1 2 Mục Lục CHƯƠNG 1 NGHIÊN CỨU NHÓM MÁY CÓ TÍNH NĂNG KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG (CÙNG CỠ) ĐÃ CÓ 4 1 1 Tính năng kỹ thuật các máy cùng cỡ 4 1 2 Khảo sát máy tham khảo (6H82) 5 1 2 1 Hộp tốc độ 6 1 2 2 Hộp c.
Tính năng kỹ thuật các máy cùng cỡ
Với số liệu ban đầu bài cho máy mới có yêu cầu là:
Tốc độ trục chính: nmax = nmin.Rn
Với Rn= 𝜑 z-1 = 1,26 18-1 = 1,26 17 = 50,85 nmin = 31,5 (vg/ph) nmax = nmin.Rn = 31,5.50,85 = 1601,5 (vg/ph)
Lượng chạy dao: Sd min = Sn min = 3Sđ min = 19 mm/ph;
Số cấp tốc độ hộp chạy dao: Z = 18
Công suất động cơ chính N = 7 kW/1440 vg/ph, công suất động cơ chạy dao N 1,7 kW/1420 vg/ph
Bảng 1 1 Tính năng kỹ thuật máy cùng cỡ:
Tính năng kỹ thuật 6P80 6P81 6H82 Máy thiết kế Kích thước bàn máy 200x500 250x1000 320x1250
Công suất động cơ chính
Số cấp tốc độ trục chính 12 16 18 18
Phạm vi tốc độ trục chính
(nmin ÷ nmax) 50÷ 2240 65÷ 1800 30÷ 1500 31,5÷ 1400 Công suất động cơ chạy dao (kW) 0,6 1,7 1,7 1,7
Số cấp tốc độ hộp chạy dao 12 16 18 18
Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao (Smin ÷ Smax) 25÷ 285 35÷ 980 23,5÷ 1800 19÷ 2300
=> Ta thấy rằng số liệu của máy cần thiết kế gần giống với tính năng kỹ thuật của máy 6H82, do đó ta lấy máy 6H82 làm máy tham khảo
Khảo sát máy tham khảo (6H82)
Hộp tốc độ
❖ Phương trình xích tốc độ: nđc iv = ntc Đường truyền: nđc (I) 26
Trục chính có 18 tốc độ khác nhau từ: 30 ÷ 1500 (vg/ph)
Bảng 1 2 Chuỗi số vòng quay n Phương trình xích nt.toán nTC 𝛥n% n1 nđc 26
38 1496,14 1500 0,26 Đồ thị sai số vòng quay :
Hình 1 2 Đồ thị sai số vòng quay
Sai số Δn là sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, với phần lớn nằm trong khoảng cho phép -2,6 ÷ 2,6% Tuy nhiên, một số tốc độ như n1 = 2,83%, n4 = 4%, n7 = 3,24% và n16 = 3,08% đã vượt qua giới hạn cho phép Các tốc độ n1 = 30 vg/ph, n4 = 60 vg/ph, n7 = 118 vg/ph và n16 = 950 vg/ph hiếm khi được sử dụng trong quá trình gia công chi tiết, do đó, việc chấp nhận sai số vượt ngoài khoảng cho phép là có thể.
Khảo sát truyền dẫn hộp tốc độ ngược:
− Sơ đồ động của máy biểu thị các nhóm tỷ số truyền như sau:
Bảng 1 3 Phân phối tỷ số truyền qua các nhóm truyền của hộp tốc độ
Nhóm truyền Tỷ số truyền
Bánh răng (chủ động/bịđộng)
Hình 1 3 Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy 6H82
Hình 1 4 Đồ thị lưới kết cấu của hộp tốc độ
Từ đồ thị vòng quay và lưới kết cấu hình rẻ quạt, tỷ số truyền thay đổi một cách đều đặn, giúp tối ưu hóa kích thước của hộp Phương án này cho phép bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp một cách chặt chẽ, mang lại sự gọn gàng và hiệu quả cho thiết kế.
Các cặp bánh răng di trượt 3 bậc được phân chia thành hai khối: một khối 1 bậc và một khối 2 bậc, giúp giảm kích thước tổng thể Việc này rất quan trọng vì nếu giữ nguyên khối 3 bậc, kích thước sẽ lớn hơn, dẫn đến kích thước trục cũng tăng theo.
Bánh đà trong hộp tốc độ có vai trò quan trọng trong quá trình gia công, giúp tích trữ năng lượng khi dao phay không hoạt động và giải phóng năng lượng khi bắt đầu cắt Nhờ vào bánh đà, quá trình cắt diễn ra mượt mà hơn, giảm thiểu va đập và nâng cao chất lượng gia công.
Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp tốc độ:
Dựa trên thông số của máy 6H82, tốc độ di chuyển của các nhóm bánh răng có sự thay đổi đáng kể Việc thay đổi thứ tự ăn khớp giữa các nhóm bánh răng được thực hiện theo một phương án cụ thể, đảm bảo hiệu quả hoạt động của máy.
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được đặc tính nhóm:
− Nhóm I: có 3 tỉ số truyền i1 ; i2 ; i3 n1 : n2 : n3 = i1 : i2 : i3 =1: φ 1 : φ 2 ( 16
→ Công bội của nhóm là 𝜑 với lượng mở là 1 lg[𝜑]
− Nhóm II: có 3 tỉ số truyền i4 ; i5 ; i6 n4 : n5 : n6 = i4 : i5 : i6 = 1: 𝜑 3 : 𝜑 6 ( 18
→ Công bội của nhóm là 𝜑 3 với lượng mở là 3 lg[𝜑]
− Nhóm III: có 2 tỉ số truyền i7 ; i8 n7 : n8 = i7 : i8 = 1: 𝜑 9 ( 19
38) Vậy công bội của nhóm là 𝜑 9 với lượng mở lớn nhất 9 lg[𝜑]
Như vậy ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau: PAKG = 3 x 3 x 2
Mặt khác công bội của:
Từ đó ta đưa ra được phương án thứ tự của hộp tốc độ như sau:
Như vậy nhóm I là nhóm cơ sở và nhóm II là nhóm mở rộng thứ nhất và nhóm III là nhóm mở rộng thứ hai.
Hộp chạy dao
Chuyển động chạy dao gồm có chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng
Xích nối từ động cơ chạy dao (không đi qua hộp chạy dao) đi tắt từ động cơ
Trục I nối động cơ n = 1420 (v/ph) truyền qua trục II bằng cặp bánh răng:
44 = 𝜑 𝑥 1 ⇒ 𝑥 1 ≈ −2,3 Trục II đến trục III qua cặp bánh răng:
Từ trục III đến trục IV bằng cặp bánh răng di trượt ba bậc tương ứng với ba tỷ số truyền 𝑖 3 , 𝑖 4 , 𝑖 5 độ nghiêng của các tia là:
Từ trục IV đến trục V bằng cặp bánh răng di trượt ba bậc tương ứng với 3 tỷ số truyền 𝑖 6 , 𝑖 7 , 𝑖 8 độ xiên các tia là:
Cơ cấu phản hồi trung gian qua các trục 𝑉 → 𝐼𝑉 → 𝑉𝐼𝐼 giúp mở rộng phạm vi điều chỉnh tốc độ và tiết kiệm không gian hộp Nếu không có cơ cấu phản hồi, cần lắp thêm một trục với hai cặp bánh răng có tỷ số truyền 13/45 và 18/40, điều này không hợp lý về không gian và gây lãng phí vật liệu chế tạo trục.
▪ Các tỷ số truyền còn lại:
Từ trục V đến trục VI qua cặp bánh răng 40/40:
Từ trục VI đến trục VII qua cặp bánh răng 28/35:
Từ trục VII đến trục VIII qua cặp bánh răng 18/33:
Từ trục VIII đến trục IX qua cặp bánh răng 33/37:
Từ trục IX đến trục X qua cặp bánh răng 18/16:
Từ trục X đến trục XI qua cặp bánh răng 18/18:
Từ trục VIII đến trục IX qua cặp bánh răng 33/37:
Từ trục IX đến trục X qua cặp bánh răng 37/33:
Ta có chuỗi số vòng quay trục vít (tính cho chạy dao dọc) như sau: ns1= nđc 26
Từ đó ta có bảng kết quả sai số vòng quay trục vít như sau:
Bảng 1 4 Sai số vòng quay nsi ntrục vít 𝑛 𝑇𝐶 𝛥 nsi% ns1 4,03 4 -0,75 ns2 5,08 5 -1,60 ns3 6,32 6.3 -0,31 ns4 8,06 8 -0.76
16 ns5 10,17 10 -1,70 ns6 12,64 12,5 -1,13 ns7 16,12 16 -0,75 ns8 20,33 20 -1,65 ns9 25,28 25 -1,12 ns10 31,00 31,5 1,58 ns11 39,10 40 2,25 ns12 48,62 50 2,76 ns13 62,00 63 1,58 ns14 78,19 80 2,26 ns15 97,25 100 2,74 ns16 124,00 125 0,90 ns17 156,39 160 2,25 ns18 194,50 200 2,76
Hình 1.5 Đồ thị sai số vòng quay của hộp chạy dao
Theo đồ thị sai số tốc độ vòng quay hộp chạy dao, sai số phân bố đều và có xu hướng lệch lên trên Mặc dù sai số tốc độ vòng quay nằm trong khoảng cho phép từ -2.6% đến 2.6%, nhưng ba giá trị sai số tại n12 (2.75%), n15 (2.76%) và n18 (2.76%) đã vượt quá giới hạn cho phép này.
