Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung T620 phần 2

Tài liệu tham khảo Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng cỡ trung T620

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN SỨC BỀN CHI TIẾT MÁY.

A Chọn chế độ tải, xác định công suất để chọn động cơ lập bảng tính cho toàn máy

I Chọn chế độ tải:

- Chọn chế độ tải dựa vào máy chuẩn T620 Ta chọn chế độ thử công suấtvới chi tiết cò  = 70 x 350 cò tỳ mũi nhọn dao T1K6

n = 400(v/ph), s = 0,39 (mm/v), t = 5(mm)

II Xác định công suất động cơ

Xác định công suất động cơ điện cần phải đạt mức chính xác nhất định Nếucông thức động cơ điện lấy quá mức cần thiết thì sẽ thừa công suất, cacù kíchthước máy sẽ to, nặng và đắt tiền.Nếu công suất động cơ điện nhỏ hơn mức yêucầu khả năng làm việc của máy sẽ bị bó hẹp, chế độ cắt sẽ giảm hơn mức yêucầu

* Việc xác định công suất động cơ điện có nhiều khó khăn vì:

- Chưa nắm được chính xác lực cắt cũng như lực chạy dao của cácphương pháp cắt khác nhau,đặc biệt là các lực hình thành trong quá trình chuyểnđộng chuyển tiếp như khởi động đảo chiều

- Chưa hiểu rõ các điều kiện sử dụng máy

- Khó xác định các tổn thất ma sát trong các khâu truyền động, đặc biệtlà khi ở vận tốc cao

* Vì những lý do trên, việc xác định công suất động cơ điện được tiến hànhtheo thực nghiệm hoặc theo phương pháp so sánh công suất máy chuẩn

Công suất động cơ điện:

Nđc = Nv + Ns

Trong đó: Nv - Công suất động cơ truyền dẫn chính

Ns– Công suất động cơ truyền chạy dao

1 Xác định ngoại lực khi gia công

Lực tác dụng vào phôi trong quá trình cắt gọt là Pc

z y x

Py: lực hướng kính dọc theo trục dao

Px: Lực chạy dao theo chiều trục của chi tiết

Ta có: lực hướng trục: Px = C tx sy

P   = 2431 2  2625 2  4935 2 = 6090 [N]

2 Xác định lực chạy dao.

Q = k.Px + f.(Pz + G)

Với- k: hệ số tăng lực ma sát do px tạo nên mô mem lật: k =1,15

-G: trọng lượng phần dịch chuyển G = 200kg  1962 N

Px

3 Xác định công suất.

a Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính

Công suất động cơ truyền dẫn chính Nv = No +Np

Trong đó: Nc: Công suất cắt

No: Công suất chạy không

Np: Công suất tiêu hao do hiệu suất và những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnhhưởng đến sự làm việc của máy.Thực tế thì công suất cắt Nc thương chiếmkhoảng 70% - 80% công suất động cơ truyền dẫn chính Do vậy ta có thể tínhgần đúng công suất động cơ truyền dẫn chính theo công suất cắt gọt như sau

Nv = Nc

Với: : hiệu suất chung của truyền dẫn Đối với máy có chuyển độngquay tròn  0 , 7  0 , 8 , chọn  = 0,8

* Công suất cắt gọt thường được tính dựa vào máy chuẩn bằng chế độ cắtthử công suất

Ta có Nc = 60.102P z .V.9,81

Với Pz: lực cắt ở chế độ thử công suất Pz = 4935 (N)

1000

400 70 14 , 3 1000

.

ph m n

a Xác định công suất chạy dao.

Tính theo lực chạy dao:

Ns = 612.10.4. .9,81

s

Vs Q

III Lập bảng tính động lực học.

Ta có: Ni = Nđc + i

Vớii : Hiệu suất truyền động từ động cơ đến trục i :

đi br ol

i   

 

ol: Hiệu suất 1 cặp ở lăn ol  0 , 99

br: Hiệu suất một bộ truyền bánh răng br  0 , 97

) ( 114600 800

6 , 9 10 55 , 9

10 55 ,

n

N M

2 , 9 10 55 ,

2 , 8

= 64,5(mm)

) ( 1177593 5

, 66

2 , 8 10 55 ,

2000

= 44,445 (v/ph)

NVI = Nv.o l.br = 8,2.0,99.0,97 =7,87 (kw)

dsb = 120.3

45 , 44

87 , 7

= 73,1 (mm)

MVI = 9,55.106.

45 , 44

87 , 7

065 , 0

45 , 44

065 , 0 10 55 ,

065 , 0

= 16,6 (mm)

) ( 253291 4

, 26 065 , 0 10 55 ,

065 , 0

= 39,84(mm)

) ( 253219 3

, 18

065 , 0 10 55 ,

nmin = 4,06 (v/ph)

nmax = 1680(v/ph)

nt = 4,06 18 , 3 ( / )

06 , 4

065 , 0

) ( 36530 3

, 18

065 , 0 10 55 ,

065 , 0

) ( 41703 3

, 18

065 , 0 10 55 ,

067 , 0

) ( 41703 3

, 18

067 , 0 10 55 ,

1600

NXIII = 0,07 0,99.0,97 = 0,067 (kw)

dsb = 120 19 , 6 ( )

1 , 16

067 , 0

) ( 83982 1

, 16

067 , 0 0 55 ,

067 ,



) ( 200149 3

, 18

067 , 0 10 55 ,

Trục nt(v/ph) Ntrục(kw) Mx(N.mm) dsb(mm) dchọn(mm)

B TÍNH TOÁN SỨC BỀN CÁC CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG CHÍNH.

