Thiet ke cac bo phan khac cua co cau di chuyen xe 166829

GIỚI THIỆU VỀ CẦU TRỤC

Khái niệm

- Cầu trục là loại máy nâng được sử dụng chủ yếu để nâng và di chuyển các vật nặng xếp dỡ hàng hóa Trong công nghiệp nó được sử dụng chủ yếu trong phân xưởng lắp giáp trong lò luyện kim.

Phân loại

- Cầu trục được phận ra làm hai loại chính : càu trục một dầm và cầu trục hai dầm:

+ Cầu trục một dầm bao gồm kiểu treo và kiểu tựa.

+ Cầu trục hai dầm cũng có hai loại kiểu treo và kiểu tựa

Cấu tạo chung của cầu trục

- Cầu trục có nhiều dạng khác nhau nhưng nhìn chung có các bộ phận sau:

+ Động cơ: Trong máy trục thường sử dụng ba loại động cơ như: động cơ đốt trong, động cơ khí nén và động cơ điện Động cơ đốt trong thích hợp với máy di chuyển nhiều hoạt động động lập không theo quỹ đạo nhất định và xa nguồn điện.Động cơ khí nén thường sử dụng trong những máy cố định hay những máy công cụ.Động cơ điện là loại động cơ được sử dụng rộng rãi nhất trong cầu trục vì phù hợp với tính chất làm việc của cầu trục như: cố định, di chuyển ngắn theo quỹ đạo nhất định gần nguồn điện, công suất lớn, gọn nhẹ, chịu tải tốt, thay đổi tốc độ và chiều quay nhanh, dễ tự động hóa

+ Hệ thống chuyền động: Có rất nhieuù kiểu truyền động như truyền động dầu khí nén , truyền động điện, truyền động cơ khí , truyền động hỗn hợp Tuy nhiên trong cầu trục dùng phổ biến truyển động cơ khí vì rễ chế tạo và an toàn.

+ Cơ cấu di chuyển: thường sử dụng di chuyển bánh xe và ray.

+ Hệ thông diều khiển: sử dụng để tắt mở hoạt động của cơ cấu.

- Để dễ dàng cho việc thiết kế người ta chia cầu trục ra làm ba cơ cấu chính: cơ cấu nâng vật, cơ cấu di chuyển xe con và cơ cấu di chuyển cầu.

YÊU CẦU KỸ THUẬT VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN

Nhiệm vụ và yêu cầu thiết kế

- Thiết kế cơ cấu di chuyển xe lăn của cầu lăn dẫn động bằng điện

- Kích thước nhỏ gọn phù hợp với không gian làm viẹc chật hẹp trong xưởng cơ khí.

- Đảm bảo an toàn , bền, kinh tế,dễ dàng vận hành và bảo trì

- Tăng năng suất giảm nhẹ sức lao động cho công nhân trong việc vận chuyển.

+ Tải trọng : Q = 11 tấn + Trọng lượng xe và bộ phận mang: G0 = 42000N + Vận tóc di chuyển của xe: vx = 15 m/ph + Chế độ làm việc: rất nặng + Tính chất tải trọng : thay đổi , hai chiều.

+ Hệ số cản ban đầu: kbd = 1,5

Chọn phương án

- Cơ cấu di chuyển xe lăn gồm các bộ phận:động cơ điện, phanh, hộp giảm tốc, bánh xe di chuyển và kết cấu bộ phận liên kết các phần của cơ cấu.

- Động cơ diện có hai loại một chiều và xoay chiều Động cơ điện xoay chiều ba pha được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp với công xuất cao, tính bền cao, dễ đảo chiều và rẻ tiền Bên cạnh đó ta có động cơ một chiều: có khả năng điều chỉnh tốc độ trong pham vi rộng khả năng làm việc êm, hãm, mômen khởi động lớn, nhưng giá thành cao, cồng kềnh khả năng đảo chiều kém Vì vậy, ta chọn động cơ là động cơ điện xoay chiều ba pha.

- Hộp giảm tốc: Sử dụng bánh răng trụ bôi trơn bằng dầu nhưng ta bố trí hộp theo phương thăng đứng vi tiết kiêm không gian trong cơ cấu.

- Phanh: Ta sử dụng phanh điện từ hai má hành trình ngắn.

- Bánh xe: Ta sử dụng bánh xe tiêu chuẩn để giảm nhẹ công việc tính toán và thiết kế.

ChươngIIITÍNH TOÁN CÁC CƠ CẤU CỦA XE

Bánh xe và ray

- Ta chọn bánh xe hình trụ có hai thành bên với kích thước theo bảng bộ bánh xe di chuyển cầu trục điện[3] Theo bảng 9-4 [ 1] với Q = 11 tấn ta chon kích thước bánh xe lăn : đường kính sơ bộ D bx = 250350 mm , đường kính ngõng trục d p 100 mm.

- Căn cứ vào kích thước xe theo bảng bộ bánh xe di chuyển cầu trục điện[3] tương úng với D bx = 250(mm ),d p(mm) ta chọn thép vuông 45x45để làm ray đặt lên cầu cho xe Với kích thước của cơ cấu nâng tham khảo ta sơ bộ xác định kích thước bố trí các bánh xe như hình vẽ.