Để điều chỉnh sai số toàn miền, máy thiết kế cần đảm bảo hoạt động trong khoảng cho phép Qua phân tích đồ thị, có thể nhận thấy xu hướng lệch về phía trên Do đó, cần thay đổi giá trị đầu vào i1 và i2 để điều chỉnh đồ thị sai số theo yêu cầu.
Điều chỉnh cục bộ là quá trình điều chỉnh số răng của bánh răng ăn khớp tại các vị trí có tốc độ sai số vượt quá giới hạn cho phép, nhằm thay đổi tỉ số truyền.
Hình 1 6 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao
Đồ thị vòng quay hộp chạy dao cho thấy sự thay đổi đều đặn và từ từ, nhờ vào cơ cấu phản hồi giúp giảm số trục Điều này không chỉ giảm kích thước của hộp mà còn đảm bảo tỉ số truyền lớn nhất.
• Đối với đường truyền chạy dao ngang :
Ta cũng có thể vẽ tiếp từ trục VII như sau :
Hình 1.7 : đồ thị vòng quay đường chạy dao ngang
• Đối với đường chạy dao đứng :
Ta cũng có thể vẽ tiếp xích chạy dao từ trục VII như sau :
Hình 1.8 đồ thị vòng quay đường chạy dao đứng
▪ Phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT)
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được phương án không gian của hộp chạy dao:
Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi được tách làm hai:
+ 𝑍 2 = 2[9] gồm hai đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh
Từ trục III đến trục V của máy phay 6H82, các bánh răng di trượt tạo ra nhiều tỷ số truyền khác nhau Điều này cho phép chúng ta vẽ được đồ thị lưới kết cấu của máy, thể hiện mối quan hệ giữa các trục.
Hình 1.9 Lưới kết cấu của HCD máy phay 6H82 Nhận xét:
Hộp chạy dao máy phay có nhiều ưu điểm nổi bật, bao gồm thiết kế hộp chạy dao theo cấp số nhân, giúp tối ưu hóa kết cấu Các lưới kết cấu và đồ thị vòng quay không tuân theo hình dẻ quạt, nhờ vào cơ cấu phản hồi đảm bảo tỷ số truyền đồng đều giữa các nhóm Hơn nữa, hộp chạy dao được đặt ngang dưới máy, giảm kích thước tổng thể và làm cho máy trở nên gọn gàng, tiết kiệm kim loại và mang lại kiểu dáng hài hòa.
Kết cấu của sản phẩm chưa hoàn toàn hợp lý, dẫn đến tình trạng tốc độ vòng quay có sai số vượt quá giá trị cho phép, từ đó không đảm bảo công suất khi sử dụng.
- Cách thiết kế: Xác định chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao, tìm PAKG,
PATT lập lưới kết cấu và đồ thị vòng quay, tính sai số vòng quay của máy đảm vảo giá trị cho phép.
Phân tích nguyên lý làm việc và kết cấu của các cụm chi tiết, các cơ cấu đặc biệt
Máy phay vạn năng được thiết kế để gia công đa dạng bề mặt, sử dụng nhiều loại dao, vật liệu và phương pháp cắt khác nhau Điều này yêu cầu máy phải có những cơ cấu đặc biệt nhằm đảm bảo hoạt động ổn định và hiệu quả trong quá trình gia công.
Một vài cơ cấu đặc biệt của máy là: cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me, cơ cấu chọn trước tốc độ quay
Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me:
Trên máy phay ngang vạn năng, có hai phương pháp phay chính: phay thuận và phay nghịch Trong đó, trục vít me nhận truyền động từ hộp chạy dao, giúp bàn máy di động mang chi tiết gia công Khi trục vít me quay theo chiều mũi tên, nó sẽ di chuyển bàn máy về bên phải Đối với phương pháp phay nghịch, dao phay và phôi di chuyển ngược chiều nhau, tạo ra sự tiếp xúc ổn định giữa mặt bên trái của vít me và đai ốc, nhờ vào lực cắt đẩy vít me về bên trái, giúp triệt tiêu khe hở giữa hai bề mặt Phương pháp phay nghịch là phương pháp phay thường được sử dụng nhất.
Hình 1 10 Sơ đồ phay thuận và phay nghịch b) Phay thuận a) Phay nghịch
Trong phương pháp phay thuận, dao và phôi chuyển động cùng chiều, dẫn đến sự xuất hiện khe hở giữa mặt phải của ren vít me và đai ốc khi có lực cắt tác dụng Khe hở này làm cho chuyển động của bàn máy không êm, gây ra hiện tượng giật cục Độ lớn của khe hở càng lớn thì độ rung động và chuyển động không đều của bàn máy càng tăng Để khắc phục tình trạng này, các máy phay vạn năng thường được trang bị nhiều loại cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me khác nhau nhằm đảm bảo hiệu suất hoạt động ổn định.
Hình 1 11 Cơ cấu hiệu chỉnh vít me
1 – Bàn trượt ngang 5 – Trục vít rỗng
Trên bàn trượt ngang, bên cạnh đai ốc chính còn có đai ốc phụ Để thực hiện chuyển động dọc của bàn máy, vít me quay trong đai ốc chính.
Trục vít rỗng (5) có 23 quay và ren bên ngoài kết hợp với đai ốc phụ (3) Để đảm bảo ren trong của trục vít rỗng (5) khít với ren của vítme (4), đầu mút bên trái của vít rỗng được thiết kế với rãnh dọc Việc sử dụng đai ốc (6) di động cùng với bạc (7) sẽ tạo áp lực lên mặt côn, giúp ren của trục vít rỗng bó sát vào ren của vítme.
Khi vít me quay theo chiều mũi tên, mặt trái của ren vít me sẽ tiếp xúc chặt chẽ với ren của đai ốc, khiến vít me di chuyển sang phải Đồng thời, trục vít rỗng sẽ dịch chuyển về phía bên trái, ép sát vào mặt ren của vít me Do đó, khi phay thuận, các vũng ren của đai ốc sẽ ngăn cản sự chuyển vị của vít me sang bên phải.
Cơ cấu chọn trước tốc độ quay
Hình 1 12 Nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay của máy phay 6H82
Máy phay vạn năng có khả năng gia công với nhiều tốc độ cắt và lượng chạy dao khác nhau, giúp tối ưu hóa quá trình sản xuất Thiết bị này sử dụng cơ cấu chọn trước tốc độ quay kiểu đĩa lỗ, cho phép thay đổi tốc độ trục chính một cách dễ dàng Mục tiêu của việc lựa chọn tốc độ quay và lượng chạy dao bằng cơ cấu kiểu đĩa lỗ là giảm thiểu thời gian phụ, nâng cao hiệu quả làm việc của máy.
Sơ đồ nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao (cơ cấu đĩa lỗ) của máy phay 6H82 được trình bày trên hình 1.10
Cơ cấu chọn tốc độ quay hoặc lượng chạy dao bằng đĩa lỗ được sử dụng để di chuyển các khối bánh răng di trượt đến các vị trí I, II, III Càng gạt khối bánh răng di trượt sẽ chuyển động sang phải hoặc trái tùy thuộc vào việc chốt 1 và 2 có xuyên qua đĩa lỗ hay không, như thể hiện trong hình 1.10 Hình 1.11 trình bày dạng tổng quát của cơ cấu điều khiển lượng chạy dao.
Hình 1 13 : Dạng tổng quát của cơ cấu đĩa lỗ trên máy phay 6H82
Núm vặn (2) được sử dụng để điều chỉnh tốc độ và lượng chạy dao, với khả năng thay đổi tốc độ quay của các trục bị động thông qua các vị trí di trượt khác nhau của các khối bánh răng A, B, C Khi núm vặn tác động, nó sẽ rút đĩa chốt ra khỏi các chốt, cho phép quay các đĩa này đến vị trí đã chọn và sau đó đẩy trở về vị trí ban đầu Các đĩa lỗ sẽ ảnh hưởng đến các chốt điều khiển các ngàm gạt, giúp đóng mở các khối bánh răng di trượt Vị trí của các đĩa lỗ được duy trì ổn định nhờ cơ cấu định vị bi 3.
Trên hình 1.12 trình bày kết cấu của cụm ly hợp bi an toàn M2, ly hợp vấu M3 và ly hợp ma sát M4 của cơ cấu chạy dao máy phay 6H82.
Hình 1 14 Cụm ly hợp an toàn, ly hợp vấu, ly hợp ma sát
Bên trái cố định gắn với li hợp M2, bên phải lắp di trượt
M3(T) đường chạy dao công tác nối liền
M3(P) đường chạy dao nhanh được nối liền
Hình 1 SEQ Hình_1 \* ARABIC 13 Ly hợp vấu
Hình 1 15 Ly hợp ma sát + Vị trí:
Lắp cố định trên trục số IV
Truyền momen xoắn nhờ lực ma sát sinh ra trên bề mặt tiếp xúc giữa các nửa ly hợp
Thay đổi vận tốc của trục số IV từ chạy dao công tác sang chạy dao nhanh
+ Vị trí: Lắp lồng không trên trục số IV
+ Chức năng: Để bảo vệ máy hoặc bộ phận máy không bị phá hỏng khi quá tải
Đầu chia độ là một phụ tùng quan trọng trong các máy phay, đặc biệt là máy phay vạn năng, giúp mở rộng khả năng công nghệ và nâng cao hiệu suất làm việc của máy.
