TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY TIỆN 1K62 (HỌC VIỆN NÔNG NGHIỆP)

Phần 1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ 1 1 Công dụng và yêu cầu Hộp tốc độ là một bộ phận quan trong của máy cắt kim loại dùng để thực hiện các nhiệm vụ sau Truyền động công suất từ động cơ điệ.

Phần 1: TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ 1.1.Công dụng yêu cầu Hộp tốc độ phận quan máy cắt kim loại dùng để thực nhiệm vụ sau : - Truyền động công suất từ động điện đến trục - Dảm bảo phạm vị điều chỉnh cần thiết cho trục trục cuối hộp tốc độ với công bội số cấp vận tốc Z yêu cầu Hộp tốc độ chế tạo khối với trục chính.Trong trường hợp hộp tốc độ gọi hộp trục chính.Trong trường hợp hộp tốc độ hộp trục đước thiết kế thành hai phận riêng biệt nối liền cấu truyền động hộp tốc độ gọi hộp giảm tốc.Hộp giảm tốc thường đặt chân máy đưa máy nhằm làm giảm rung động biến dạng nhiệt cho hộp trục Từ thơng số R n,φ z thực nhiều phương án kết cấu hộp tốc độ với cách bố trí số vịng quay,số trục,hệ thống bơi trơn,điều khiển,…rất khác nhau.Do ta phải chọn phương án thích hợp để dựa vào yêu cầu sau : - Các giá trị số vòng quay từ n1 – nz hệ số cấp số vòng quay φ phải phù hợp với trị số tiêu chuẩn - Các chi tiết máy tham gia vào việc thực truyền động phải đủ độ bền,độ cứng vững đảm bảo truyền động xác,nhất đối voeí trục - Kết cấu hộp tốc độ phải đơn giản,xích truyền động phải hợp lý để đạt hiệu suất truyền động cao.Cơ cấu phải dễ dàng tháo lắp sửa chữa - Diều khiển phải nhẹ nhàng an toàn Với yêu cầu ta tiến hành phân tích,lựa chọn phương án tốt phù hợp với tiêu kỹ thuật,kinh tế điều kiện cho phép 1.2 Tổng hợp truyền động Theo số liệu ban đầu: Z = 18; φ = 1,12 ; nmin = vòng/ph Ta có: n1 = nmin = vịng/ph n2 = φ.n1 = 1,12.8 = 8,96 vòng/ph n3 = φ.n2 = φ2.n1 = 10,0352 vòng/ph ⇒ nz = n1 ϕ (1) Từ công thức (1) ta xác định chuỗi số vịng quay trục n1 = nmin = vịng/ph n2 = φ.n1 = 1,12.8 = 8,96 vòng/ph n3 = φ.n2 = 10,0352 vòng/ph n4 = φ.n3 = 11,23942 vòng/ph n5 = φ.n4 = 12,58815 vòng/ph n6 = φ.n5 = 14,09873 vòng/ph n7 = φ.n6 = 15,79058 vòng/ph n8 = φ.n7 = 17,68545 vòng/ph n9 = φ.n8 = 19,0877 vòng/ph n10 = φ.n9 = 22,1856 vòng/ph n11 = φ.n10 = 24,84678 vòng/ph n12 = φ.n11 = 27,82840 vòng/ph n13 = φ.n12 = 31,16780 vòng/ph n14 = φ.n13 = 34,90794 vòng/ph n15 = φ.n14 = 39,09690 vòng/ph n16 = φ.n15 = 43,78852 vòng/ph n17 = φ.n16 = 49,04315 vòng/ph n18 = φ.n17 = 54,92833 vòng/ph nmax = n18 = 54,92833 vòng/ph Sai số giới hạn cho phép : ∆n=±10(ϕ -1)= ±10(1,12-1)=±2,1% 1.3.Thiết kế động học xác định tỷ số truyền Nhiệm vụ hộp tốc độ bảo đảm chuỗi số vịng quay n trục với cơng bội φ phạm vi điều chỉnh Rn cho.