Hình 1: Sơ đồ xác định tải trọng lên bánh xe Hình 2: Sơ đồ tính sức bền bánh xe

- Tải trọng lên bánh xe : Tải trọng lên bánh xe gồm :trong lượng bản thân xe lăn

G 0 = 42000 N và trọng lượng vật nâng Q 0 000 N Trọng lượng xe xem như phân bố đều cho các bánh Khi không có vật nâng thì bánh xe chụi tải trọng ít nhất P min bằng : min 0

+ Khi có vật nâng tải trọng lên các bánh xe phân bố không đều (hình 1). Tổng tải trọng do trọng lượng vật nâng tác dụng lên bánh dẫn:

+ Tải trọng do vật nâng tác dụng lên bánh D

 Vậy tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe (bánh D) sẽ là: ax 10500 35574 46074

+ Tải trọng tương đương tác dụng lên bánh xe tính theo công thức 3-65[1]:

 P m ax - tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe.

 k bx - hệ số tính đến chế độ làm việc của cơ cấu theo bảng 3-12 [ 1] ta có k bx  1, 2 ( với tải trung bình).

  - hệ số tính đến sự thay đổi của tải trọng, xác định theo công thức

  Tri số của  đối với cầu lăn phụ thuộc vào tỷ số 0

- Sức bền dập của bánh xe được kiểm tra theo sơ đồ hình 2 bánh xe đựoc chế tạo bằng thếp đúc 55л: Để đảm bảo lâu mòn vành bánh xe được tôi đạt độ cứng 300320 HB.

- Bánh xe kẹp chặt trên trục và không thẻ quay tương đối với mặt phẳng vuông góc.

Sức bền dập xác định theo công thức 2-67[1]:

Trong đó b,r là chiều rộng mặt làm việc và bán kính bánh xe:

Theo bảng 2-19 [1] có     750 N mm 2 Vậy kích thước bánh xe đã chọn là an toàn

Chọn động cơ

- Lực cản tĩnh chuyển động của xe lăn gồm có : Lực cản do ma sát và lực cản do độ dốc của đường ray Thành phần lục cản do gió ỏ đay không có vì cầu lăn làm việc trong nhà.

- Lực cản do ma sát : theo công thức3-40[1]:

Trong đó  , f là hệ số ma sát lăn và ma sát trượt của ổ , lấy theo bảng 3-7,3-8 [1]

+ Lực cản do độ dốc của đường ray đặt trên cầu:

Trong đó  :độ dốc của đường ray: lấy theo bảng 3-9 [1]

- Tổng lực cản tĩnh tác dụng lên cơ cấu: theo công thức3-39[1]

Với k=2,05 hệ số tính đến ma sát thành bánh, lấy theo bảng 3-6 [1] tương ứng với tỷ lệ giữa khoảng cách bánh và khoảng cách trục bánh xe bằng

- Công xuất tĩnh đối với cơ cấu di chuyển :

- Công xuất tĩnh yêu cầu đối với động cơ điện : theo công thức :

Trong đó : v x - vận tốc di chuyển của xe

 dc - hiệu xuất của cơ cấu di chuyển, lấy theo bảng 1-9[1]

- Tương ứng với chế độ làm việc cảu cơ cấu là trung bình có CĐ` sơ bộ chọn động cơ điện MT 21-6 [3]( át lát máy nâng chuyển)có các đặc tính sau:

- Công suất danh nghĩa : N dc  0,9 w k

- Số vòng quay danh nghĩa: n dc  935 vg ph /

- Hệ số quá tải : ax 2,3 m dn

- Mômen vô lăng:  G D i 2  r oto 0,85 Nm 2

Tỉ số truyền chung

- Số vòng quay của bánh xe cần để đảm bảo vận tốc di chuyển của xe:

- Tỷ số truyền chung đối với bộ truyền cơ cấu di chuyển xe:

Kiểm tra động cơ điện và mô men mở máy

- Gia tốc lớn nhất cho phép để đảm bảo hệ số an toàn bám k b  1, 2 tính cho truờng hợp lực bám ít nhát (khi không có vật nâng) theo công thức3-51[1]: ax

+ g - Gia tốc trọng trường + G d - Tổng áp lực tác dụng lên bánh dẫn khi không có vật nâng

+ G o - Trọng lượng xe kể cả bộ phận mang vật G o B000N+  - Hệ số bám của xe vào đường ray:làm việc trong nhà lấy=0,20

+ f - Hệ số ma sát trong ổ trục tbeo bảng 3-8 lấy f = 0,015 + d, Dmax - Là đường kính ngõng trục và đường kinh xe lăn.

+ W t o - Tổng lực cản tĩnh chuyển động xe khi không có vật theo công thức: W t o 42000

- Thời gian mở máy tương ứng với gia tốc cho phép là: ax

- Mômen mở máy tối đa cho phép để không sẩy ra trượt trơn theo công thức3- 54[1] :

2 375 375. o i i dc o t bx o bx dc I m o o x dc x m dc m

+ - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các chi tiết quay trên các trục sau trục I:

- Tổng mômen vô lăng của các chi tiết máy quay trên trục I theo công thức :  G D i i 2  I

+ G D i i 2  khop với  G D i i 2  khop 55 m 2 , ở đây chọn khớp đàn hồi có bánh phanh đường kính D0mm cho phanh TKT – 100   G D i i 2  I =0,85+0,255=1,105m 2

- Đối với động cơ điện đã chọn có mômen danh nghĩa :

- Mômen mở máy xác định theo công thức:

Như vậy động cơ có mômen mở máy trung bình nhỏ hơn mômen mở máy cho phép

- Vì Ndc>Nt nên không cần kiểm tra điều kện về nhiệt.