- Dùng để gá trục của chi tiết gia công dưới một góc cần thiết so với bàn máy
- Quay chi tiết theo chu kỳ quanh trục của nó một góc nhất định (chia thành các phần bằng nhau hoặc không bằng nhau)
- Dùng đầu chia độ khi chế tạo các dụng cụ cắt (dao phay, dao doa, dao khoét)
- Quay liên tục chi tiết khi gia cụng rãnh xoắn ốc hoặc răng xoắn của bánh răng
⮚ Phân loại Đầu chia độ có các loại sau dây:
Loại 1 : Đầu phân độ đĩa chia
Loại 2 : Đầu phân độ không có đĩa chia Đầu phân độ đĩa chia và Đầu phân độ không có đĩa chia thực hiện các biện pháp công nghệ sau : Chia độ trực tiếp, chia độ gián tiếp, chia vi sai , chia rãnh xoắn
1: vôlăng; 2: thân; 3: nòng; 4: mũi tâm vát; 5: đai ốckhóa; 6: Thanh đỡ chi tiết; 7: Trục chính ; 8:Đĩa chia độ trực tiếp; 9: Thân đế; 10: Thân trục phân độ; 11: Chốt kẹp; 12: Du xích; 13: Tay quay; 14: Vít khóa; 15: Kéo chia lỗ; 18: Vòng đệm ; 19: Nắp đậy; 20: Đế ngang; 21: Mũi tâm; 22: Vít hãm; 23: Đế giá đỡ tâm; 24: Ụ động
Máy được trang bị 18 cấp tốc độ khác nhau cho trục chính, mang lại tính vạn năng cao và khả năng phay nhiều loại bề mặt chi tiết đa dạng Thiết kế không gian và thứ tự đã được tối ưu hóa, giúp tạo ra một bộ truyền gọn nhẹ và hiệu quả.
Máy có vận tốc phay cao giúp tăng năng suất trong sản xuất Máy có nhiều loại ly hợp thuận tiện cho quá trình chạy dao nhanh
Máy phay vạn năng 6H82 nổi bật với 18 cấp tốc độ trục chính, điều chỉnh từ 30 đến 1500 vg/ph và công suất động cơ 7 kW, vượt trội hơn so với các máy phay P80 và P81 Hộp chạy dao cũng có 18 cấp tốc độ, với phạm vi từ 23,5 đến 1800 mm/ph và công suất 1,7 kW, cùng với đường chạy dao nhanh đạt 2300 mm/ph, giúp giảm thời gian chạy không hiệu quả Sự linh hoạt trong điều chỉnh tốc độ quay nhờ cơ cấu chọn trước bằng đĩa lỗ, cùng với các ly hợp an toàn và cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me, đảm bảo độ chính xác cao trong gia công chi tiết với nhiều kích cỡ khác nhau.
Máy phay 6H82 nổi bật với nhiều ưu điểm, là nền tảng cho việc thiết kế máy mới với 18 cấp tốc độ trục chính và 18 cấp tốc độ chạy dao Dựa trên các phân tích trước đó về phương án không gian và cấu trúc của máy, chúng ta sẽ tiến hành thiết kế máy mới, kế thừa những ưu điểm của máy đã sản xuất.
THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN MÁY MỚI
THIẾT KẾ SƠ ĐỒ KẾT CẤU ĐỘNG HỌC
Hộp tốc độ: ZTC = 18 φTC =1,26 nmin = 31,5 (vg/ph)
Hộp chạy dao: Zcd = 18 φcd = 1,26
Sdmin = Sngmin = 3Sđmin = 19 [mm/ph]
Snhanh = 2300 [mm/ph] Động cơ chính: Nc = 7 (kW); n = 1440 (vg/ph) Động cơ chạy dao: Ncd = 1,7 (kW); n = 1420 (vg/ph)
Dựa trên số liệu thiết kế máy với 18 cấp tốc độ và cấp chảy dao, cùng với phân tích từ máy chuẩn ở chương 1, ta có thể xác định phương trình xích động tổng quát cho các xích truyền động của máy.
Phương trình xích động tốc độ : 𝑛 𝑑𝑐 𝑖 𝑣 = 𝑛 𝑡𝑐
Phương trình xích chạy dao:
Xích chạy dao dọc: n i i i i t dc 01 02 s d x 1 = s d
Xích chạy dao ngang: n i i i i t dc 01 02 s ng x 2 = s ng
Xích chạy dao đứng: n i i i i dc 01 02 s dung t x 3 = s dung
Trong đó: iv là bộ phận biến đổi tốc độ trục chính i s là bộ phận biến đổi lượng chạy dao t x là bước vít me (mm)
Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
2.2.1 tính toán thông số thứ tự và lập chuỗi số vòng quay:
- Tính toán chuỗi số vòng quay theo cấp số nhân
Ta có: nk+1=φ.nk z 1 max min n = n −
Phạm vi điều chỉnh: Rn= 𝜑 z-1 = 1,26 18-1 = 1,26 17 = 50,85 nmax = nmin.Rn = 31,5.50,85 = 1601,8 (vg/ph) Tốc độ Tính toán (vg/ph) Tiêu chuẩn (vg/ph) nmin = n1 31,5 31,5 n2 39,69 38 n3 50,01 47,5 n4 63,01 60
2.2.2 Phân tích phương án không gian tối ưu
Z = 18 = 2 x 3 x 3 (6) Để chọn được PAKG cần tính số nhóm truyền tối thiểu theo công thức:
Số nhóm truyền tối thiểu (i) được xác định từ:
Trong đó: imingh – tỉ số truyền giới hạn của cả xích truyền x- số nhóm truyền tối thiểu của xích, phân bố từ động cơ
Số nhóm truyền tối thiểu là x=3
Vì x=3 cho nên 3 phương án (1), (2) và (3) bị loại
Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại
Bảng 2 2 Bảng so sánh phương án không gian
- Tổng số bánh răng trên trục chính 2 3 3
- Tổng số bánh răng Sz
- Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3
Trục cuối cùng thường là trục chính hoặc trục kế tiếp với trục chính, vì nó có khả năng thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin đến nmax Khi tính toán sức bền, vị trí nmin có Mxmax là yếu tố quan trọng cần xem xét.
Kích thước trục lớn dẫn đến bánh răng lắp trên trục cũng có kích thước lớn, trong khi số lượng bánh răng trên trục chính ít giúp giảm tải trọng, từ đó nâng cao độ chính xác trong gia công Do đó, cần tránh bố trí quá nhiều chi tiết trên trục cuối cùng Với 2 PAKG cuối cùng, số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn, phương án tối ưu nhất là 3 x 3 x 2.
2.2.3 Chọn phương án thứ tự
Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG: 3x3x2
Như vậy hộp tốc độ có 3 nhóm tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT Điều kiện: Tỷ số truyền nằm trong khoảng cho phép:
4 Hay lượng mở lớn nhất thoả mãn bất đẳng thức: φ X max = φ X(p-1) ≤ 8 Trong đó: X- Lượng mở giữa hai tia lân cận
Xmax- Lượng mở lớn nhất p- số tỷ số truyền trong nhóm
Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
Bảng 2 3 PATT và so sánh các phương án
PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II
Lượng mở (X) [1][3][9] [3][1][9] [6][2][1] [1][6][3] [2][6][1] [6][1][3] φ x max φ 9 = 8 φ 9 = 8 φ 6(3-1) = 16 φ 6(3-1) = 16 φ 6(3-1) = 16 φ 6(3-1) = 16 Kết quả Đạt Đạt Không đạt Không đạt Không đạt Không đạt
Theo điều kiện φ Xmax = φ X(p-1) ≤ 8 có 2 PATT đạt, khi đó có 2 PATT thỏa mãn:
PATT I II III II I III Lượng mở (X) [1] [3] [9] [3] [1] [9]
Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp tốc độ
Hình 2 2 Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp tốc độ
2.2.4 Một vài lưới kết cấu đặc trưng:
Từ 2 PATT trên ta vẽ lưới kết cấu như sau:
Lưới kết cấu như sau:
Hình 2 3 Lưới kết cấu phương án 1 n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 n 13 n 14 n 15 n 16 n 17 n 18
- Vẽ các đường ngang là các trục, số trục bằng số nhóm cộng thêm 1
- Số ô bằng số cấp tốc độ trừ 1 (17 ô) Mỗi ô có giá trị bằng Logφ
-Vì lưới kết cấu mang tính chất định tính và phân bố đối xứng nên ta đặt n0 ở giữa lưới
- Các ký hiệu trục viết bên trái, bên phải ghi lượng mở của từng nhóm truyền
- Từ n0 dựa vào lượng mở của các nhóm truyền ta vẽ được lưới kết cấu
PAKG: 3 x 3 x 2 PATT: II I III Lượng mở (X): [3] [1] [9]
Sơ đồ kết cấu như sau:
Hình 2.4 Lưới kết cấu phương án 2
Hộp chạy dao khác với hộp tốc độ, cho phép thực hiện ba hướng chạy dao: dọc, ngang và đứng Mỗi hướng sử dụng ly hợp vấu đảo chiều trái-phải, cùng với nhiều cơ cấu hỗ trợ như vit me, eku và ly hợp ma sát Ngoài ra, có xích truyền động giúp cơ cấu chạy dao nhanh, do đó không thể chọn phương án xếp hình rẻ quạt-sít đặc, mà phải sử dụng phương án thứ hai để tạo không gian lắp đặt các cơ cấu phụ.
