b +16f 17b +16f + Cơ cấu đặc biệt Ta thấy với phương án 9x2(2x9)và 6x3(3x6)thì tổng số bánh răng nhiều mà tổng số trục ít dẫn đến là có nhiều bánh răng lắp trên cùng một trục và kém cứng vững do đó mà ta loại bốn phương án này còn ba phương án còn lại thì phương án 3x3x2 là hợp lý nhất vì nó có số bánh răng chịu mô men MXMAX là nhỏ nhất .vậy phương án không gian của hộp chạy dao là:3x3x2 Vẽ sơ đồ động. 2.2.3 Chọn phương án thứ tự. 3x3x2. j(P –1)X=j9=8 j(P –1)X=j12=16 j(P –1)X=j12=16 theo điều kiện j(P –1)Xta chọn phương án thứ tự là 2.2.4 vẽ một vài lưới kết cấu đặc trưng. I II III IV 3(1) 3(3) 2(9) II 2(3) IV III 3(6) 3(1) I II 2(1) IV III 3(6) 3(2) I II 2(9) IV III 3(1) 3(3) I PATT 1 PATT 2 PATT 4 PATT 6 j xmax= j 9 =8 2.2.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm . Xác định n0. n0min===59,375(v/ph) n0max===608(v/ph) chọn n0=n17=750(v/ph) tỉ số truyền các nhóm ta có. với nhóm 1: chọn i1=1/j3 vì i1: i2: i3=1:j3:j6 ta có : i2=1 i3=j3 với nhóm 2: chọn i4=1/j3 vì i4: i5: i6=1:j:j2 ta có: i5=1/j2 i6=1/j với nhóm 3: chọn i7=1/j6 vì i1: i7: i8=1:j9 ta có : i8=j3 vì trong hộp chạy dao thường người ta dùng một loại modun nên việc giảm thấp số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền do đó ta dùng cơ cấu phản hồi cho nên đồ thị vòng quay có biến hình. từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay 2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm . Nhóm 1: i01=1/j =1/ 1.26 = = Nhóm 2 : i02 =1/j5 =1/ 1.265 = = = Nhóm 3: i1 = 1/j3 = 1/ 2 ® f1+g1 = 3. i2 = 1/1 ® f2+g2 = 2 i3 = j3 = 2/ 1 ® f3+g3 = 3 Bội số chung nhỏ nhất của các f+g là K=6. với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Emin===8,5 từ đó ta có E=9 = E.K = 9.6 = 54. Z1==.54=18 Z’1==.54=36i1=18/36 Z2==.54=27 Z’2==.54=27i2=27/27 Z3==.54=36 Z’3==.54=18i3=36/18 Nhóm 4 : i4=1/j4 = 1/ 1.264 = 9/ 19 ta có f4+g4 = 28 i5=1/j3 = 1/ 1.263 = 21/ 35 ta có f5+g5 = 56 i6=1/j2 = 1/ 1.262 = 12/ 16 ta có f6+g6 = 28 bội số chung nhỏ nhất là K = 56 với Zmin=17để tính Eminta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất Emin=== 0,944 từ đó ta có E=1 =E.K=1.56 = 56. Z4==.56=18 Z’4==.56=38i4=18/38 Z5 ==.56 =21 Z’5 ==.56=35i5=21/35 Z6 ==.56 =24 Z’6 ==.56 =32i6=24/32 Nhóm 5: Do đây là 2 cặp bánh răng trong cơ cấu phản hồi nên nó phải đảm bảo khoảng cách trục A đã được xác định trước A= Với m là môđun của các bánh răng: Vậy ta có . Þ Þ Þ Þ Nhóm 6 : , Nhóm 7 : , Nhóm 8 : Nhóm 9 : , Nhóm 10 : , Nhóm 11 : 2.2.7 Tính sai số vòng quay. Ta có chuỗi lượng chạy dao thực tế Smin = S1 = nđc . io1.io2.i1.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 23.68 S2 = nđc . io1.io2.i1.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 29.99 S3 = nđc . io1.io2.i1.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 37.49 S4 = nđc . i01.i02.i2.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 47.35 S5 = nđc . i01.i02.i2.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 59.98 S6 = nđc . i01.i02.i2.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... .....= 74.97 S7 = nđc . i01.i02.i3.i4.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 94.7 S8 = nđc . i01.i02.i3.i5.