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Phân phối tỷ số truyền

- Bên cạnh vật liệu chế tạo bánh răng, điều kiện chụi tải việc phân phối tỷ số truyền trong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc.

Có nhiều phương pháp để phân phôi tỷ số truyền dựa vào các yêu cầu:

+ Theo yêu cầu về công nghệ: kích thước, khối lượng nhỏ gọn

+ Theo yêu cầu về bôi trơn các bánh răng ăn khớp

+ Theo yêu cầu về gia công vỏ hộp

+ Theo yêu cầu về điều kiện sức bền đều của các cặp bánh răng ăn khớp trong hộp đây là yêu cầu được sử dụng nhiều nhất.

- Việc phân phối tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 3 cấp được xác định dựa vào biểu đồ hình 3.22 [2] trang 46.

= 48,927/(3,152.3,925) = 3,955 Ngoài ra , nếu dựa theo điều kiện khối lượng hộp nhỏ nhât ta có thể xác định tỷ số truyền cấp nhanh u1 và cấp trung gian u2 theo công thức :

Kết quả này cũng phù hợp với kết quả kiểm nghiệm theo hàm đa mục tiêu (bảng 3.2) Để giảm kích thước và khối lượng hộp ta phân tỷ số truyền theo đồ thị:

Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục

2.1 Tốc độ quay của các trục

- Tốc độ quay của trục I : nI = n dc  935 (v/ph)

- Tốc độ quay của trục II : nII = 1

- Tốc độ quay của trục III : nIII = 2

- Tốc độ quay của trục( trục ra của hộp nối với trục của bánh xe) IV: nIV 3

2.2 Tính công suất các trục

PI = P LV dc k.ol= 0,8.1.0,99 = 0,792(kw)

- Công suất trên trục II :

PII = PI.BR.ol = 0,792.0,97.0,99 = 0,761 (kw)

- Công suất trên trục III :

PIII = PII.BR.ol = 0,761.0,99.0,97= 0,731 (kw)

- Công suất trên trục IV :

PIV = PIII.BR.ol = 0,731.0,97.0,99 = 0,7(kw)

2.2 Tính mômen xoắn trên các trục

Lập bảng thông số khi làm việc

Mômen xoắn T(Nmm) động cơ 1 0,8 935 8171,1

3 Thiết kế bộ truyền trong hộp

3.1.1 Chọn vật liệu Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu 2 bánh răng của 3 cấp là như nhau và thuộc vật liệu nhóm I có độ rắn HB N HO 1  30 H HB 2,4 1  30.192 2,4  9,1.10 6 HB

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương Do tải thay đổi nên:

+ t i : tổng số giờ làm việc

+ i : chỉ só chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét

+ T max : mụ men xoắn lớn nhất của bộ truyền

+ t  : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Theo bảng 1-1

=> N HE 1  N HO 1 => lấy : N HE 1 = N HO 1 = 9,1.10 6

=> Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền : 1 2

. Ứng suất tiếp xúc cho phép: [H] 0 lim

+ Z R - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ Z v - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vũng

+ K xH - Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ SH – H ệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp theo bảng 6.2[2] lấy = 1,1

(tính sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH= 1) Bánh nhỏ : [H 1 ] 454.1 1,1 = 412,73 (Mpa) Bánh lớn : [H 2 ] 410.1 1,1 = 327,73 (Mpa)

Ta sử dụng bánh răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình trong 2 giá trị của ứng suất tiếp xúc [] = 392,73(Mpa)

 Thoả mãn Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[H]1max = 2,8.ch = 2,8.450 = 1260 (Mpa) [H]2max = 2,8.ch = 2,8.340 = 952 (Mpa) b Ứng suất uốn cho phép

-Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: N FO 1  N FO 2 =4.10 6 (MPa)

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương:

N FE 1  N FO 1 => lấy : N FE 1  N FO 1

-Ứng suất uốn cho phép :

+ Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Y s - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ K xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy : Y R Y s K xF =1

+ SF - Hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn theo bảng 6.2[2] lấy = 1,75

-Ứng suất quá tải cho phép:

3.1.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

+ ba - Hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra Bảng 6.6[2]: Trị số của các hệ số ba ta chọn ba= 0,25.

+ K a - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số K a ta chọn K a = 43 MPa 1/3

+ K H  - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

Tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

TI 89,4 (Nmm) - Mômen xoắn trên trục chủ động

3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp

- Môđun mn = (0,010,02) a w 1 = (0,010,02).75=0,751,5 => Tra bảng: Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp mn = 1,5.