Mặc dù đã lựa chọn phương án thứ hai cho lưới kết cấu, nhưng không gian lắp đặt các cơ cấu phụ trợ vẫn không đủ, dẫn đến việc bỏ bớt trục số 4 Để tối ưu hóa thiết kế, chúng tôi đã vẽ thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2 Nhờ vào cơ cấu phản hồi và bánh răng dùng chung, việc bỏ bớt trục và bánh răng giúp giảm kích thước hộp mà vẫn đảm bảo giữ nguyên 18 tỉ số truyền theo yêu cầu.
Chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
- Do cơ cấu phản hồi nên lưới kết cấu có sự biến hình dẫn đến phương án thự tự của hộp chạy dao thay đổi Z = 3 x 3 x 2 được tách làm 2 phần:
Với Z1 = 3 x 3 và Z2 = 2 ( có đường truyền phản hồi)
- Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh
• Lưới kết cấu phản hồi như sau:
Hình 2.5 Lưới kết cấu phản hồi của Hộp chạy dao
2.2.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỷ số truyền các nhóm
Lưới kết cấu giúp xác định tính chất định tính của hộp tốc độ, cho phép đánh giá sự bố trí hình rẻ quạt và sự thay đổi tỷ số truyền cũng như các đặc tính liên quan.
Hộp tốc độ có 38 truyền động, cho phép tính toán tỉ số truyền, số vòng quay và số răng của các bánh răng Động cơ được chọn theo tiêu chuẩn với công suất N = 7 KW và tốc độ nđc = 1440 vòng/phút.
Xác định số vòng quay n0 để đảm bảo: 1
𝑛 𝑑𝑐 ≤ 2 → 360 ≤ 𝑛 0 ≤ 2880 (vg/ph) Lấy giá trị no lớn để bánh răng đầu vào của hộp tốc độ chịu momen xoắn bé, kích thước hộp nhỏ gọn Chọn n0 =n15= 800 (vg/ph)
Số truyền các nhóm: Dựa trên đồ thị vòng quay của máy đã phân tích là máy 6H82
Do đó ta chọn các tỉ số truyền như sau:
39 Để vẽ đồ thị vòng quay của hộp tốc độ ta làm như sau:
Mang toàn bộ mặt bằng lưới kết cấu sang mặt bằng vẽ đồ thị vòng quay giúp tạo ra sơ đồ định lượng Qua đó, chúng ta có thể xác định được tỉ số truyền, tốc độ cắt, số bánh răng và số răng của các bánh răng trong máy.
-Xác định vị trí đặt nđc.
-Vẽ các tia thể hiện tỉ số truyền từ no đến n1, tham khảo máy tương tự ta có i1 = 1
-Dựa vào lượng mở đã có ta vẽ nốt các tia còn lại để hoàn thành đồ thị vòng quay của hộp tốc độ:
Vậy ta vẽ được đồ thị vòng quay của máy thiết kế mới như sau:
Hình 2 5 Đồ thị vòng quay máy mới
2.2.6 Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền
Ta có các phương pháp tính bánh răng theo từng nhóm truyền như sau:
Phương pháp 1 là phương pháp tính toán tổng quát, thích hợp cho những trường hợp yêu cầu độ chính xác cao Phương pháp này có thể áp dụng trong hai tình huống: khi không có khoảng cách trục A và khi có khoảng cách trục A, tuy nhiên, việc tính toán sẽ trở nên phức tạp hơn.
- Phương pháp 2: Tra bảng bánh răng:
Phương pháp này đơn giản, dễ tính toán thường được dùng trong sản xuất loạt trong nhà máy xưởng theo bảng bánh răng có số liệu có sẵn
-Phương pháp 3: Tính gần đúng:
Sai số trong phương pháp này lớn nên thường dùng để sửa hoặc thay thế bánh răng
⇒ Theo yêu cầu đề bài và thực tế tính toán ta dùng phương pháp thứ 1 khi chưa có khoảng cách trục A (Phương pháp BSCNN)
Khi xác định số răng trong mỗi nhóm, chúng ta dựa vào tỉ số truyền nhỏ nhất để suy ra bánh răng nhỏ nhất Đối với cặp bánh răng tăng tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng bị động, trong khi cặp bánh răng giảm tốc thì bánh răng nhỏ nhất là bánh răng chủ động.
Trong đó: K:bôi số chung nhỏ nhất của mọi tổng ( f x + g x )
Z: tổng số răng trong cặp
Z=EK: tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp
Phương pháp 1 là một phương pháp tính toán tổng quát, thích hợp cho những trường hợp cần độ chính xác cao Phương pháp này có thể áp dụng trong hai tình huống: khi không có khoảng cách trục A và khi có khoảng cách trục A, tuy nhiên, việc tính toán có thể trở nên phức tạp.
- Phương pháp 2: Tra bảng bánh răng:
Phương pháp này đơn giản, dễ tính toán thường được dùng trong sản xuất loạt trong nhà máy xưởng theo bảng bánh răng có số liệu có sẵn
-Phương pháp 3: Tính gần đúng:
Sai số trong phương pháp này lớn nên thường dùng để sửa hoặc thay thế bánh răng
⇒ Theo yêu cầu đề bài và thực tế tính toán ta dùng phương pháp thứ 1 khi chưa có khoảng cách trục A (Phương pháp BSCNN)
Để xác định số răng trong mỗi nhóm, ta dựa vào tỷ số truyền nhỏ nhất và từ đó suy ra bánh răng nhỏ nhất Trong cặp bánh răng tăng tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng bị động, trong khi đó, trong cặp bánh răng giảm tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng chủ động.
Trong đó: K:bôi số chung nhỏ nhất của mọi tổng ( f x + g x )
Z: tổng số răng trong cặp
Z=EK: tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp chon min
E E nào đó để Z ,Z ' x X Z min = 17 (không bị cắt chân răng) min x x minchu x
Z min : là số răng nhỏ nhất ta lấy Z min răng
K là BSCNN của các tổng (fi + gi)
Theo tỉ số truyền, nhóm 1 sở hữu bánh răng chủ động nhỏ nhất và với điều kiện Zmin = 17, ta tiến hành tính Emin dựa trên cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
Bộ số chung nhỏ nhất là K = 63 với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất
Do giảm tốc cho nên ta tính:
Bánh răng 7 có bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm với tỉ số truyền Zmin = 17, do đó, ta tiến hành tính Emin dựa trên cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
Ta có bảng thông số bánh răng:
Cặp bánh răng ăn khớp nhóm Máy mới
Để tính sai số tốc độ vòng quay, chúng ta so sánh các tốc độ từ 𝑛 1 đến 𝑛 18 với chuỗi tốc độ vòng quay tiêu chuẩn Sai số tốc độ vòng quay 𝛥n được xác định theo công thức: Δn (%) = 𝑛 𝑡𝑐 − 𝑛 𝑡𝑡.
- Δn là sai số tốc độ vòng quay
- 𝑛 𝑡𝑐 là tốc độ vòng quay tiêu chuẩn
- 𝑛 𝑡𝑡 là tốc độ tính toán
Tổng hợp các sai số tốc độ vòng quay như trong bảng 2.4
Bảng 2.4: Bảng tính sai số vòng quay hộp tốc độ n ntc [𝑣𝑔/𝑝ℎ] ntt [𝑣𝑔/𝑝ℎ] 𝛥n (%) = 𝑛 𝑡𝑐 −𝑛 𝑡𝑡
Từ bảng sai số tốc độ vòng quay ta có đồ thị sai số vòng quay như hình 2.6
Hình 2.6: Đồ thị sai số tốc độ vòng quay hộp tốc độ
Sai số 𝛥𝑛 thể hiện sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn Dựa trên đồ thị, chúng ta nhận thấy rằng sai số chủ yếu nằm trong khoảng cho phép từ -2,6% đến 2,6% Do đó, máy thiết kế mới hoàn toàn phù hợp với tiêu chuẩn.
Sơ đồ động hộp tốc độ:
Hình 2.7 Sơ đồ động hộp tốc độ
Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao
Với Sdọc = Sngang = 3Sđứng = 19 (mm/ph)
Với 𝜙 = 1,26 và sử dụng máy mẫu 6H82, cơ cấu vít me với tv = 6 mm tạo ra chuyển động cho dao dọc, dao ngang và dao đứng.
Do đó ta chọn bước vít cho máy mới cần thiết kế là tv = 6 (mm)
Mà ta có Sdọc = Sngang = 3Sđứng, vì vậy chỉ cần tính toán với một đường truyền, các đường khác sẽ tương tự Giả sử chúng ta thực hiện tính toán với đường chạy dao dọc.
Theo nguyên lý của máy tương tự, chuỗi lượng chạy dao trong hộp chạy dao được tổ chức theo cấp số nhân Do đó, ta có thể xác định dãy lượng chạy dao của hộp chạy dao một cách chính xác.