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 119.96 S9 = nđc . i01.i02.i3.i6.i7.i8 .i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ... ......6= 149.94 S10 = nđc . io1.io2.i1.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 195.78 S11 = nđc . io1.io2.i1.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 247.99 S12 = nđc . io1.io2.i1.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 309.98 S13 = nđc . io1.io2.i2.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 391.56 S14 = nđc . io1.io2.i2.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 495.97 S15 = nđc . i01.i02.i2.i6. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 619.96 S16 = nđc . i01.i02.i3.i4. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 783.11 S17 = nđc . i01.i02.i3.i5. i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6= 991.94 S18 = nđc . i01.i02.i3.i6.i9.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ........6 = 1239.93 Từ đó ta có bảng kết quả sai số lượng chạy dao như sau S S=Sc/xác Sthực tế DS% S1 23.5 23.68 0.75 S2 29.61 29.99 1.28 S3 37.31 37.49 0.47 S4 47.01 47.35 0.75 S5 59.23 59.98 1.26 S6 74.63 74.97 0.46 S7 94.04 94.7 0.7 S8 118.48 119.96 1.25 S9 149.29 149.94 0.44 S10 188.11 195.78 4.08 S11 237.01 247.99 4.63 S12 298.64 309.98 3.8 S13 376.28 391.56 4.06 S14 474.12 495.97 4.61 S15 597.39 619.96 3.78 S16 752.71 783.11 4.04 S17 948.41 991.94 4.59 S18 1195 1239.93 3.76 Ta có đồ thị sai số vòng quay. Với đường chạy dao nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn theo đường truyền của máy tương tự. SNHANH = nđc . i01.i15.i16.i10.i11.i12 .i13.i14.tx = nđc . . ......= 2255,6 Sai số lượng chạy dao nhanh: Dz%== -1,93 % < 2,6% Vậy đường chạy dao nhanh đạt yêu cầu Ta chuyển chuỗi lượng chạy dao Si thành chuỗi số vòng quay ni của trục vít me như sau : n1 = S1 /6 = 3.95 vòng/phút n2 = S2 /6 = 5 n3 = S3 /6 = 6.25 n4 = S4 /6 = 7.89 n5 = S5 /6 = 10 n6 = S6 /6 = 12.5 n7 = S7 /6 = 15.78 n8 = S8 /6 = 19.99 n9 = S9 /6 = 24.99 n10 = S10 /6 = 32.63 vòng/phút n11 = S11 /6 = 41.33 n12 = S12 /6 = 51.66 n13 = S13 /6 = 65.26 n14 = S14 /6 = 82.66 n15 = S15 /6 = 103.33 n16 = S16 /6 = 130.52 n17 = S17 /6 = 165.32 n18 = S18 /6 = 206.65 nnhsnh = Snhsnh /6 =375.93 vòng/phút Từ đó ta có sơ đồ động của hộp chạy dao vầ đồ thị vòng quay của trục vít me như sau: 2.3 Thiết kế các truyền dẫn còn lại. Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau: Đường chạy dao ngang: các cặp bánh răng ăn khớp từ trục V-VI là :40/40 VI-VII là 28/35 VII-VIII là 18/33 VIII-IX là 33/37 IX-Vít ngang là 37/33 Đường chạy dao thẳng đứng: Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như chạy dao ngang V-VI là :40/40 VI-VII là 28/35 VII-VIII là 18/33 sau đó đến cặp bánh răng 22/33 và truyền tới trục vít me đướng thông qua cặp bánh răng côn 22/44. CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN SỨC BỀN CHI TIẾT MÁY . 