- Chiều rộng vành răng : bW= aW 1 ba = 75.0,25 = 18,75 (mm)

Chọn sơ bộ  = 15 0 do đó cos = 0,9659 + Số bánh răng nhỏ:

-Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

-Góc nghiêng : cos . 2. t w m Z a  0,96   = 16 0 (8 0 20 0 ) hoả mãn Nhờ có góc nghiêng của răng do đó không cần dùng dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước Vậy x1 =x2 = 0.

3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

-Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:

+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Tra trong bảng 6.5 có Z M '4 (MP

+ ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

 + b - Là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgb = cost.tg

2.cos(15, 25 ) sin(2.20,76 ) = 1,71 + Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Vì  = bW.sin/mn. 20.sin(16 )0

1, 63 = 0,78 + dw1 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức 6.11[2] ta có : dw1 2 1

+ KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H  K H  K H  K Hv

 KH = 1,06 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 )

 KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

 Vận tốc vòng của bánh răng:

.Tra bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 4(m/s)  cấp chính xác của bánh răng là 9 Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KH = 1,13.

H là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được

H = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73

 KH = 1,06.1,13.1,044 = 1,25 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Trong đó : [H] = 392,73 (MPa) với v = 1,598(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25  0,63 (m)  lấy ZR = 0,98

 [H]CX = 392,73.0,98.1.1 = 384,87MPa) Tính sai số:

    đạt yêu cầu Lấy bw = 19(mm)

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

+ T1 - Mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 8089,4 (Nmm)

+ bW - Chiều rộng vành răng bW = 19 (mm)

+ dW 1 - Đường kính vòng lăn bánh chủ động dW 1 = 35,94(mm)

+ Y - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y 1

 1 1,63 = 0,61 + Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

+ YF 1 , YF 2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Số răng tương đương : Zv 1 1 cos3

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.

Tra Bảng 6.18: Trị số của hệ số dạng răng là YF 1 = 3,9; YF 2 = 3,61

K F  khi tính toán về uốn là KF= 1,15

Tra Bảng 6.14: Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng nghiêng KF = 1,37

+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  K F  K F  K Fv 1,15.1,37.1,1=1,73

- Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

- Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: với m = 1,5 (mm)  YS = 1,08 - 0,0695ln(1,5) = 1,05

YR = 1 : phụ thuộc độ nhám

 Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải max qt dn

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.Căn cứ vào sơ đồ tải,với tải không đổi ta thấy mômen trên bánh răng lớn nhất khi mở máy,bánh răng có hệ số quá tải Kqt=Kbđ=1,5 Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại ứng suất tiếp xúc cực đại  H max không được vượt quá một giới hạn cho phép: max 381,34 1,5

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.

- Ứng suất uốn cực đại:

= 80,45 (MPa) < [F2] = 272 (MPa) Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Các thông số cơ bản của bộ truyền

Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị aw 75.00 mm yba 0.25 mn 1.50 mm ybd 0.52 bw1 23.00 mm ea 1.63 bw2 19.00 mm eb 1.13

D2 113.36 mm v 1.76 m/s dw1 35.94 mm sH 381.34 MPa dw2 114.06 mm sF1 57.94 MPa da1 38.72 mm sF2 53.63 MPa da2 116.36 mm [sH]cx 384.87 MPa df1 31.97 mm [sF1]cx 207.72 MPa df2 109.61 mm [sF2]cx 183.92 MPa sHmax 952.00 MPa sF1max 360.00 MPa ut 3.17 sF2max 272.00 MPa

3.2 Bộ truyền bánh răng trung gian

Chọn vật liệu cua bánh răng giống như bộ chuyền bánh răng cấp nhanh nên các thông số của vật liệu lấy như trên:

122, 4Mpa ax60Mpa ax'2Mpa

3.2.2 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

+ ba - Hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục

Tra Bảng 6.6[2] : Trị số của các hệ số  ba ta chọn ba= 0,3.

+ K a - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số K a ta chọn K a = 43 MPa 1/3

+ K H  - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

Với hệ số bd = 0,5.ba.(u2+1) = 0,5.0,3.(3.925+1) = 0,74 tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K H  ta chọn K H  =1,10 (sơ đồ 3)

TII $499,81 (Nmm) mômen xoắn trên trục chủ động

- Môđun: mn = (0,010,02) a w 2 = (0,010,02).115=1.152,3 => tra Bảng : Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp mn = 2.

- Chiều rộng vành răng: bW= aW 1 ba = 115.0,3 = 34,5 (mm)

Chọn sơ bộ  = 15 0 do đó cos = 0,9659

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là:

- Góc nghiêng : cos . 2. t w m Z a  0,9826   = 10,70 0 (8 0 20 0 ) Thoả mãn Nhờ có góc nghiêng của răng do đó không cần dùng dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước, vậy x1 =x2 = 0

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:

+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.

Tra trong bảng 6.5 có Z M '4 (MP

 + b - Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgb = cost.tg

2.cos(10,05 ) sin(2.20,33 ) = 1,74 + Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Vì + = bW.sin/mn. 34.sin(10,7 )0

 Z 1 1,68 = 0,77 + dw1 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức 6.11[2] ta có: dw3 2 2

 KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng :

. Tra bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 4(m/s)  cấp chính xác của bánh răng là 9.

Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KH = 1,13.

K : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

+ H - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được H = 0,002.

+ g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2.