Để đảm bảo yêu cầu trên,ta cần biết mối quan hệ động học nhóm truyền động trục chính,giữa tỷ số truyền nhóm truyền động,cũng phối hợp chúng với Trong truyền động phân cấp,số vịng quay trục thường thực với thay đổi tỷ số truyền nhóm truyền động hai trục phối hợp chúng với nhau.Để xác định tỷ số truyền nhóm truyền động hộp tốc độ,người ta dùng hai phương pháp: phương pháp giải tích phương pháp đồ thị.Ở ta dùng phương pháp đồ thị Để xác định tỷ số truyền phương pháp đồ thị người ta dùng hai loại sơ đồ gọi lưới kết cấu lưới đồ thị vòng quay Lưới kết cấu hộp tốc độ : Là sơ đồ biểu diễn cơng thức kết cấu phương trình biểu diễn.Trên lưới kết cấu đường nằm ngang biểu diễn số trục hộp tốc độ,các điểm nằm ngang biểu diễn số cấp tốc độ trục đoạn thẳng nối điểm tương ứng trục biểu diễn tỷ số truyền trục đó.Để biểu diễn chuỗi n theo cấp số nhân ta vẽ lưới kết cấu theo tọa độ logarit đối xứng Đồ thị lưới vòng quay : chuyển từ lưới kết cấu biểu diễn đối xứng sang biểu diễn tỷ số truyền thật.Ta quy ước điểm trục nằm ngang số vòng quay cụ thể.Các đường thẳng nối điểm tương ứng trục biểu diễn trị số tỷ số truyêng cặp báng răng( hay cặp truyền động khác), tia nghiêng tia biểu thị i1,tia thẳng đứng biểu thị i=1 1.4 Phương án không gian Để đảm bảo việc thay đổi số vịng quay,hộp tốc độ máy cơng cụ hộp tốc độ vô cấp hộp tốc độ phân cấp.Dựa vào chuỗi số vòng quay phạm vi sử dụng,ở ta thiết kế hộp tốc đọ phân cấp dùng bánh di trượt a Các phương án không gian Z = 18 = 9.2 (1) Z = 18 = 6.3 (2) Z = 18 = 3.3.2 (3) Z = 18 = 2.3.3 (4) Z = 18 = 3.2.3 (5)  Tính số nhóm truyền tối thiểu Chọn động cơ: N= 7,5 kw ; nđc= 1450 (vg/ph) Đề chọn phương án không gian ta tính số nhóm truyền tối thiểu Do tỉ số truyền phải thỏa mãn i = = ⇒ x.lg = lg ≤ i ≤ nên ta có số nhóm truyền tối thiểu n dc ⇒ x = 3,75 n TC ⇒ Chọn x = Kết luận : Qua tính tốn ta thấy số nhóm truyền lớn x= nên hệ (1) khơng có phương án nào, ta dùng thêm truyền trung gian chọn phương án Z = 18 = 3.3.2  Chọn phương án không gian hợp lý Với số cấp tốc độ Z = 18 ta có PAKG sau: Z = 18 = 3.3.2 = 2.3.3 = 3.2.3 Một số tiêu chuẩn để so sánh: - Số trục Số bánh chịu Mxmax trục Chiều dài sơ nhỏ Kết cấu trục đơn giản Dựa vào tiêu chuẩn ta có tiêu để so sánh: Tính tống số bánh hộp theo công thức : Sz = 2.