I Thiết kế bộ truyền đai.

1 Chọn loại đai:

Để tăng diện tích tiếp xúc giữa bánh đai và đai nhằm đảm bảo tỷ số truyền(không bị trượt) ta chọn đai loại A có các kích thước sau:

h0

Chọn đường kính D2 của bánh đai lớn với loại đai là A ta chọn D2

.

max 1

1450 140 14 , 3

V s



Vận tốc vòng của đai đạt yêu cầu

 Trị số vòng quay thực tế của bánh bị dẫn

n2 = (1 - ) 1450 789 ( / )

252

140 98 , 0 1

789 800





Sai số vòng quay nhỏ nên không phải chọn lại D2

a Sơ bộ chọn khoảng cách trục A.

Khoảng cách trục A phải thoả mãn điều kiện:

0,55.(D1 +D2 )+hA 2 (D1D2)(CT trang 153 [III])

0,55.(140+252)+10,5A 2 ( 252  140 )

226A 784

Vậy ta chọn Asb = 230(mm)

b Tính chiều dài đai sơ bộ

Theo công thức (8-2) [III]

L = 2A+

A

D D D

D

4

) (

) (

2

2 2 1 2 1

) 140 252 ( ) 252 140 ( 2

14 ,

Theo tiêu chuẩn chọn L = 1060(mm) (bảng 8-4 trang 126)

* Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo công thức:

35 , 10



Vậy đai thoả mãn yêu cầu

c Xác định chính xác khoảng cách trục A

Tính khoảng cách trục A theo công thức

8

) (

8 ) (

2 ) (

1 2

2 1 2 1

D L

d Xác định góc ôm 1:

Aùp dụng công thức (8-1) [III]

57 180

1

2 1

140 252 180



- So sánh điều kiện 1  156 , 8o  120o thỏa mãn điều kiện góc ôm

e Xác định số đai cần thiết

Số đai Z được định theo điều kiện tránh xẩy ra trượt trơn giữa đai vàbánh đai

 V C C N C F

v t

p] .[

1000







Trong đó: F: diện tích tiết diện đai

V: vận tốc đai m/s[ p]: ứng xuất có ích cho phép N/mm2

Ct: hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng

C: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

Cv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

10 1000





Vậy ta chọn số đai Z = 5 đai.

g Xác định chiều rộng của bành đai

Chiều rộng bánh đai: B = (Z  1 ).t 2 s (8-32[III])

Tra bảng 8-16 [II] ta có

t = 20, s = 12,5

 B = (5-1).20 +2.12,5 = 105(mm)

h Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

-Lực căng ban đầu đối với mỗi đai được tính theo công thức

F s

F

s

o o

o

   

) / ( 2 , 1 : N mm2

N

o



II TÍNH LY HỢP MA SÁT.

Để giảm bớt lực ép cần thiết Q và kích thước ly hợp ta dùng ly hợp ma sátnhiều đĩa, ly hợp gồm có các loại đĩa sau:

- Đĩa trong lắp then với trục của ly hợp chuyển động cùng với trục của

ly hợp

- Đĩa ngoài lắp then hoa với vỏ hộp ma sát chuyển động theo vỏ ly hợp

- Đĩa trong cùng tỳ vào đai ốc điều chỉnh khe hở cần thiết giữa các đĩa.Để tạo lực ép các đĩa ma sát hai phía (đường truyền thuận và đường truyềnnghịch) ta dùng trục có gắn càng ngang tỳ vào hai phía của đĩa ma sát.

- Ly hợp ma sát nằm trên trục I với số vòng quay 800(v/ph)

- Đường kính trục d = 30 mm, công suất truyền dẫn

5 , 67 2 2

D D

D1

 = 2. .f.R2.b[q]

M tb





= 2.3,14.0,08171900.282.11,25.0,565 = 6,8

 lấy Z = 7

Số đĩa chủ động Z1 = Z/2 = 3,5 chọn 1 = 5

Số đĩa bị động Z2 = Z/2 + 1 = 4,5 chọn 2  6

- Đối với đường truyền chậm chỉ để làm việc non tải hoặc để thực hiệnhành trình lùi dao (rất ít khi tiện ren trái) Vì vậy ta chọn số đĩa của ly hợp đườngtruyền nghịch bằng 2/3 số đĩa đường truyền thuận

- Lực cần thiết đóng mở ly hợp

Q = (D D ).q

4

2 1

N





Kết cấu ly hợp ma sát

III TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 5427

- Để tính bộ truyền bánh răng trên trục chính ta chọn chế độ cắt thử có tải.Công suất cần thiết của động cơ ứng với trường hộp này la: Nđc = 8,2 kw

Z1 = 27, Z2 = 54, i = 2

n2 = 40 (v/ph), n1 = i n2 = 80 (v/ph)

1 Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện.