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

+ Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1

+ Cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25  0,63 (m)  lấy ZR = 0,98

    đạt yêu cầu lấy bw = 34(mm)

+ T2 - Mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 24499,81 (Nm)

+ dW1 - Đường kính vòng lăn bánh chủ động dW3 = 46,81 (mm)

 1 1,68 = 0,6 + Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

= 0,92 + YF3, YF4 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3= 3,9, YF4= 3,61

K F  khi tính toán về uốn được KF= 1,21

Tra Bảng 6.14[2] : Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng nghiêng KF = 1,37

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  K F  K F  K Fv 1,21.1,37.1,03=1,71

- Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

- Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : với m = 2 (mm)  YS = 1,08 - 0,0695ln(2) = 1,05

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải qt max dn

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.Căn cứ vào sơ đồ tải,với tải không đổi ta thấy mômen trên bánh răng lớn nhất khi mở máy,bánh răng có hệ số quá tải Kqt=Kbđ=1,5 Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại:

- Ứng suất tiếp xúc cực đại  H max không được vượt quá một giới hạn cho phép max 375,62 1,5

- Ứng suất uốn cực đại :

- Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

Z4 90 Răng a 20.00 độ d3 47.62 mm at = atw 20.33 độ d4 186.35 mm v 0.73 m/s dw3 46.81 mm sH 375.62 MPa dw4 183.19 mm sF1 56.70 MPa da3 51.62 mm sF2 52.49 MPa da4 190.35 mm [sH]cx 384.87 MPa df3 42.62 mm [sF1]cx 207.72 MPa df4 181.35 mm [sF2]cx 183.92 MPa sHmax 952.00 MPa sF1max 360.00 MPa ut 3.91 sF2max 272.00 MPa

3.2.Bộ truyền bánh răng cấp chậm

Với hộp giảm tốc có tải trọng trung bình và nhỏ nên ta không thay đổi vật liệu các bộ chuyền Vậy ta chọn vật liệu C45 với các thông số như trên.

122, 4Mpa ax60Mpa ax'2Mpa

3.2.2.Xác định sơ bộ khoảng cách trục

+ ba : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Tra Bảng 6.6[2] : Trị số của các hệ số ba ta chọn ba= 0,3.

+ K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số K a ta chọn K a = 43 MPa 1/3

+ K H  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

Với hệ số bd = 0,5.ba.(u3+1) = 0,5.0,3.(3,955+1) = 0,74 tra Bảng 6.7: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K H  ta chọn K H  =1,1(sơ đồ 3)

T3 371,3 (Nmm) mômen xoắn trên trục chủ động

Môđun mn = (0,010,02) a w 3 = (0,010,02).170=1.73,4=> tra Bảng : Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp mn = 2,5.

Chiều rộng vành răng : bW= aW3.ba = 170.0,3 = 51 (mm) chon bWU(mm)

Chọn sơ bộ  = 15 0 do đó cos = 0,9659

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

Góc nghiêng : cos . 2. t w m Z a  0,9485   = 18,46 0 (8 0 20 0 ) thoả mãn Nhờ có góc nghiêng của răng do đó không cần dùng dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước Vậy x1 =x2 = 0.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện :

+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng 6.5 có Z M '4 (MP

+ b - Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgb = cost.tg

2.cos(17,31 ) sin(2.20,99 ) = 1,69 + Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Vì  = bW.sin/mn. 55.sin(18, 46 )0

 Z 1 1,64 = 0,78 + dw5 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức 6.11[2] ta có : dw5 2 3

KH - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

 Vận tốc vòng của bánh răng :

.Tra bảng 6.13: Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 4(m/s)  cấp chính xác của bánh răng là 9.

Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được KH = 1,13.

KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

170 3,96 =0,26 Trong đó: H - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.

Tra trong bảng 6.15 được H = 0,002; g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra trong bảng 6.16 được g0 = 73.

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Với v = 1,598(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25  0,63 (m)  lấy ZR = 0,98

 [H]CX = 392,73.0,98.1.1 = 384,87MPa) Tính sai số:

    đạt yêu cầu lấy bw = 55(mm)

+ T3 - Mômen xoắn trên bánh chủ động T3 = 92371,3 (Nmm)

+ dW 1 - Đường kính vòng lăn bánh chủ động dW3 = 68,53 (mm)

+ Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

= 0,87 + YF3, YF4 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Số răng tương đương : Zv5 5 cos3

Tra Bảng 6.18: Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF5= 3,8; YF6= 3,6

K F  khi tính toán về uốn được KF= 1,21

Tra Bảng 6.14 : Trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng nghiêng KF = 1,37

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  K F  K F  K Fv 1,21.1,37.1,01=1,67

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải max qt dn

Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại.Căn cứ vào sơ đồ tải,với tải không đổi ta thấy mômen trên bánh răng lớn nhất khi mở máy,bánh răng có hệ số quá tải Kqt=Kbđ=1,5 Để tránh biến dạng dư và gẫy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại ứng suất tiếp xúc cực đại  H max không được vượt quá một giới hạn cho phép: max 382,60 1,5

Ứng suất uốn cực đại :

Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

Z6 103 Răng a 20.00 độ d5 67.29 mm at = atw 20.99 độ d6 266.58 mm v 0.27 m/s dw5 68.53 mm sH 382.60 MPa dw6 271.47 mm sF1 66.12 MPa da3 72.29 mm sF2 62.64 MPa da6 271.58 mm [sH]cx 384.87 MPa df5 61.04 mm [sF1]cx 200.71 MPa df6 260.33 mm [sF2]cx 177.71 MPa sHmax 952.00 MPa sF1max 360.00 MPa ut 3.96 sF2max 272.00 MPa

3.3 Kiểm tra các điều kiện

3.3.1 Kiểm tra các điều kiện chạm trục

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức : d i sb  3 0, 2  

    ứng suất cho phép    20 (MPa) chọn    = 12 (MPa) d sb I 

0, 2.12 ,99 (mm)  chọn d sb I (mm) d sb I d sb II d sb III d sb IV a w1 a w2 a w3

0, 2.12 = 21,69 (mm)  chọn d sb II = 25 (mm) d sb III 

0, 2.12 33,76 (mm)  chọn d sb III = 35 (mm) d sb IV 

0, 2.12 = 52,64 (mm)  chọn d sb IV = 55 (mm)

 Thoả mãn điều kiện không chạm trục

3.3.2 Kiểm tra điều kiện lắp Để giảm kích thước hộp ta nên kiểm tra điều kiện lắp của bănh răng:Điều kiên lắp theo hình vẽ là aw2 – (da2+da5)/2 = 115 – (116,36+72,29)/2 = 20,675 >10 Thoả mãn điều kiện lắp.

THIẾT KẾ CÁC BỘ PHẬN KHÁC CỦA CƠ CẤU DI CHUYỂN XE

Ổ đỡ trục bánh xe

1 Phân tích chi tiết ga công

1.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc, đặc điểm kết cấu của chi tiết gia công. a) Phân tích chức năng điều kiện làm việc của chi tiết gia công.

Chi tiết trục răng là loại chi tiết được dùng rất phổ biến trong ngành chế tạo máy Chúng có bề mặt cơ bản cần gia công là mặt ngoài tròn xoay ngoài Mặt này thường dùng làm mặt lắp ghép.

Chi tiết dạng trục thường được dùng để truyền mô men xoắn giữa hai trục song song hoặc vuông góc hoặc tạo với nhau một góc.Nhờ truyền động cơ khí giữa các cặp bánh răng, bánh vít, trục vít ăn khớp hay nhờ truyền động đai ma sát Trong quá trình làm việc trục dễ bị biến dạng do tác dụng của tải trọng và điều kiện làm việc Vì vậy chi tiết phải được gia công chính xác để đảm bảo yêu cầu kỹ thuật đề ra như độ cứng xoắn, độ cứng uốn, độ đồng tâm, các bề mặt làm việc của trục cần phải được gia công chính xác, cơ tính đạt yêu cầu.

Phần đầu trục gia công bánh răng ăn khớp với bánh răng khác để truyền lực từ bánh răng lớn cùng trên trục hoặc ngược lại, là kiểu lắp công xôn nên trục phải cứng vững đảm bảo độ đồng tâm Việc gia công bánh răng liền trục giữa hai ổ vừa làm tăng độ cứng vững trục, tiết kiệm nguyên công hạ giá thành sản phẩm Nhưng có nhược điểm là khi làm việc bề mặt răng bị tróc rỗ, gẫy, mòn thì phải thay cả trục. b) Phân tích đặc điểm kết cấu của chi tiết gia công Đặc điểm chung của chi tiết trục răng là những chi tiết có dạng tròn xoay có tỷ số L/D

Trong đó: L: chiều dài lớn nhất

Chi tiết có tỷ số L/D = 265,5/38,72 > 2 Để đảm bảo điều kiện lắp ráp chi tiết được chế tạo theo bậc với đường kính thay đổi Để giảm tập chung ứng suất ở chỗ chuyển tiếp giữa các đường kính có các bán kính góc lượn.

1.2 Phân tích yêu cầu kỹ thuật và chọn phương pháp gia công lần cuối

THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG TRỤC I

Phân tích chi tiết ga công

1.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc, đặc điểm kết cấu của chi tiết gia công. a) Phân tích chức năng điều kiện làm việc của chi tiết gia công.

Chi tiết trục răng là loại chi tiết được dùng rất phổ biến trong ngành chế tạo máy Chúng có bề mặt cơ bản cần gia công là mặt ngoài tròn xoay ngoài Mặt này thường dùng làm mặt lắp ghép.

Chi tiết dạng trục thường được dùng để truyền mô men xoắn giữa hai trục song song hoặc vuông góc hoặc tạo với nhau một góc.Nhờ truyền động cơ khí giữa các cặp bánh răng, bánh vít, trục vít ăn khớp hay nhờ truyền động đai ma sát Trong quá trình làm việc trục dễ bị biến dạng do tác dụng của tải trọng và điều kiện làm việc Vì vậy chi tiết phải được gia công chính xác để đảm bảo yêu cầu kỹ thuật đề ra như độ cứng xoắn, độ cứng uốn, độ đồng tâm, các bề mặt làm việc của trục cần phải được gia công chính xác, cơ tính đạt yêu cầu.