Σpi Với pi số bánh di trượt nhóm Theo tính tốn ta có Szmin p1 = p1 = …pi = e với e số nepe Với PAKG Z = 18 = 3.3.2 ta có: Sz = 2.(3+3+2) = 16 Với PAKG Z = 18 = 3.2.3 ta có: Sz = 2.(3+2+3) = 16 Với PAKG Z = 18 = 2.3.3 ta có: Sz = 2.(2+3+3) = 16 Tổng số trục theo công thức: Str = x + Với x = ta có Str = Tính chiều dài sơ hộp tốc độ theo cơng thức: L=Σb+Σf Trong đó: b chiều rộng bánh răng, b = (6 – 10).m = (0,15 – 0,3).A M môđun bánh A khoảng cách trục F khoảng hở để lắp miếng gạt xác định theo trị số kinh nghiệm F= 8-12mm dùng để lắp miếng gạt F= 2-3mm dùng để bảo vệ F= 4-6mm dùng để thoát dao xọc F= 10- 20 mm khoảng cách đến vách hộp → L = 19b+ 18f Số lượng bánh chịu mômen xoắn M xmax trục cuối Trục cuối trục trục có chuyển động quay thực hiên số vịng quay từ n1 đến n24 nên tính sức bền dựa vào trị số n min(n1) có Nxmax.Do kích thước trục lớn,các bánh lắp trục có kích thước lớn tránh bố trí nhiều chi tiết trục cuối (trục chính) Từ tiêu trên,ta lập bảng so sánh PAKG: Phương án 3.3.2 2.3.3 3.2.3 2(3 + + 2) 2(2 + + 3) 2(3 + + 3) Sbr = 2(P1 + P2 + … + Pj) Tổng số trục = 16 = 16 = 16 S=i+1 Chiều dài sơ hộp 19b + 18f 19b + 18f 19b + 18f 3 Yếu tố so sánh Tổng số bánh L = ∑b + ∑f Số bánh chịu mômen xoắn lớn Từ bảng so sánh ta thấy PAKG tối ưu phương án: Z = 18 = 3.3.2 Ta thấy trục cuối thường trục hay trục với trục trục thực chuyển động quy với số vịng quay từ n ÷ nmax nên tính tốn sức bền đựa vào vị trí số nmin ta có M xmax Do kích thước trục lớn suy bánh lắp trục có kích thước lớn Vì tránh bố trí nhiều chi tiết trục cuối cùng, phương án có số bánh chịu M xmax lớn ta chọn phương án 3x3x2 - Số bánh chịu mômen xoắn lớn Mmax trục 1.5 Phương án thứ tự Mục đích PATT tìm phương án thay đổi ăn khớp bánh nhóm truyền thích hợp tìm quy luật phân bố tỷ số truyền nhóm truyền Như ta biết với phương án bố trí khơng gian có ta có nhiều phương thay đổi thứ tự khác nhau.Với số nhóm truyền x = PAKG, Z = 3.3.2 ta có 3! = phương thay đổi thứ tự Với PATT thể lưới kết cấu từ ta đánh giá để chọn lưới kết cấu thích hợp nhất.Để chọn lưới kết cấu thích hợp ta dựa vào phương pháp kiểm nghiệm giới hạn tỷ số truyền Ta biết phạm vi điều chỉnh tỷ số truyề nhóm truyền động là: Ri = i max ip = = φ(p-1)x i i1 Để xác định giới hạn cho phép,trên thực tế tỷ số truyền máy công cụ hộp tốc độ giới hạn sau: ≤ i≤ Tức phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền nhóm truyền động : Ri = i max = =8 i 1 Như phạm vi điều chỉnh giới hạn