Dựa trên các lượng chạy dao đã tính toán, chúng ta có thể xác định dãy số vòng quay của hộp chạy dao với cơ cấu chấp hành là vít me có đường kính trục vít (tv) là 6 mm.
6 = 3,17 (vg/ph) Chọn 𝑛 𝑑𝑜𝑐𝑚𝑖𝑛 = 3,15 (vg/ph)
Bảng dãy số vòng quay của hộp chạy dao như sau:
Bảng 2 5 Số vòng quay theo tiêu chuẩn
Tốc độ Tính toán ( vg/ph) Làm tròn ( vg/ph) nmin = n1 3,17 3,15 n2 3,99 4 n3 5,03 5 n4 6,34 6,3 n5 7,99 8 n6 10,07 10 n7 12,68 12,5 n8 15,98 16 n9 20,14 20 n10 25,37 25 n11 31,97 31,5 n12 40,28 40 n13 50,76 50 n14 63,96 63
2.3.2 Phân tích phương án không gian tối ưu
Bảng 2 6 Bảng so sánh phương án không gian
Tổng số bánh răng trên trục chính 9 2 6 3 2 3 3
Các phương án Z = 9 x 2, 2 x 9, 6 x 3 và 3 x 6 sẽ dẫn đến việc tổng số răng trên một trục lớn gây ra truyền động không êm trong quá trình gia công Hơn nữa, tải trọng quá lớn trên trục sẽ ảnh hưởng đến độ bền của trục và có thể gây ra hư hỏng Do đó, chúng ta cần loại bỏ bốn phương án này.
Trục cuối cùng thường đóng vai trò là trục chính hoặc trục kế tiếp, vì nó có khả năng thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin đến nmax Khi tính toán sức bền, vị trí nmin sẽ cho giá trị Mx max.
Kích thước trục lớn dẫn đến việc các bánh răng lắp trên trục cũng phải có kích thước lớn Hơn nữa, số lượng bánh răng trên trục chính càng ít thì tải trọng trên trục chính sẽ giảm, giúp máy gia công chính xác hơn Do đó, cần tránh bố trí quá nhiều chi tiết trên trục cuối cùng Hai PAKG cuối cùng có số bánh răng chịu Mx max lớn hơn, vì vậy phương án tối ưu nhất là phương án 3 x 3 x 2.
Sơ đồ động hộp chạy dao:
2.3.3 Chọn phương án thứ tự cho hộp chạy dao:
Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT
Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
Bảng 2 7 bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II
𝜑 x max 𝜑 9 = 8 𝜑 9 = 8 𝜑 2*6 = 16 𝜑 2*6 = 16 𝜑 2*6 = 16 𝜑 2*6 = 16 Kết quả Đạt Đạt Không đạt Không đạt Không đạt Không đạt Điều kiện: Tỷ số truyền nằm trong khoảng cho phép:
4 Hay lượng mở lớn nhất thoả mãn bất đẳng thức: φ X max = φ X(p-1) ≤ 8 Trong đó: X- Lượng mở giữa hai tia lân cận
Xmax- Lượng mở lớn nhất p- số tỷ số truyền trong nhóm Vậy dựa vào bảng so sánh trên chúng ta thấy có 2 PATT thỏa mãn
Bảng 2.8 Phương án thoả mãn
PATT I II III II I III
2.3.4 Lưới kết cấu đặc trưng a Phương án
Sơ đồ kết cấu như sau:
Hình 2 9 Lưới kết cấu phương án thứ tự I II III a Phương án:
Sơ đồ kết cấu như sau:
Hình 2 10 Lưới kết cấu phương án thứ tự II I III
Khác với hộp tốc độ, hộp chạy dao có khả năng thực hiện ba hướng di chuyển: dọc, ngang và đứng Mỗi hướng đều sử dụng ly hợp vấu đảo chiều trái-phải và được hỗ trợ bởi nhiều cơ cấu khác như vit me và ly hợp ma sát Ngoài ra, cơ cấu truyền động bằng xích giúp tăng tốc độ chạy dao, vì vậy không thể áp dụng phương án xếp hình rẻ quạt-sít đặc mà cần sử dụng phương án thứ hai để tạo không gian lắp đặt cho các cơ cấu phụ.
Mặc dù đã chọn phương án thứ hai cho lưới kết cấu, nhưng không gian lắp đặt các cơ cấu phụ trợ vẫn không đủ, dẫn đến việc máy trở nên cồng kềnh Do đó, chúng ta quyết định loại bỏ trục số 4 trong lưới kết cấu và vẽ thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2.
Chính vì vậy mà ta chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
Do cơ cấu phản hồi, lưới kết cấu biến hình dẫn đến sự thay đổi trong phương án thứ tự của hộp chạy dao, với Z = 3 x 3 x 2 được chia thành 2 phần.
Phần thứ nhất Z1 = 3 x 3 Đặc tính nhóm: [3] [1]
Phần thứ hai Z2 = 2 Đặc tính nhóm: [9]
Z2 gồm đường truyền trực tiếp và phản hồi
Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh
Lưới kết cấu phản hồi như sau:
2.3.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỷ số truyền các nhóm:
Để thực hiện các hoạt động chạy dao dọc, ngang và đứng, hộp chạy dao cần có tốc độ thấp Tuy nhiên, đồ thị phản hồi hiện tại vẫn chưa đạt yêu cầu, do đó cần giảm tốc độ hơn nữa Giải pháp cho vấn đề này là tăng thêm số trục trung gian.
Với 4 thông số cơ bản gần như giốnng máy tương tự (6H82) cho nên ta chọn sơ bộ động cơ như máy tương tự với các thông số sau:
- Công suất N = 1,7 KW và số vòng quay nđc = 1420 (vg/ph)
Tham khảo máy tương tự ta chọn:
● Chọn xích chạy dao nhanh
Dựa trên các lý luận đã trình bày, tốc độ chạy dao nhanh được xác định là Snhanh = 2300 (mm/ph), tương ứng với lượng chạy dao của máy tương tự Do đó, khi chọn động cơ cho máy, chúng ta cũng nên lựa chọn xích chạy dao nhanh giống như máy tương tự để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Sử dụng đồ thị vòng quay của máy chuẩn để thiết kế máy mới như sau:
Hình 2.12 Đồ thị vòng quay của máy mới
2.3.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền
𝑔 3 ⇒ 𝑓 3 + 𝑔 3 = 3 Vậy bội số chung nhỏ nhất của nhóm III là K = 6
Với Zmin để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất:
Bội chung nhỏ nhất là: K = 21
Với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất
Do giảm tốc cho nên ta tính:
- Nhóm 5: Đây là cơ cấu phản hồi từ trục V về trục IV nên phải đảm bảo khoảng cách trục a đã được xác định như sau:
Với m là modun của các bánh răng:
Bảng 2 9 Bảng thông số bánh răng
2.3.7 Tính sai số tốc độ chạy dao của hộp chạy dao
Ta có chuỗi lượng chạy dao thực tế:
Từ bảng thông số các vòng quay ta tính được sai số vòng quay.
Bảng 2.10 Bảng sai số chuỗi số vòng quay n ntt ntc Δn% n1 3,20 3,15 -1,58 n2 4 4 0 n3 4,93 5 1.4 n4 6,41 6,3 -1,75 n5 8,01 8 -0.13 n6 9,86 10 1,4 n7 12,82 12,5 -2,56 n8 16,02 16 -0.13 n9 19,72 20 1.40 n10 25,64 25 -2,56 n11 32,04 31,5 -1,71 n12 39,44 40 1.40 n13 51,27 50 -2.54 n14 64,09 63 -1,73 n15 78,88 80 1,40 n16 102,54 100 -2,54 n17 128,18 125 -2,54 n18 157,75 160 1,41
Ta có đồ thị sai số vòng quay
Hình 2 13 Sai số vòng quay Sd hộp chạy dao
Khi thay đổi n0 = n20, các giá trị sai số nằm trong khoảng cho phép (-2,6; 2,6), với giá trị lớn nhất là n18 = 1,87% Thông số của máy mới đáp ứng yêu cầu và giữ nguyên các trục, cặp bánh răng từ máy tham khảo 6H82 để áp dụng cho thiết kế máy mới.
Thiết kế các truyền dẫn còn lại
Dựa vào máy tham khảo ta có các cặp bánh răng ăn khớp sau:
Do từ trục V - VI đã xác định được khoảng cách trục do cặp bánh răng 𝑍 9
45 trong nhóm 6 nên ta tính cặp bánh răng theo khoảng cách trục
Với m là modun của các bánh răng
Tuy nhiên để sai số tốc độ chạy dao nhanh trong khoảng cho phép ta chọn 𝑖 16 = 49
- Đường chạy dao thẳng đứng:
Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như đường chạy dao ngang
Sau đó đến cặp bánh răng 22 / 33 và truyền tới trục vít me được thông qua cặp bánh răng côn 22 / 44
- Với đường chạy dao dọc nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn được truyền của máy tương tự
Sai lượng chạy dao nhanh:
383 100% = −1,28%< 2,6%Vậy đường chạy dao đạt yêu cầu
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT
Yêu cầu và lý luận chung
- Tính bền một cắp bánh răng
Tính toán sức bền và độ cứng vững của chi tiết máy là quá trình kiểm tra xem chi tiết có đáp ứng yêu cầu kỹ thuật hay không Nếu chi tiết không đạt yêu cầu, cần áp dụng các biện pháp phù hợp để cải thiện độ bền và độ cứng vững của nó.