Phần đầu trục gia công bánh răng ăn khớp với bánh răng khác để truyền lực từ bánh răng lớn cùng trên trục hoặc ngược lại, là kiểu lắp công xôn nên trục phải cứng vững đảm bảo độ đồng tâm Việc gia công bánh răng liền trục giữa hai ổ vừa làm tăng độ cứng vững trục, tiết kiệm nguyên công hạ giá thành sản phẩm Nhưng có nhược điểm là khi làm việc bề mặt răng bị tróc rỗ, gẫy, mòn thì phải thay cả trục. b) Phân tích đặc điểm kết cấu của chi tiết gia công Đặc điểm chung của chi tiết trục răng là những chi tiết có dạng tròn xoay có tỷ số L/D

Trong đó: L: chiều dài lớn nhất

Chi tiết có tỷ số L/D = 265,5/38,72 > 2 Để đảm bảo điều kiện lắp ráp chi tiết được chế tạo theo bậc với đường kính thay đổi Để giảm tập chung ứng suất ở chỗ chuyển tiếp giữa các đường kính có các bán kính góc lượn.

1.2 Phân tích yêu cầu kỹ thuật và chọn phương pháp gia công lần cuối

Khi chế tạo chi tiết dạng trục cần đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:

- Với bề mặt trục 38,72 ( L = 23) gia cụng đạt độ nhẵn Ra = 2,5 àm (Vỡ để phay bánh răng và được truyền mô men xoắn nhờ ăn khớp

- Bề mặt trục 25 tuy bề mặt này dùng lắp ghép ổ lăn nên cần độ chính xác cao, độ bền, độ cứng cao cần gia cụng đạt độ nhẵn búng Ra = 0,63àm Để đảm bảo điều kiện lắp ghép dung sai độ đồng tâm giữa 2 cổ trục là 0,02.

- Bề mặt 20 (L = 46) dùng để lắp ghép khớp nối nên cần độ chính xác cao, độ bền, độ cứng cao cần gia cụng đạt độ nhẵn búng Ra = 0,63 àm

- Độ chính xác về hình dáng hình học như độ côn, độ ô van là 0,3 dung sai đường kính cổ trục.

- Đảm bảo dung sai chiều dài mỗi bậc trục trong khoảng 0,05  0,2 mm.

- Độ đảo các cổ trục lắp ghép không vượt quá 0,03.

- Với cỏc kớch thước khụng lắp rỏp lấy theo cấp chớnh sỏc 12 và nhỏm Ra = 12 àm Dựa vào điều kiện làm việc và yêu cầu về độ chính xác của từng bề mặt ta chọn phương pháp gia công lần cuối là mài tinh.

- Bề mặt 29 dùng phương pháp gia công tiện thô.

- Bề mặt 25 dùng phương pháp gia công mài tinh.

- Bề mặt 20 dùng phương pháp gia công mài tinh.

- Việc gia công hai bánh răng liền trục 38,72 ta chọn phương pháp phay lăn răng

- Với các chi tiết dạng trục yêu cầu về độ đồng tâm giữa các cổ trục là rất quan trọng Để đảm bảo yêu cầu này khi gia công trục cần phải dùng chuẩn tinh thống nhất Chuẩn thống nhất là 2 lỗ tâm côn ở 2 đầu của trục Dùng 2 lỗ tâm côn làm chuẩn có thể hoàn thành việc gia công thô và tinh hầu hết các bề mặt trục.

3)Phân tích tính công nghệ trong kết cấu

Các bề mặt trục có khả năng gia công được bằng các dao thông thường. Đường kính cổ trục nên giảm dần về 2 đầu

Giảm đường kính trục đến mức có thể mà vẫn đảm bảo mọi chức năng làm việc của nó.

Qua trên ta thấy việc gá đặt và gia công chi tiết tương đối thuận lợi đảm bảo độ chính xác về kích thước hình dáng hình học do đó cho năng suất cao đem lại hiệu quả kinh tế cao.

Xác định dạng sản xuất

2.1 Ý nghĩa của việc xác định dạng sản xuất

Dạng sản xuất là một khái niệm đặc trưng có tính chất tổng hợp giúp cho việc xác định hợp lý đường lối biện pháp công nghệ và đề ra phương án tổ chức sản xuất để tạo ra sản phẩm đạt chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật.

Trong điều kiện hiện nay việc xác định dạng sản xuất chủ yếu dựa vào sản lượng và khối lượng của chi tiết gia công.

Các yếu tố đặc trưng của dạng sản xuất là:

- Tính ổn định của sản phẩm

- Tính lắp lại của quá trình sản xuất

* Tuỳ theo sản lượng hàng năm và mức độ ổn định của sản phẩm mà người ta chia ra làm 3 dạng sản xuất sau đây:

- Sản xuất đơn chiếc (Đặc điểm sản lượng hàng năm ít)

- Sản xuất hàng loạt (Đặc điểm sản lượng không quá ít chế tạo thành từng loạt theo chu kỳ)

- Sản xuất hàng khối (có sản lượng rất lớn, sản phẩm ổn định, trình độ chuyên môn hoá cao, trong thiết bị dụng cụ chuyên dùng)

Mỗi dạng sản xuất có những đặc điểm riêng nó phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nhau Dựa vào đó ta lập được quy trình công nghệ gia công chi tiết hợp lý nhằm đạt hiệu quả kinh tế cao.