Rgh = φ (p-1)x = φXmax ≤ Trong Xmax lương mở cực đại hai tia Ta lập bảng vẽ lưới kết cấu để so sánh phương án thay Lượng mở PATT STT 1 Lưới kết cấu nhóm cực đại ϕxmax 1,12 = 2,8 1,129 = 2,8 x x I II III [1] [3] [9] x x I III [3] [1] [9] x x II I [6] [2] [1] x x III II [1] [6] [3] x x III I [2] [6] [1] x x 3 1 12 6 2 1 6 2 6 I II [6] [1] [3] 6 1 12 1,1212 = 12 1,1212 = 12 1,1212 = III 1,1212 = II 3 I 3 III II Nhận xét: Tất phương án có φXmax < khơng thỏa mãn điều kiện φXmax ≤ - Ta chọn phương án có ϕ nhỏ ϕ = 22 để vẽ so sánh: * Phương án 1: x x I II III [1] [3] [9] * Phương án 2: x x II I III [3] [1] [9] Do để chọn phương án đạt yêu cầu ta phải tăng thêm số trục trung gian Ta thấy phương án lưới kết cấu có hình rẻ quạt với lượng mở đặn tăng từ từ, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn Nên ta chọn phương án thứ tự cuối phương án x x I II III [1] [3] [9] Phương án I đảm bảo ϕ ≤ a) Phương án không gian: (PAKG) PAKG phương án lựa chọn bố trí nhóm bánh di trượt để đạt số cấp tốc độ Z theo yêu cầu Ta chọn PAKG: Z = 2x3x2= 18 b) Phương án thứ tự : (PATT ) * PAKG: Z = 2x3x3= 18 10 ' Hay VxB = VxA − Pv + Pv + Py = 120 − 444 + 16202 + 7427 = 23205( N ) Để vẽ biểu đồ mơmen ta tính mơmen M x , My Mz mặt cắt qua điểm A, B, C, D E trục Cụ thể ta có : M xD = VyA 285 = 4392.285 = 125172( N mm) = 1253( N m) M xE = VyA 485 + Pr' 200 = 4392.485 + 161.200 = 2162320( N mm) = 2160( N m) M xB = PZ 370 = 13960.370 = 5165200( N mm) = 5165( N m) Và M yD = VxA 285 = 120.285 = 34200( N mm) = 34( N m) M yE = −VxA 485 + Pv' 200 = −120.485 + 444.200 = 30600( N mm) = 24( N m) M yB = Py 370 = 7427.370 = 2747990( N mm) = 2748( N m) Từ ta vẽ biểu đồ mơmen hình sau : VyA A 285 200 VxA 175 D 370 Pv E B Py C Pr P'r P'v VxB VyB Pz Mx 1253 2160 5165 24 My 2748 34 803 32 Hình 3.8 30 Mz Ta có cơng thức tính đường kính trục :   [ K σ (1 + C1 ).M uc ] + σ −1 + K τ C M xc  σT  σ − ξ −1 n d =3 ( ) Trong : ξ : tỷ số đường kính đường kính ngồi ta lấy ξ =0,55 n : hệ số an toàn ta chọn n = 1,5 C1,C2 : hệ số phụ thuộc trình cắt với máy tiện vạn ta chọn C1 = C2 = 0,2 σ-1 : ứng suất mỏi vật liệu lấy 0,4 σb Ta chọn vật liệu chế tạo trục thép 45 Vậy σb = 60 KG/mm2 = 60.107 N/m2 Thì σ-1 = 0,4.60.107 = 24.107 N/m2 σT : Là giới hạn chảy vật liệu Ta lấy σT = 30 KG/mm2 = 30.107 N/m2 Kσ , Kτ : hệ số kể đến ảnh hưởng hình dáng kích thước Ta lấy Kσ = Kτ = 1,8 Và M uc M = u max = + C1 M xc = M x2max + M y2 max + C1 = 5165 + 2748 = 4875( N m) + 0,2 M z max 803 = = 669( N m) + C + 0,2 Từ thay vào cơng thức ta có : 31 [1,8.