Trước khi tính toán sức bền cho các chi tiết cụ thể, cần xác định chế độ làm việc giới hạn của máy, lực tác dụng trong truyền dẫn và công suất động cơ điện Dựa vào những thông tin này, ta có thể thiết kế kết cấu, chọn vật liệu phù hợp và tiến hành tính toán sức bền.
Một máy mới khí thiết kế xong cần quy định rõ ràng chế độ làm việc của máy Ta chọn chế độ cắt thử như sau
❖ Chế độ cắt thử mạnh
Chi tiết gia công: gang có HB = 180
Chế độ gia công : n = 47,5 [vg/ph], B = 100 mm, t = 12 mm
❖ Chế độ cắt thử nhanh:
Chi tiết gia công : C45 có HB = 195
Chế độ gia công : n = 750 [vg/ph] , B = 50 mm, t = 3 mm
❖ Thử li hợp an toàn:
Công suất động cơ, lập bảng tính sơ bộ trục của hộp tốc độ
3.2.1 Tính công suất động cơ hộp tốc độ
Trong quá trình gia công thì quá trình phay nghịch tạo ra lực cắt lớn nhất,vì vậy ta tính công suất cắt theo quá trình phay nghịch
Hình 3 1 Sơ đồ phay nghịch
Công suất động cơ gồm có:
Np: công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và các nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy
Trong đó, công suất Nc thường chiếm từ 70 – 80% Ndc nên có thể lấy công suất cắt để tính gần đúng công suất động cơ
Tính công suất cắt Nc
Tính Pz theo bảng II.1 trang 90 [1]
Với P0 = C B Sz y Z (t/D) k trong đó SZ = 𝑆
0,75 = 6,75𝐾𝑊 (μ = 0,75 hiệu suất bộ truyền) + Chế độ cắt nhanh:
→ Chọn động cơ DK52-4 có công suất N =7 kw; n = 1440 (v/ph)
3.2.2 Tính công suất động cơ hộp chạy dao
● 𝜂 𝑐𝑑 là hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao, thường rất thấp 𝜂 𝑐𝑑 ≤ 0,15÷0,2 Chọn 𝜂 𝑐𝑑 = 0,2
● Vs là tốc độ chạy dao (mm/ph)
● Q là lực chạy dao Bàn máy phay có sống trượt đuôi én, nên:
● G là trọng lượng phần dịch chuyển (khối lượng bàn dao) lấy G = 2000N
● k là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo ra mômen lật nhào k = 1,4
● f’’ là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt f’’ = 0,2
● Px, Py, Pz là lực cắt theo phương x, y, z
Vậy chọn động cơ 3K112S4 theo động cơ điện Hà Nội có N 1,7(kW); n= 1420(vg/ph)
Tính đường kính sơ bộ các trục của máy
3.3.1 Tính đường kính sơ bộ trục của hộp tốc độ
Công suất trên các trục của hộp tốc độ
Trục II: NII = NI 𝜂 𝑏𝑟 𝜂 𝑜𝑙 = 6,965 0,995 0,97 ≈ 6,722 [kW]
Trục III: NIII = NII 𝜂 𝑏𝑟 𝜂 𝑜𝑙 = 6,722 0,995 0,97 ≈ 6,487 [kW]
Trục IV: NIV = NIII 𝜂 𝑏𝑟 𝜂 𝑜𝑙 = 6,487 0,995 0,97 ≈ 6,262 [kW]
Số vòng quay các trục của hộp tốc độ
Do các trục quay có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, khi làm việc ở tốc độ thấp, máy chỉ đạt đến momen xoắn giới hạn và không phát huy hết công suất N Thực tế cho thấy, yêu cầu về công nghệ, chất lượng, trình độ nghề nghiệp và các yếu tố khác đã dẫn đến những hạn chế trong quá trình vận hành.
Để tối ưu hóa khả năng sử dụng công suất của máy, người ta áp dụng chế độ cắt gọt tính toán Công thức tính số vòng quay trên từng trục được xác định là: n tinh = n min √(n/n max).
+ Trục IV: nIV min = nIIImin.i4= 320 18
45 = 128 [vg/ph] nIV max = nIII max i6 = 492,3 39
+ Trục V: nV min = nIV min i7 = 128 18
72 = 32 [vg/ph] nV max = nIV max i8 = 784 60
• Momen xoắn trến các trục của hộp tốc độ
Tính đường kính sơ bộ của các hộp tốc đô
➢ Chọn vật liệu chế tạo là thép 45, có σb = 600 (MPa), ứng suất xoắn cho phép là: [τ] = 12 ÷ 20 (MPa) Đường kính của trục được tính sơ bộ theo công thức như sau: d ≥ √ 𝑇
3 trong đó: T – là mômen xoắn trên trục cần tính
Trục Đường kính trục sơ bộ d1 28 d2 40 d3 45 d4 48 d5 55
3.3.2 Tính đường kính sơ bộ trục của hộp chạy dao
• Để lập bảng tính toán động lực ta cần biết:
- Tốc đô lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ trục tính toán theo công thức:
- Công suất trên từng trục: Ntrục = Nđc.η (kW)
Hiệu suất tổng của các bộ truyền từ động cơ tới trục được tính bằng công thức η = ∏ηi, trong đó ηi là hiệu suất của từng bộ truyền như bộ truyền đai, bánh răng và ổ lăn Cụ thể, hiệu suất của bộ truyền đai là ηbr = 0,995 và hiệu suất của ổ lăn là ηổ = 0,97.
• Công suất các trục của hộp chạy dao
Ta có Nđc =1,7 [kW] ; nđc 20 [vg/ph]; 𝜂 𝑜𝑙 = 0,97, ηbr = 0,995
Trục II : NI = Nđc ηbr ηol = 1,7 0,995 0,97 ≈ 1,64[kW]
Trục III : NII = NI ηol ηbr = 1,64 0,97 0,995 ≈ 1,58[kW]
Trục IV : NIII = NII ηbr ηol = 1,58 0,995 0,97 ≈ 1,53[kW]
Trục V : NIV = NIII ηbr ηol = 1,53.0,995.0,97 ≈ 1,48[kW]
Trục VI : NV = NIV ηbr ηol = 1,48.0,995.0,97 ≈ 1,42[kW]
- Số vòng quay các trục của hộp chạy dao
Do các trục quay có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, máy hoạt động ở các cấp tốc độ thấp chỉ đạt được mômen xoắn giới hạn mà không phát huy hết công suất N Để tối ưu hóa quá trình tính toán, người ta áp dụng chế độ cắt gọt và xác định số vòng quay tính toán cho từng trục.
+ Trục I: nI = nđc = 1420 [vg/ph]
64 = 314,65 [vg/ph] + Trục IV: nIV min = nIII.i1= 314,65 18
36 = 157,33 [vg/ph] nIV max = nIII I3 = 314,65 36
+ Trục V: nV min = nIV min i4 = 157,33 18
45 = 62,93 [vg/ph] nV max = nIV max i6 = 629,3 24
+ Trục VI: nVI min = nV min i7 i8 i9 = 62,93 18
45 = 7,87 [vg/ph] nVI max = nV max i9 = 387,26 45
Tính đường kính sơ bộ của các hộp chạy dao
Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 với độ bền kéo σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép nằm trong khoảng [τ] = 12 ÷ 20 MPa Đường kính trục được tính sơ bộ theo công thức d ≥ √(3 * 0,2 * [τ] * T), trong đó T là mômen xoắn cần tính trên trục.
Tính bền cho trục và bánh răng được yêu cầu
3.4.1 Tính bền cho cặp bánh răng 18/72 của hộp tốc độ
Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc xác định động lực bánh răng Z không cần thiết, vì đã được biết từ phần tính toán động học của máy Thay vào đó, chúng ta tập trung vào việc xác định modul của bánh răng, chủ yếu dựa trên sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, với sức bền tiếp xúc là yếu tố chính Trong trường hợp chạy dao, một loại modul thường được sử dụng cho một cặp bánh răng, và các bánh răng khác sẽ có cặp tương tự Để thuận tiện cho tính toán trục chính liên quan đến các chi tiết trên trục, chúng ta chọn cặp bánh răng 18/72 Bánh răng 72 trên trục chính là cặp bánh răng có sự chênh lệch số răng lớn nhất, với tốc độ cắt nhỏ và mô-men xoắn lớn, cho thấy nó sẽ chịu tải lớn nhất và dễ hỏng Do đó, chúng ta tiến hành tính toán cho cặp bánh răng 18/72.
Bánh răng nhỏ : thép 40Cr thấm nitơ, độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC, độ bền uốn 𝜎𝑏= 1000 MPa; độ bền chảy 𝜎𝑐ℎ = 800 MPa
Bánh răng lớn : thép 40Cr thấm nito đạt độ cứng 55 HRC, độ bền uốn 𝜎𝑏= 1000 MPa; độ bền chảy 𝜎𝑐ℎ = 800 MPa a,Tính toán độ bền bánh răng
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trong điều kiện làm việc của bộ truyền được che kín và đủ dầu bôi trơn, dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi Do đó, việc tính toán độ bền tiếp xúc là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.