3.1 Chế độ cắt thử : Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn, làm lạnh, an toàn một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất. Trong mục này quy định chế độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máy cắt kim loại. hiện nay có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn khác nhau:1> Chế độ cắt gọt cực đại; 2> Chế độ cắt gọt tính toán; 3> Chế độ cắt gọt thử máy. Máy ta thiết kế tương tự như máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử như của máy 6H82 . * Chế độ cắt thử mạnh: Ta có : Dao P18 , D = 90 , Z = 8 Chi tiết gia công : Gang có HB = 180 Chế độ gia công : n = 47,5 v/ph, B = 100 mm, t = 12 mm, S = 118 mm/vg * Chế độ cắt thử nhanh: Dao T15K6 D = 100 , Z = 4 Chiết gia công : C45 có HB = 195 Chế độ gia công : n = 750 v/ph , B = 50 mm, t = 3 mm , S = 750 mm/ph * Thử ly hợp an toàn: Dao P18 D = 110 , Z = 18 Chi tiết gia công : C45 Chế độ cắt : B = 100, t = 10 , n = 47,5 v/ph , S = 118 mm/ph, Mx = 2000N.cm 3.2 Tính công suất động cơ : *Động cơ chính: Nđc = Nc + No + Np Trong đó: Nc – là công suất cắt. No – là công suất chạy không Np – là công suất phụ do sự tiêu hao Ta có thể tính công suất động cơ bằng Nđc = Nc /0,75 Nc =PZ.V/60.102.9,81 Với PZ là lực cắt (N) PZ = 0,6. P0 V là vận tốc cắt P0 =C.B.S yz.Z.(t/D)k Với chế độ cắt nhanh: C = 682 , y= 0,72, k = 0,82 Pz = 0,6.682.8.10.14,70,72.(12/90)0,86=22828 (N) Nc = 22828.13,5/60.102.9,81 =5,13 KW Nđc = Nc / 0,75 = 6,84 KW Ta chọn Nđc = 7 KW, n = 1450 v/ph *Động cơ hộp chạy dao: Nđccd = Q = K.Px +f( Pz + 2Py +G) là lực kéo K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt G là khối lượng bàn dao lấy G = 45000 (N) Px = 0,3.Po.tgb = 0,3.29928.tg20o = 3267,87 (N) Py = 0,2.Po = 0,2.29928 = 5985.6 (N) Q = 1,4.3267,87 +0,2(16460 + 2.5985,6 + 45000 ) = 19261,2 Nđccd == 1,67 KW Vậy ta chọn Nđccd = 1,7 KW, n = 1420 v/ph 3.3 Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao Công suất : Nđc =1,7 kW ; nđc =1420 vg/ph Trục I NI = Nđc . hbr . hol = 1.7 . 0,995 . 0,97 » 1,64 KW Trục II NII = NI. hol . hbr = 1,64 . 0,995 . 0,97 » 1,58 KW Trục III NIII = NII . hbr . hol = 1,58 . 0,97 .0,995 » 1,52 KW Trục IV NIV = NIII . hbr . hol = 1,52 . 0,97 .0,995 » 1,47 KW Trục V NV = NIV . hbr . hol = 1,47 . 0,97 .0,995 » 1,42 KW Số vòng quay : Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax cho nên khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc hết công suất N. Thực tế cho thấy do yêu cầu về công nghệ và chất lượng cũng như trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng hết công suất của máy. Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là Trục I nI = nđc.i01 = 839 vg/ph Trục II nII = nđc.i01.i02 = 314,66 vg/ph Trục III nIIImin = nII .i 1= 157,33 vg/ph nIIImax = nII .i 3= 629,32 vg/ph vg/ph Trục IV nIVmin = nIIImin .i 4= 74,5 vg/ph nIVmax = nIIImax .i 6= 471,99 vg/ph vg/ph Trục V nVmin = nIVmin .i 7.i 8 = 9 vg/ph nVmax = nIVmax.i 9 = 471,99 vg/ph vg/ph Mô men lớn nhất TI = 9,55. 106. N. mm. TII = 9,55. 106. N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. TIV = 9,55. 106. N. mm. TV = 9,55. 106. N. mm. Bảng thông số Trục I II III IV V N (kw) 1,64 1,58 1,52 1,47 1,42 Ntính (vg/ph) 839 314,66 187.1 92.7 24.2 T (N.mm) 18667,5 47953,3 92264,67 188436,24 1506777,8 3.4 Tính bánh răng . Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng không cần phải xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của máy. Cho nên chủ yếu là xác định modul của nó. Modul được tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, nói chung thì ta thường tính theo sức bền tiép xúc là chủ yếu.Modul trong hộp chạy dao người ta chỉ dùng một loại modul do đó ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có mô đun tương tự . Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z1/ Z’ 1) truyền từ trục II sang trục III. *Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế chế tạo máy thì ta chọn vật liệu nh sau: Thép 45 tôi cải thiện đạt HB = 180-350 chọn HB = 300 * Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo bảng 10.7 sách tính toán thiết kế ... T1) sHgh = 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng được xác định theo công thức : [sH ] = (sHgh /SH ) . ZR . ZV . KL.KXH Tính sơ bộ lấy ZR . ZV . KL.KXH = 1 Do bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1 Đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng thẳng [sH ] được xác định theo công thức : [sH ] = (sHgh /SH ) . ZR . ZV . KL.KXH = 670/1,1 = 609 MPa Vậy ta chọn [sH ] = 609 Mpa * Xác định ứng suất uốn cho phép. Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh : Xác định theo công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình CTM) sFgh = soFgh = 1,8.300 = 540 MPa Bộ truyền làm việc một chiều => lấy KFC = 1 - hệ số ảnh hưởng đặt tải, Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1) Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế ... T1) Ta có : [sF] = sFgh . KFL . KFC/SF = 540 . 1 . 1 / 1,75 = 309 MPa Vậy ta chọn [sF ] = 309 Mpa Ta có môđun bánh răng được xác định theo ứng suất tiếp xúc như sau: mtx = cm Trong đó: [stx]:ứng suất tiếp xúc, [stx] = 609 HB = 60900 (N/cm2) Z : Số răng bánh nhỏ, có Z = 18. i : Tỷ số truyền i = 36/18 = 2 Có j0 = b/d với d: Đường kính bánh răng, do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy j0 = (0,7¸1,6). Chọn j0 = 1,5. K : Hệ số tải, K = Kđ.Ktt.KN. Kđ : Hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi ăn khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy Kđ = 1,2¸1,4. Lấy Kđ = 1,3. Ktt: Hệ số tập trung tải trọng, do bánh răng được tôi cải thiện cho nên chọn Ktt= 1,8 KN Là hệ số tải trọng chu kỳ, Lấy KN = 1 => K = 1,3.1,8.1 = 2,34 N : Công suất trên trục, có N2= 1,58 kW. Số vòng quay n=314,66 v/f. mtx = = 0,293 cm = 2,93 mm. mtx = 3. Lấy theo tiêu chuẩn. Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm môđun bánh răng theo độ bền uốn: mu = [su]= 309 MPa = 30900 (N/cm2). j : Hệ số chiều rộng bánh răng, có j = b/m = ( 6 ¸ 10 ) Chọn j = 8. y : Hệ số dạng răng, có y = 0,24. mu = = 0,278 cm = 2,78 mm. Như vậy với bánh răng môđun m = 3 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật. Thông số cơ bản của bộ truyền : Mô đun m = 3 mm Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1 = 3 . 18 = 54 mm d2 = dw2 = m . Z2 = 3 . 36 = 108 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 54 + 2. 3 = 60 mm da2 = d2 + 2.m = 108 + 2. 3 = 114 mm Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5. m = 54 - 2,5. 3 = 46,5 mm, df1 = d2 - 2,5. m = 108 - 2,5. 