(1 + 0,2).4875] +  24.10 + 1,8.0,2.669  30.10  24.10 − 0,55 1,5 2 d =3 ( ) = 0,0904(m) Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 0,09 ( m) = 90 ( mm ) 3.1.3 Kiểm nghiệm độ cứng vững trục Như lý luận kiểm nghiệm độ cứng vững trục ta sử dụng chế độ cắt tinh để tính tốn lực tác dụng lên trục Cụ thể chế độ cắt tinh sau : - Chiều sâu cắt t = 0,5 (mm) - Lượng chạy dao S = 0,084 (mm) Khi lực tác dụng lên đầu trục tính : PZ = C PZ t S 0, 75 = 2000.0,51.0,084 0, 75 = 156( N ) Py = C Py t 0,9 S 0, 75 = 1250.0,5 0,9.0,084 0, 75 = 105( N ) M c = PZ Và D 115 = 156 = 8970( N mm) = 9( N m) 2 M z = M c 1,04 = 9.1,04 = 9,36( N m) Lực tác dụng từ bánh lên trục tính tốn sau : - Lực tác dụng từ bánh 62 Z = 27 x Pv1 = 2.M z 2.9,36 = = 170( N ) Dc 63 0,108 Pr1 = Pv1 tgα = 170.tg 20o = 60( N ) - Lực tác dụng từ bánh 61 Z = 48 x Ta có mơmen xoắn tác dụng vào bánh 61 : M xd = M z − M c = 9,36 − = 0,36( N m) Vậy ta có : Pv = 2.M xd 2.0,36 = = 5( N ) Dc 61 0,144 32 Pr = Pv tgα = 5.tg 20o = 1,8( N ) Nếu ta phân tích lực Pv1 Pr1 thành hai thành phần theo hai phương x y ta có : - Các lực tác dụng lên trục theo phương y : Pz ; Pr1.sin30o ; Pv1.cos30o ; Pr2 - Các lực tác dụng lên trục theo phương x : Py ; Pr1.cos30o ; Pv1.sin30o ; Pv2 Khi ta có sơ đồ tính tốn sau : VyA A 285 200 VxA D 175 Pv E P'r 370 B VxB VyB Hình 3.9 Trong lực xác định sau : P’v = Pv2 = 156 ( N ) P’r = Pr2 = 105 ( N ) Pv = Pv1.cos30o + Pr1.sin30o = 170 0,866 + 60 0,5 = 177 ( N ) Pr = Pv1.sin30o + Pr1.cos30o = 170 0,5 + 60 0,866 = 137 ( N ) Khi phản lực gối tựa mặt phẳng yOz xác định : Ta lấy mômen điểm B Vậy B = V yA 660 + Pr' 375 + Pr 175 − PZ 370 = Pz 370 − Pr' 375 − Pr 175 156.370 − 1,8.375 − 137.175 VyA = = = 50( N ) 660 660 Xét phương trình hình chiếu lực lên phương y ta có : ∑ y =V Hay yA C Pr P'v ∑M Py + Pr' + Pr − V yB + PZ = VyB = VyA + Pr' + Pr + PZ = 50 + 1,8 + 137 + 156 = 345( N ) Mặt khác phản lực gối tựa mặt phẳng xOz xác định : Ta lấy mômen điểm B 33 Pz ∑M Vậy B VxA = = V xA 660 − Pv' 375 + Pv 175 − Py 370 = Py 370 + Pv' 375 − Pv 175 660 = 105.370 + 5.375 − 177.175 = 15( N ) 660 Xét phương trình hình chiếu lực lên phương x ta có : ∑x =V xA − Pv' + Pv − V xB + Py = V xB = V xA − Pv' + Pv + Py = 15 − + 177 + 156 = 342( N ) Hay Để vẽ biểu đồ mơmen ta tính mơmen Mx , My Mz mặt cắt qua điểm A, B, C, D E trục Cụ thể ta có : M xD = VyA 285 = 50.285 = 14250( N mm) = 