80 xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
[σH] = (σHlim/ SH) ZR ZV KL KXH
Sơ bộ lấy ZR ZV KXH = 1 Trong đó :
Giới hạn bền mỏi của bánh răng được xác định bằng ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo công thức σHlim1 = 17HRC + 200, cho giá trị HRC là 60, cho ra kết quả 1220 MPa Tương tự, với giá trị HRC là 55, công thức σHlim2 = 17HRC + 200 cho ra kết quả 1135 MPa.
Lấy hệ số an toàn là SH = 1,2 (bảng 6.2 – trang 94 [3])
𝐾𝐻𝐿: hệ số tuổi thọ Chọn sơ bộ 𝐾𝐻𝐿=1
Ta tính được [𝜎 𝐻 ] = min{[𝜎 𝐻1 ], [𝜎 𝐻2 ]} = 945 MPa
- Xác định ứng suất uốn cho phép giới hạn mỏi uốn của cặp bánh răng được tính theo công thức (6.2) và bảng 6.3 [3] như sau:
Trong đó: KFL – là hệ số ảnh hưởng đặt tải Do bộ truyền làm việc một chiều nên lấy KFL = 1
SF – là hệ số an toàn Theo bảng 6.2 [2] ta tra được SF = 1,75
Ta tính được [𝜎 𝐹 ] = min{[𝜎 𝐹1 ], [𝜎 𝐹2 ]} U7,5 MPa
Modul của bánh răng được xác định theo ứng xuất tiếp xúc như sau:
[σH]: ứng xuất tiếp xúc, [σH] = 945 Mpa500(N/cm 2 )
Z – là số răng bánh chủ động (bánh nhỏ) i – là tỷ số truyền của cặp bánh răng được tính i= 18
Do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy 𝜑 0 = (0,7 ÷ 1,6) Chọn 𝜑 0 = 1,5
K – là hệ số tải được xác định theo công thức:
Kđ - là hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi bánh răng ăn khớp Trong tính toán sơ bộ lấy Kđ = 1,2 ÷ 1,4 Lấy Kđ = 1,3
Ktt – là hệ số tập trung tải trọng, chọn Ktt = 1,2
KN – là hệ số tải trọng theo chu kì Lấy KN = 1
K = Kđ Ktt KN = 1,3 1,2 1 = 1,44 n – là số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng chủ động (bánh nhỏ), nIV = 128 vg/ph
N – là công suất truyền của cặp bánh răng tính, NIV = 6,262 kW
Chọn m theo tiêu chuẩn ta được 𝑚 𝑡𝑥 = 4
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh răng được thực hiện theo quy trình tương tự như kiểm tra các chi tiết máy khác Các công thức tính toán được áp dụng dựa trên giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
83 Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ, theo công thức 6.43 và 6.44 - trang
+ 𝑇 1 : momen xoắn trên bánh chủ động
+ dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, ta có:
𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑡𝑤 = 𝑎 = 180 (𝑚𝑚) + bw: chiều rộng vành răng, có bw = ψba.aw=0,15.180' mm
= bd 0,53 ba (u + 1) Trong đó = ba 0,15
+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức 6.45 tr 109, ta có:
KFβ: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7 trang 98 [3] ta có: KFβ = 1,03;
KFα là hệ số quan trọng được sử dụng để xem xét sự phân bố tải trọng không đều trên một đôi răng ăn khớp, ảnh hưởng đến tính toán uốn Theo bảng 6.14 trang 107 trong tài liệu tham khảo [3], giá trị của KFα được xác định là 1,27.
KFV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46 trang 109 [3] ta có:
Theo bảng 6.15 và 6.16 tr 107 ta có : δF = 0,016; g0 = 61
+ Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ta có:
𝜀 𝛼 = [1,88-3,2.(1/18+1/72)].cos0=1,66 + Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ta có:
+ YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2
Theo bảng 6.18 tr 109-TTTKHDĐCK ta có: YF1 = 4,26 ; YF2 = 3,6
Momen tác dụng TIV&9932 N.mm
Để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của các cặp bánh răng, cần thực hiện theo quy trình tương tự như kiểm nghiệm chi tiết máy Các công thức tính toán được áp dụng từ giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Theo công thức 6.33, trang 105 [3] ta có:
- T1: momen xoắn trên trục chủ động
- ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp Theo bảng (6.5 trang 96 [3]), vật liệu của hai bánh răng đều là thép => ZM = 274 (MPa)
- ZH: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: ZH= √ 𝑠𝑖𝑛2𝛼 2𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑏
Trong đó βb: Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở, do bộ phận dùng bánh răng thẳng, nên có βb = 0°
Dùng bánh răng không dịch chỉnh ta có: α tw = α t = arctg ( tg α cos β) = arctg (tg 20 ∘ cos 0 ∘ ) = 20 ∘ , với α = 20 ∘
⇒ Z H = √2 ⋅ cos β b sin 2α tw = √ 2 ⋅ cos 0 sin(2 ⋅ 20)= 1,76 + Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp ta dùng công thức (6.36a tr 105) để tính:
3 εα: Hệ số trùng khớp ngang, ta có: ε α = [1,88 − 3,2 ⋅ (1
3 = 0,86 + dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, ta có:
Khoảng cách trục chia: a =0.5 m (Z 1 + Z 2 ) cos β = 0,5.4 (18 + 72) cos 0 = 180(mm)
Khoảng cách trục: a w =a ⋅ cos α t cos α tw = 180 ⋅ cos 20 cos 20 = 180(mm) + bw: chiều rộng vành răng, có bw = ψba.aw=0,15.180' mm
4 + 1 = 72(mm) + K H : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc:
+KHβ: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng (6.7 tr 98) : K Hβ = 1,08
+K hv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có:
V là vận tốc vòng bánh răng: v = π ⋅ d w1 ⋅ n
6000 = 4,8[ m/s]( Công thức 6.40 − 106 [3]) Theo bảng 6.13 tr 106, chọn cấp chính xác động học là cấp 8
Theo bảng 6.15 và 6.16 tr 107 ta có: δF = 0,014; g0 = 53 v H = δ H g 0 v √ a i w = 0,014.53 4,8 √ 180
4 = 23,89 Trong đó νHmax là giá trị có được khi tra bảng (6.17 – trang 108 [3])
Tra bảng 6.14 tr 107 [3] có KHα = 1,09
Từ các giá trị trên có:
- Có ứng suât tiêp xúc trên măt răng: α H = Z M ⋅ Z H ⋅ Z ε ⋅ √2 T 1 ⋅ K H ⋅ (i ± 1) b w ⋅ i d w1 2
Nhận thấy σH< [σH] => thoả mãn điều kiện tiếp xúc
Dựa trên modul vừa chọn ta có thông số cơ bản của bánh răng như sau:
- Đường kính vòng chia: dc = m.z = 4.18 = 72 (mm)
- Đường kính vòng tròn cơ sở: d0 = dc cos(20°) r cos (20°) = 67,65 (mm)
- Đường kính vòng tròn đỉnh : de = dc + 2m = 72 + 2.4 = 80 (mm)
- Đường kính vòng tròn chân răng : df = dc – 2,5m = 72 – 2,5.4 = 62(mm)
- Chiều rộng bánh răng b: b = 30mm
Số răng m dc[mm] de[mm] df[mm] d0[mm] b[mm]
Bảng 3.1 Thông số cặp bánh răng còn lại 3.4.2 Tính trục chính
Tính sơ bộ các trục hộp tốc độ
Tính khoảng cách trục : chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có b = 600 [MPa], ứng suất xoắn cho phép là [t] = 12 ÷ 20 [MPa]
• Khoảng cách giữa trục I và trục II là: a W1 = m (Z 0 + Z 0 ′ )
• Khoảng cách giữa trục II và trục III là: a W2 =m (Z 1 + Z 1 ′ )
• Khoảng cách giữa trục III và trục IV là: a W3 = m (Z 5 + Z 5 ′ )
• Khoảng cách giữa trục IV và trục V là: a W4 =m (Z 7 + Z 7 ′ )
Tính chính xác trục chính
Sơ đồ dặt lực như sau:
Hình 3 2 Sơ đồ lực tác dụng lên trục chính
❖ Đoạn AB là khoảng cách giữa ổ bi đỡ chặn và ổ đũa côn, đoạn AB được tính sơ bộ như sau:
Chiều rộng vành răng được xác định là b = 30 mm, trong khi khoảng cách giữa hai bánh răng là f = 5 mm Khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng gần nhất là l = 12 mm Chiều rộng ổ bi đỡ 312 là b1 = 31 mm, và chiều rộng ổ đũa côn 7312 là b2 = 31 mm.