Để bộ truyền bánh răng được nhỏ gọn ta chọn vật liệu chế tạo là thép 40x.Theo bảng 10-3 [9] ta chọn chế độ nhiệt luyện như sau

Tôi ở 830o  850o c làm nguội trong dầu

Ram ở 180o – 200oc

Ứng với chế độ nhiệt luyện này ta có p  1500  1600N/mm2

2 / 1400

ch  



HRC = 45-50

2 Xác định ứng suất cho phép

1.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ làm việc tương đương là

   với k’N = 1

 [ ]t  17 50  850N/mm2

1.2 Ứng suất uốn cho phép

Ứùng suất mỏi cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài được tính theocông thức

n

Nou u

.

).

6 , 1 4 , 1 ( ]

5 , 0 4 , 0

n: hệ số an toàn : chọn n = 1,8

k : hệ số tập trung ứng suất ở đáy răng , chọn k = 1,2

Vậy [ ]u = 468 , 25 / 2

2 , 1 8 , 1

675 5 , 1

mm N



3 Tính Moduyn bánh răng theo sức bền mũi tiếp xúc

Gọi m modun bánh răng, A - là khoảng cách trục

Ta có: m = (0,01 0 , 02 )A chọn n = 0,01A  A = 100m

Từ công thức (3-13)[IV]

tx i

tx

n b

N k i

) 1 ( 10 05

,

1

2

3 6



2

3 6

.

).

1 ( 100

10 05

,

1

n b

N k i

.

) 1 ( ] [

10 05 , 1

n b

N k i

- N = 8,2 công suất của bộ truyền

- b = 4 chiều dài răng

- n2 = 40

40 4

2 , 8 1 ) 1 2 ( 850

10 05 ,

b n Z m y

N k

] [

10 1 , 19

N k m

] [

10 1 ,

2 , 8 1 10 1 ,





Vậy để đảm bảo cả điều kiện về sức bền mỏi tiếp xúc và sức bền mỏi uốn

2  1   2   

b =  m 7 4  28mm

6 Kiểm tra hệ số tải trọng k.

Vận tốc vòng của bánh răng

1000 60

40 216 14 , 3 1000 60

.

Trị số K đúng như đã chọn ở trên

7 Tính lực tác dụng lên bộ truyền

Lực vòng được tính theo công thức

80 108

2 , 8 10 55 , 9 2

10 55 , 9 2

1 11

6

n d

N d

+ Đối với bánh răng Z = 45 ta chọn modun m = 4

 Đường kính vònh chia dc = m.Z = 4.45 = 180 (mm)

40 180

88 , 3 10 55 , 9 2

10 55 , 9

2

6

N n

Ta có sơ đồ phân bố của trục như sau:

Hình3.1: Sơ đồ phân bố lựcDựa vào bảng (7-1) [IV], ta chọn và tính được các giá trị sau:

C = 50 mm

b = 43 mm Với C: khoảng cách từ tâm ổ bi đến tâm bánh răng

b: khoảng cách giữa tâm các bánh răng

* Tính phản lực các góc trục

Ta có mA x  50 p r1 179 p r2  229 R Bx  0

179

50 1 2

N R

p p

Bx r

10292 179 4288 50 229

179

10292 4288

Hình3.1 Biểu đồ mômen

+ Tính mô men tổng cộng Mu = 2 2

n n

0

min max      



Bộ truyền làm việc được xem là một chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theochu kỳ mạch động

m a

o

x m

22

1 max

) / ( 150 600 25 , 0 25

o

x m

mm N



Chọn hệ số   và   Theo vật liệu   0 , 1 ,   0 , 05

Hệ số tăng bền   1

Chọn các hệ số k, k ,   ,   Theo bảng 7-[IV], lấy   6 , 78 ,   6 , 67

Theo bảng 7-8 [IV] tập trung ứng suất do rãnh then

k = 1,63 ,k = 1,5

 Tỉ số: 2 , 1 ,

78 , 0

63 , 1

5 , 1

Vậy ta có: n 2 , 5

32 , 3 3

41 , 3 9 , 1

Để truyền chuyển động và mômen từ trục đến bánh răng hoặc ngượi lại

ta dùng then.Theo đường kính trục để lắp then là 60 tra bảng 7-23 [IV] tachọn then có h = 18, h = 11, t = 5,5, t1 = 5,6 , k = 6,8

*Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức

d

X d

l k d

M

] [

.

2



937766

]

[  d  N mm2 Bảng 7-20 –[IV]

*Thiết kế gối đỡ trục

Ta chọn ổ bi đỡ để lắp lên trục

Với:-kt = 1 Bảng (8-3)-kn = 1 – (8-4) -kv = 1 _ (8-5)