14( N m) M xE = VyA 485 + Pr' 200 = 50.485 + 1,8.200 = 24610( N mm) = 25( N m) M xB = PZ 370 = 156.370 = 57720( N mm) = 58( N m) Và M yD = VxA 285 = 15.285 = 4275( N mm) = 4( N m) M yE = −VxA 485 + Pv' 200 = −15.485 + 5.200 = −6275( N mm) = −6( N m) M yB = Py 370 = 105.370 = 38850( N mm) = 39( N m) Từ ta vẽ biểu đồ mơmen hình sau : 34 VyA A 285 200 VxA 175 D Pv E B Py C Pr P'r P'v VxB VyB Pz Mx 14 370 25 58 My 39 Mz 0,36 hình 3.10 a Tính độ võng C trục - Tính độ võng C mặt phẳng yOz Để tính độ võng C trục ta đặt lực đơn vị P k = C biểu đồ momen lực Pk = gây biểu diễn sau : 35 VyA 285 200 D A 175 370 E C B Pk =1 VyB 0,37 W1 Mx 14 W2 W4 11 W3 W6 W5 hình 3.11 Ta sử dụng cơng thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính độ võng C yc = E.J h ∑∫ i =1 M k M x dz = 36 EJ ∑W F i =1 i i 33 Trị số Wi tính : 14.0, 285 = 2;W2 = 14.0, = 2,8 11.0, W3 = = 1,1;W2 = 25.0,175 = 4,38 33.0,175 58.0,37 W5 = = 2,89;W2 = = 10, 73 2 W1 = Trị số Fi( zc ) tính : F1 ( Z c ) = 0,106; F2 ( Z c ) = 0,215; F3 ( Z c ) = 0,234 F4 ( Z c ) = 0,32; F5 ( Z c ) = 0,336; F6 ( Z c ) = 0,246 Ta có E = 20.1010 ( N/m2 ) môđuyn đàn hồi vật liệu chế tạo trục J = 0,05.D4.( - ξ4 ) mơmen qn tính mặt cắt ngang C Chọn D = Dmin = 75 ( mm ) = 0,075 ( m ) ξ = 0,55 Và J = 0,05.0,0754.( – 0,554 ) = 14373.10-10 ( m4 ) Vậy E.J = 20.1010.14373.10-10 = 287460 ( N.m2 ) Thay số vào công thức ta có độ võng C mặt phẳng yOz : ( 2.0,106 + 2,8.0, 215 + 1,1.0, 234 + 4,38.0,32 + 2,89.0,336 + 10, 73.0, 246 ) 287460 yc = 2,1.10−5 (m) = 0, 021(mm) yc = - Tính độ võng C mặt phẳng xOz Tương tự ta đặt lực đơn vị P k = C mặt phẳng xOz mơmen lực đơn vị gây sơ đồ tính tốn sau : 37 285 A 200 VxA D 175 370 E C B Pk =1 VxB 0,37 W1 W2 My W4 W6 W3 W5 33 Hình 3.12 Ta sử dụng cơng thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính độ võng C xc = E J h ∑∫ i =1 M k M y dz = EJ ∑W F i =1 i i Trị số Wi tính : 4.0, 285 = 0,57;W2 = 3.0, = 0, 2.0, W3 = = 0, 2;W4 = 6.0,175 = 1, 05 33.0,175 39.0,37 W5 = = 2,89;W6 = = 7, 215 2 W1 = Trị số Fi( zc ) tính : F1 ( Z c ) = 0,106; F2 ( Z c ) = 0,215; F3 ( Z c ) = 0,197 F4 ( Z c ) = 0,32; F5 ( Z c ) = 0,336; F6 ( Z c ) = 0,246 Thay số vào cơng thức ta có độ võng C mặt phẳng xOz : 38 ( 0,57.0,106 + 0, 6.0, 215 + 0, 2.0,197 + 1, 05.0,32 + 2,89.0,336 + 7, 215.0, 246 ) 287460 xc = 1, 2.10−5 ( m) = 0, 012(mm) xc = Khi độ võng tồn phần trục tính : fc = yc2 + xc2 = 0, 0212 + 0, 012 = 0, 024( mm) Thế mà độ võng toàn phần cho phép [f]= 0,2 