∆ là tổng khoảng cách được tăng thêm giữa các bánh răng: ∆ = 30÷40 [mm]
❖ Đoạn BD: khoảng cách giữa 2 ổ đũa côn ;chiều dài đoạn BD được tính như sau :
- 𝑏 là chiều rộng vành răng ; 𝑏 = 30[𝑚𝑚];
- 𝑓 là khoảng cách giữa 2 bánh răng ; 𝑓 = 5[𝑚𝑚];
- 𝑙 là khoảng cách từ ổ bi đến bánh răng gần nhất; 𝑙 = 12[𝑚𝑚];
- 𝑏 3 là chiều rộng ổ đũa côn 7318 ; 𝑏 3 = 40[𝑚𝑚];
- 𝑏 2 là chiều rộng ổ đũa côn 7313 ; 𝑏 2 = 31[𝑚𝑚];
- ∆ 1 là khoảng cách tối thiểu để khi ăn khớp bánh răng không va vào bơm đầu; ∆ 1 ≥ 123 [𝑚𝑚] => Chọn ∆ 1 = 135,5
❖ Đoạn CD là khoảnh cách từ ổ đũa côn 7318 đến bánh răng ăn khớp;
92 ở đây ta chọn cặp bánh răng ăn khớp là 18
❖ Đoạn DE: khoảng cách từ ổ đũa côn 7518 đến vị trí lắp dao; chọn DE 0 [mm]
Các lực tác dụng nên trục chính
Các lực tác dụng lên trục chính
Các lực tác dụng lên trục chính
- Lực vòng bánh răng: Ft1 = 2.T V m.Z 7 ′ = 2.681675,5
- Lực hướng tâm : Fr1 = Ft1.tg20 ° = 4733,85 tg20 ° = +[N]
- Lực vòng do dụng cụ cắt tác dụng lên: Ft2 = P0 = 45044 [N]
- Lực dọc trục của dao: Fa2 = 0,3.Ft2 tg20° = 0,3 45044.tg20° = 4918,4 [N]
- Lực hướng tâm của dao: Fr2 = 0,6.Ft2 = 0,6 45044= 27026,4[N]
Mô men thu gọn do lực PN tác động vào gối tựa là mô men liên kết tại mặt cắt của gối Để xác định mô men do tải trọng gây ra trên hệ cơ bản, cần tính toán phản lực tại nhịp của hệ đó.
Mô men uốn do lực Fr1 gây ra là : Mc[Nm] :
Ta có biểu đồ mô men do tải trọng gây nên trên hệ cơ bản:
Hình 3.4 Biểu đồ momen uốn đoạn BD
Ta thiết lập được phương trình chính tắc như sau: l AB M 0 + 2 (l AB + l BD ) M 1 + l BD M 2 + 6 (M C l BC l DE
2 l BD ) = 0 Với M2 là momen thu gọn
M0 = 0 vì tại gối tựa ở đầu mút của dầm siêu tĩnh không có momen uốn Do đó hệ phương trình chính tắc có thể được viết dưới dạng sau:
2 (l AB + l BD ) M 1 + l BD M 2 + 6 (M C l BC l DE
Vậy M1 ngược chiều quy ước
Hình 3.5 Biểu đồ momen xoắn
- Tính Y B 2 : ∑MD = Y B 2 l BD – M1 – Fr1 l CD – M2 = 0
Hình 3.6 biểu đồ momen của dầm trong mặt phẳng YOZ
Vậy momen tại lực Ft1 tác dụng là:
Hình 3.8 biểu đồ momen trong hệ cơ bản
Ta có phương trình chính tắc như sau: l AB M 0 + 2 (l AB + l BD ) M 1 + l BD M 2 + 6 (M l BC l DE
2 l BD ) = 0 Với M2 là Momen thu gọn
M0 = 0 Vì tại gối tựa ở đầu mút của dầm siêu tĩnh không có momen uốn Do đó hệ phương trình chính tắc có thể được viết dưới dạng sau:
2 (l AB + l BD ) M 1 + l BD M 2 + 6 (M l BC l DE
Như vậy M1 sẽ ngược lại với chiều đã quy ước
Hình 3.9 biểu đồ momen xoắn XOZ
Từ X B 2 – XD – P1 = 0 có: XD = X B 2 – Pt1 = 38332,06 – 4733,85 = 33598,22[N] Trị số momen tại vị trí lắp bánh răng (đặt lực Ft1) là:
Từ biểu đồ momen theo 2 hướng ta có biểu đồ momen chung như sau:
Như vậy trục sẽ nguy hiểm nhất tại cổ trục
• Tính đường kính trục tại vị trí cổ trục theo công thức: d = 2,17√ √[K σ (1+C 1 ).M uc ] 2 +[( σ−1 σT + K τ C 2 ).T]
Trong đó: ξ : là tỷ số giữa đường kính trong và ngoài của trục Chọn ξ = 0,5 ; n : là hệ số an toàn chọn n = 1,5÷ 3; chọn n = 1,5
C1; C2 hệ số phụ thuộc vào quá trình cắt với máy phay Chọn C1 = C2 = 0,25 ÷ 0,3; chọn C1 = C2 = 0,3 σ −1 : ứng suất mỏi σ −1 = (0,4 ÷ 0,5) σ 0
Với vật liệu làm trục là thép C45 ứng suất chảy σ c = 400N/mm Giới hạn bền:
K σ , K τ : hệ số kể đến ảnh hưởng của tập trung ưng suất uốn và xoắn; K σ = K C 1,7 ÷ 2; chọn K σ = K τ = 1,7
• Xác định đường kính trục tại một số vị trí khác:
- Tại vị trí lắp bánh răng C : d = 2,17 √√[1,7.(1+0,3) 3265450
• Tại vị trí lắp ổ đũa côn B : d = 2,17 √√[1,7.(1+0,3) 1282056
• Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:
- Kết cấu trục thiết kế được phải thỏa 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
𝑠 𝜎 ,𝑠 𝜏 - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây:
𝑘 𝜏𝑑 𝜏 𝑎 + 𝜓 𝜏 𝜏 𝑚 Trong đó: 𝜎 −1 ,𝜏 −1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng
Vật liệu là théo 45 nên có thể lấy gần đúng 𝜎 −1 =0,436𝜎 𝑏 , 𝜏 −1 = 0,58.𝜎 −1
𝜎 𝑎 ,𝜏 𝑎 ,𝜎 𝑚 ,𝜏 𝑚 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét
Trục làm bằng thép C45 có 𝜎 𝑏 = 800 [MPa]
- Xét tại tiết diện D tại vị trí lắp ổ có đường kính d = 90 [mm]
Các trục của hộp đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng Tra bảng 10.6, ta có :
Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó 𝜏 𝑚𝐷 , 𝜏 𝑎𝐷 tính theo công thức 10.23: τ mD = τ aD =τ max
2.143138,82= 2,18 Xác định hệ số 𝐾 𝜎𝑑 và 𝐾 𝜏𝑑 theo công thức:
Phương pháp gia công trên máy tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra từ 2,5 đến 0,63 𝜇𝑚 Theo bảng 10.8 và 10.9 trang 197, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là K x = 1,10 Không áp dụng các phương pháp tăng cường bề mặt, do đó hệ số tăng bền được xác định là K y = 1,4.
Theo bảng 10.12 khi dùng răng chữ nhật, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then hoa ứng với vật liệu 𝜎 𝑏 = 800 MPa là: K σ = 1,55, K τ = 2,36
Theo bảng 10.10[1], trang 198, với d = 90 (mm) lấy ε σ = 0,73, ε τ = 0,64
Theo bảng 10.11[1], trang 198, với d = 90 mm, lấy K σ ε σ = 2,97 ; K τ ε τ = 2,28
Theo bảng 10.7[1] trang 197, ta chọn được các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψ σ = 0,1 ; ψ τ = 0,05
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s σ theo công thức: s σ = σ −1
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s τ theo công thức: s τ = τ −1
Hệ số an toàn s theo công thức:
√1,94 2 +53,03 2 = 1,84 ≥ [𝑆] = 1,5 ÷ 2 Vậy tại tiết diện lắp ổ D trục thỏa mãn về độ bền mỏi
- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:
▪ Điều kiện trục thỏa mãn độ bền tĩnh là: 𝜎 𝑡𝑑 = √𝜎 2 + 3 𝜏 2 ≤ [𝜎] Trong đó: σ = M td
Vậy trục thỏa mãn độ bền tĩnh
3.4.3.Kiểm bền khớp nối đàn hồi Đường kính cần nối, ta tính gần đúng với đường kính sơ bộ d1 = 25 [mm]
Mô men của động cơ:
Ta có công thức mô men xoắn tính toán: Tt = k.T
+ k: hệ số làm việc của máy công tác Tra bảng 16-1/ trang 58 – “Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2”, ta chọn được k = 1,4
Dựa vào trị số của T t và đường kính trục nối, có thể xác định kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a trong tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2” trang 68.
Dựa vào trị số T t và đường kính của trục nối, bạn có thể tra cứu kích thước cơ bản của vòng đàn hồi theo bảng 16-10b trong tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2” trang 69.
Ta tiến hành kiểm nghiệm cho vòng đàn hồi và chốt Điều kiện sức bền của vòng đàn hồi
𝑍 𝐷 𝑜 𝑑 𝑐 𝑙 3 ≤ [𝜎] 𝑑 Trong đó: [𝜎] 𝑑 : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, lấy [𝜎] 𝑑 = 2 - 4 [Mpa] Thay số vào công thức trên, ta có:
→ Thỏa mãn ứng suất dập cho phép của vòng cao su Điều kiện sức bền của chốt:
0,1 𝐷 𝑜 𝑑 𝑐 3 𝑍 ≤ [𝜎] 𝑢 Trong đó: [𝜎] 𝑢 : ứng suất cho phép của chốt, lấy [𝜎] 𝑢 = 60 - 80 [Mpa]
Thay số vào công thức trên, ta có:
→ Thỏa mãn ứng suất dập cho phép của vòng cao su