3 = 100,5 mm, Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 54 . cos 200 = 50,75 mm, db2 = d2. cos a = 108. cos 20° = 101,49 mm Chiều rộng vành răng : bw = j.m = 3.8 = 24 mm, lấy bw = 25 mm Khoảng cách trục : A=1/2.m(Z1+Z’ 1) =3.(18 + 36) / 2 = 81 mm 3.5 Tính toán trục : a.Tính sơ bộ các trục Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có sb = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép là [t] = 12 .. 20 Mpa . Đường kính của trục được tính sơ bộ theo công thức như sau : Trong đó T là mô men xoắn lớn nhất trên trục Từ đó ta có : Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm . Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 25 mm . Khoảng cách trục giữa trục 1 và trục 2 aw1 = m.(Z02 + Z’02)/ 2 = 3.90 / 2 =135 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d3 = 30 mm . Khoảng cách trục giữa trục 2 và trục 3 aw2 = m.(Z2 + Z’2)/ 2 = 81 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d4 = 35 mm . Khoảng cách trục giữa trục 3 và trục 4 aw3 = m.(Z4 + Z’4)/ 2 = 84 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d5 = 50 mm . Khoảng cách trục giữa trục 4 và trục 5 aw4 = m.(Z9 + Z’9)/ 2 = 129 mm b. Tính chính xác trục trung gian Do đã tính cặp bánh răng trên trục 2 và 3 nên ta chọn luôn trục 2 tính chính xác : Công suất : NII = 1,58 KW Số vòng quay: n2 = 314,66 vg/ph Mô men xoắn : TII = 47953,3 N. mm. Đường kính sơ bộ của trục: d2 = 25 mm . Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d21 = 25 (mm) Đường kính trục tại chỗ lắp ổ là d20 = 20(mm) Ta thấy rằng trục nguy hiểm nhất khi bánh răng z = 64 và z = 18 cùng làm việc Lực tác dụng lên bánh răng Với bánh răng z = 18 ; m = 3 Đường kính vòng lăn dl1 = z.m = 18.3 = 54 (mm) Ta có Ft1 = 2TII / dl1 = 2. 47953,3/ 54 = 1776 (N) Lực hướng tâm Fr1 = Ft1.tga = Ft1.tg 200 = 646,4(N) Với bánh răng z = 64 ; m = 3 Đường kính vòng lăn dl2 = z.m = 64.3 = 192 (mm) Ta có Ft 2 = 2TII / dl2 = 2. 47953,3/ 192 = 499,5 (N) Lực hướng tâm Fr 2 = Ft 2.tga = 499,5.tg200 = 181,8 (N)  Sơ đồ ăn khớp Chiều dài sơ bộ của các đoạn trục được tính gần đúng theo chiều rộng B của bánh răng và hành trình gạt là : L1 = 35 mm , L2 = 350 mm L3 = 380 mm Tính phản lực ở ổ và vẽ biểu đồ mômen uốn , xoắn Phản lực ở ổ sinh ra bởi Fr11, Fr 21 , giả sử phản lực đó là R1, R2 và có chiều như hình vẽ. Để thuận lợi trong tính toán ta đặt hệ toạ độ oxyz có phương chiều như hình vẽ với ox // Ft11 , oy// Fr11 và oz hướng theo chiều trục, từ đó ta có : Xét trong mặt phẳng yoz Các lực tác dụng lên trục Fr11 , Fr21Y , Ft21Y , R1Y, R2Y Với Fr2Y = Fr21.sin190 = 181,8.sin19o » 59 (N) Ft2Y = Ft21.cos190 = 499,5.cos19o » 472 (N) Ta có phương trình cân bằng R1Y + R2Y + Fr21Y + Ft21Y - Fr11 = 0 (1) (Fr21Y + Ft21Y ). L3 + R2Y.L2 - Fr11 . L1 = 0 (2) Từ (1)(2) ta có : R1Y = 1102,4(N) R2Y = -515(N) Xét trong mặt phẳng xoz .Các lực tác dụng là R1X , R2X , Ft11 , Ft21x , Fr21x Với Fr2X = Fr21. cos190 = 181,8.cos19o » 172 Ft2X = Ft21. sin190 = 499,5.sin19o » 163 Ta có phương trình cân bằng lực: R1X + R2X - Fr11 + Fr21x -Ft21X = 0 (1) Fr1 . L1 - R2X.L2 + (Fr21x- Ft21X ).L3 = 0 (2) Từ (1)(2) ta có : R1X = 582,4(N) R2X = 55(N) Vẽ biểu đồ mô men uốn, xoắn . Mô men uốn tổng tại