370 = 0,074(mm) 1000 Vậy fc < [f] hay trục đảm bảo yêu cầu độ võng nhỏ độ võng cho phép b Tính góc xoay B trục - Tính góc xoay B mặt phẳng yOz Để tính góc xoay B mặt phẳng yOz ta đặt mômen đơn vị Mk = B Khi biểu đồ mơmen mơmen đơn vị gây sơ đồ tính tốn góc xoay B sau : VyA 285 200 D A 175 E 370 B Mk =1 C VyB 0,37 W1 14 W2 W4 W3 Mx W6 11 W5 Hình 3.13 39 33 Ta sử dụng cơng thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính góc xoay B θ B1 = E.J h ∑∫ i =1 M k M x dz = EJ ∑W F i =1 i i Giá trị Wi tính : 14.0, 285 = 2;W2 = 14.0, = 2,8 11.0, W3 = = 1,1;W4 = 25.0,175 = 4,38 33.0,175 58.0,37 W5 = = 2,89;W6 = = 10, 73 2 W1 = Và giá trị Fi( zc ) tính : F1 ( Z c ) = 0,287; F2 ( Z c ) = 0,583; F3 ( Z c ) = 0,633 F4 ( Z c ) = 0,866; F5 ( Z c ) = 0,910; F6 ( Z c ) = Với E.J = 287460 N.m2 thay số vào cơng thức ta có : ( 2.0, 287 + 2,8.0,583 + 1,1.0, 633 + 4,38.0,866 + 2,89.0,910 + 10, 73.0 ) 287460 θ B1 = 0, 000032( Rad ) θ B1 = - Góc xoay B mặt phẳng xOz Để tính góc xoay B mặt phẳng xOz ta đặt mômen đơn vị Mk = B mặt phẳng Khi biểu đồ mơmen mơmen đơn vị gây sơ đồ tính tốn góc xoay B sau : 40 285 A 200 VxA D 175 370 B Mk =1 E C VxB 0,37 W1 W2 My W4 W6 W3 W5 33 Hình 3.14 Ta sử dụng công thức nhân biểu đồ Vênêxêrin để tính góc xoay B θ B2 = E.J h ∑∫ i =1 M k M y dz = EJ ∑W F i =1 i i Giá trị Wi tính : 4.0, 285 = 0,57;W2 = 3.0, = 0, 2.0, W3 = = 0, 2;W4 = 3.0,175 = 0,525 33.0,175 39.0,37 W5 = = 2,89;W6 = = 7, 215 2 W1 = Và giá trị Fi( zc ) tính : F1 ( Z c ) = 0,287; F2 ( Z c ) = 0,583; F3 ( Z c ) = 0,532 F4 ( Z c ) = 0,866; F5 ( Z c ) = 0,910; F6 ( Z c ) = Với E.J = 287460 N.m2 thay số vào cơng thức ta có : 41 ( 0,57.0, 287 + 0, 6.0,583 + 0, 2.0,532 + 0,525.0,866 + 2,89.0,910 + 7, 215.0 ) 287460 = 0, 000013( Rad ) θB2 = θB2 Vậy góc xoay tồn phần B : θ B = θ B21 + θ B22 = 0, 0000322 + 0, 0000132 = 0, 000035( Rad ) Ta có góc xoay cho phép : [θ] = 0,001 ( Rad ) Vậy trục thoả mãn u cầu góc xoay nhỏ góc xoay cho phép Từ kết tính tốn ta rút kết luận trục máy thoả mãn yêu cầu độ cứng vững 3.2 Tính bền cặp bánh Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh khơng cần phải xác định số Z biết phần tính tốn động học máy Cho nên chủ yếu xác định modul Modul tính theo sức bền uốn sức bền tiếp xúc, nói chung ta thường tính theo sức bền tiếp xúc chủ yếu Modul hộp chạy dao người ta dùng loại modul ta cần tính modul cặp bánh cịn bánh khác có modul tương tự Giả sử ta tính modul cho cặp bánh 21/33 (Z2/Z2’) * Chọn vật liệu Do khơng có u cầu đặc biệt theo thống hóa thiết kế chế tạo máy ta chọn vật liệu sau: Thép 45 cải thiện đạt HB = 180 – 350 chọn HB = 300 * Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép σHgh = 2.HB +70 = 2.300 + 70 = 670 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh xác định theo công thức [σH] = (σHgh/SH).ZR.ZV.KL.KXH Tính sơ ZR.ZV.KL.KXH = Do bánh không tăng bề mặt nên cho chọn hệ số an toàn SH = 1,1 42 Đối với truyền bánh trụ thẳng [σH] xác định theo công thức: [σH] = (σHgh/SH).ZR.ZV.KL.KXH = 670/1,1 = 609 Mpa Vậy ta chọn [σH] = 609 Mpa * Xác định ứng suất uốn cho phép Giới hạn mỏi uốn bánh: Xác định theo công thức: σFgh = σ0Fgh = 1,8.300 = 540 MPa Bộ truyền làm việc chiều => lấy KPC = - hệ số ảnh hưởng đặt tải Hệ số an toàn SF = 1,75 Do ta có: [σF] = σFgh.KFL.KFC/SF = 540.1.1/1,75 = 309 MPa Vậy ta chọn: [σF] = 309 MPa Ta có modul bánh xác định theo ứng suất tiếp xúc sau: 100  6800  (i ± 1) N  Mtx = K cm ÷ Z  [ σ tx ] ÷ i ϕ n  Trong đó: [σtx] = 60900 (N/cm3): ứng suất tiếp xúc Z = 21: Số bánh nhỏ i = 2: tỷ số truyền φ = b/d với d: Đường kính bánh φ = (0,7 ÷ 1,6) chọn φ = 1,5 K = 2,6: hệ số an toàn mtx = 100  6800  (2 ± 1) 1,86 2, = 0,58 cm = 5,8 mm  ÷ 21  6, 09.10  2.1,12 43,1 mtx = Kiểm tra lại modun bánh theo độ bền uốn: 1950 N Mu = 10 Z ϕ y σ K n cm [ ] [σu] = 309 MPa = 30900 (N/cm2) φ = (6÷10): Hệ số chiều rộng bánh chọn φ = 43 y = 0,24: Hệ số dạng Mu = 10 1950 1,86 2, = 0,56 cm = 5,6 mm 21.8.0, 24.30900 43,1 Vậy với bánh modun m = đảm bảo yêu cầu kỹ thuật Thông số truyền Modun: m = mm Đường kính vịng chia: d1 = m.Z1 = 21.6 = 126 mm d2 = m.Z2 = 33.6 = 198 mm Đường kính đỉnh răng: d01 = d1 + 2.6 = 138 mm d02 = d2 + 2.6 = 210 mm Đường kính chân răng: da1 = d1 - 2.6 = 114 mm da2 = d2 - 2.6 = 186 mm Đường kính sở: df1 = d1.cos 200 = 118 mm df2 = d2.cos 200 = 186 mm Đường rộng vành răng: B = m.φ = 8.6 = 48 44 ... 3.1 Tính tốn thiết kế trục máy Qua tham khảo máy tương tự 1K62 ta rút số nhận xét tính tốn thiết kế trục máy sau : - Đường kính trục tính theo chế độ cắt thơ để đảm bảo độ bền theo tính vạn máy, ... kết tính tốn ta rút kết luận trục máy thoả mãn yêu cầu độ cứng vững 3.2 Tính bền cặp bánh Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh khơng cần phải xác định số Z biết phần tính. ..  ∆n  ≤ ±2,1% ) khơng phải tính lại tỷ số truyền 14 Phần 2: TÍNH CƠNG SUẤT ĐỘNG CƠ 2.1 Xác định chế độ làm việc giới hạn máy Một máy (máy cắt kim loại) thiết kế, chế tạo xong phải quy định