tiết diện j trên trục Mj được xác định theo công thức Ta có mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Tại tiết diện I : ( tiết diện lắp bánh rămg Z18 ) My = 38584 N.mm , Mx = 20384 N.mm , T1 = 47953,3 N.mm thay vào ta được : (N.mm). (N.mm) Tại tiết diện II My = 290 N.mm , Mx = 14580(N.mm) , T2 = 47953,3 N.mm (N.mm). (N.mm) Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1» 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Tra bảng 10.5 (TTTK- CTM) Trục làm bằng thép C45 ; có sb = 600 MPa. Þ s-1 = 0,436.600 = 261,6MPa. Þ t-1 » 0,58s-1 = 0,58. 261,6 =151,7 MPa Xét tại tiết diện I lắp bánh răng Z18 có đường kính chân d = 20 (mm) Các trục của hộp đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 = 1,205.3,14.203./32 = 946,4 sm = 0, sa= smax= M1/W1= 46,15 MPa. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 =1892,8 tm1 = ta = T/2W01 = 12,67 MPa. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 - 0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dùng răng chữ nhật, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then hoa ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,55 và Kt = 2,36. Từ bảng 10.10 với d = 20 mm, lấy es = 0,92 et= 0,89 ta xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,55/0,92 = 1,68 Kt/et= 2,36/ 0,89 = 2,65 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số Ks/es = 1,79 Kt/et = 1,47 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Vậy tại tiết diện I trục thoả mãn về độ bền mỏi với hệ số an toàn S = 2,7 Xét tại tiết diện II có đường kính chân d = 20 (mm) Tương tự như tiết diện I Riêng chỉ có sa= smax= M2/W1=15,4 MPa. Từ đó ta có : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Vậy tại cả 2 tiết diện trục đều thoả mãn về độ bền mỏi *Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. (Công thức 10.27….10.30) Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s = Mmax/ (0,1.d3) = 43637,5/(0,1.203) = 54,5 MPa. t = Tmax/ (0,2.d3) = 47953,3/(0,2. 203) = 29,9 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta đợc: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. Với hệ số an toàn đã tính như trên thì trục hoàn toàn đảm bảo bền mà không cần phải kiển tra đến độ cứng vững của trục. Bảng thông số tổng hợp : Trục nmin ntính Ntrục Mx tính dsb dchọn Động cơ 1420 1420 1,7 25 I 839 839 1,64 18667,5 13,7 20 II 314,66 314,66 1,58 47953,3 22,9 25 III 157,33 187,1 1,52 77584,2 28,47 30 IV 74,5 92,7 1,47 151440,1 36,11 35 V 9 24,2 1,42 560371,9 40 35 3.6 Tính toán ly hợp vấu : Do yêu cầu chỉ cần tính cho ly hợp cho nên ta chọn tính cho ly hợp vấu trên trục IV có đường kính d =35 mm ta chọn đường kính bạc là db = 45 mm Ta chọn đường kính trung bình làm việc của ly hợp là Dtb = 65 mm, số vấu của mỗi nửa ly hợp là 6 vấu, kích thước làm việc của các vấu là: h x b = 10 x 12 mm Mòn các vấu là dạng hỏng chủ yếu của ly hợp vấu. Để hạn chế mòn vấu, cần kiểm nghiệm áp suất P sinh ra trên các bề mặt tiếp xúc của các vấu.Giả sử tải trọng phân bố đều cho các vấu. Ứng suất dập sinh ra trên bề mặt các vấu khi tiếp xúc là : Trong đó : Z là số vấu trên một nửa vấu. b.h là chiều rộng và chiều cao tính toán c