2.2 Xác định dạng sản xuất

Muốn xác định dạng sản xuất trước hết phải biết sản lượng hàng năm của chi tiết gia công Sản lượng cơ khí được xác định theo công thức:

Nck = NkH ( 1 +  +  ) ( chi tiết/ năm)

Nck : Sản lượng cơ khí chi tiết cần chế tạo trong một năm

NkH : Sản lượng kế hoạch trong năm chi tiết cần chế tạo

 : Hệ số % dự trữ đề phòng cho hư hỏng (  = 4%)

 : Hệ số % dự trữ đề phòng mất mát, bảo quản (  = 6%)

*Trọng lượng của chi tiết Q =  V

 : Trọng lượng riêng của vật liệu ( Thép 45 thì  = 7,85 kg/dm 3 )

V: Thể tích của chi tiết (dm 3 )

Tra bảng 2.10 TKĐACNCTM dựa vào khối lượng chi tiết và sản lượng hàng năm ta có dạng sản xuất là đơn chiếc.

Chọn phương pháp chế tạo phôi

Phương pháp tạo phôi phụ thuộc vào chức năng và kết cấu của chi tiết, vật liệu, yêu cầu kỹ thuật, hình dáng bề mặt và kích thước của chi tiết gia công, quy mô và tính linh hoạt của sản xuất.

Việc xác định phương pháp tạo phôi hợp lý sẽ đảm bảo yêu cầu kỹ thuật của chi tiết kích thước của phôi phải đảm bảo phân bố đủ lượng dư cho quá trình gia công hình dáng của phôi càng giống chi tiết càng tốt Yêu cầu này cho phép giảm số lần chạy dao, giảm thời gian gia công, giảm sai số in dập dẫn đến tăng năng xuất, hạ giá thành sản phẩm.

Căn cứ vào vật liệu, hình dáng kết cấu chi tiết ta có các phương pháp tạo phôi sau: a) Phôi cán:

Phôi cán có ưu điểm là rẻ tiền nhưng cơ tính không đồng đều Chỉ dùng với các loại phôi đơn giản, không cán được thép cán có tổ chức kim loại chặt, kim loại có lớp ứng suất dư

Thép cán được tiêu chuẩn hoá nên khi chọn phôi phải chọn phôi có đường kính lớn hơn đường kính lớn nhất của chi tiết gia công sẽ mất nhiều thời gian cắt gọt, mất nhiều kim loại, giảm năng xuất dẫn đến giá thành cao. b) Phôi đúc:

- Ưu điểm: Đúc được loại phôi phức tạp có đường kính lớn.

- Nhược điểm: Tổ chức kim loại đúc kém, lắm khuyết tật, đòi hỏi kỹ thuật cao. c) Phôi dập :

- Ưu điểm: Phôi dập có độ bóng và độ chính xác cao, tổ chức kim loại đồng đều, có khả năng chế tạo các chi tiết phức tạp, tốn ít vật liệu, năng suất cao, dễ cơ khí hoá, phù hợp sản xuất loạt lớn hàng khối.

- Nhược điểm : máy có công suất lớn, thời gian chế tạo khuôn dài, một bộ khuôn chỉ chế tạo được một loại chi tiết d) Phôi rèn:

 Rèn tự do: Với đầu tư thấp trang thiết bị đơn giản nhưng độ chính xác phụ thuộc vào tay nghề người công nhân thời gian gia công lâuphù hợp với sản xuất loạt nhỏ dơn chiếc

- Ưu điểm: Có tính tương đối tốt, tổ chức kim loại bền chặt, chịu uốn chịu xoắn tốt.

- Nhược điểm: năng xuất không cao, tiêu hao nhiều năng lượng, vật liệu, hiệu quả thấp, điều kiện lao động cực nhọc, hay bị biếnn cứng lớp bề mặt, lượng dư lớn.

 Phôi rèn khuôn: Phôi có độ chính xác cao hơn phôi rèn tự do, lượng dư gia công nhỏ, độ bóng cao, năng xuất cao hơn, giảm phế phẩm và độ chính xác phôi cao phù hợp với sản xuất lớn nhưng chế tạo khuôn phức tạp thiết bị đòi hỏi vốn lớn.

- Rèn trong khuôn kín: Thường áp dụng cho vật rèn có hình dáng phức tạp

- Rèn trong khuôn hở: Sản phẩm thường rèn từ phôi cán cho độ bóng và độ chính xác cao.

Căn cứ vào vật liệu, hình dáng kết cấu chi tiết, dạng sản xuất, điều kiện sản xuất tra bảng 2.10.[1] chọn phương pháp tạo phôi là cán

Thiết kế quy trình công nghệ

Chọn chuẩn hợp lý sẽ nâng cao độ chính xác gia công, đơn giản quá trình gá đặt và kết cấu của cơ cấu định vị và kẹp chặt, giảm bớt thời gian phụ Do đó việc chọn chuẩn phải thoả mãn 2 yêu cầu:

- Đảm bảo chất lượng chi tiết trong suốt quá trình gia công

- Đảm bảo năng suất cao giá thành hạ

Một số nguyên tắc chọn chuẩn: ỉ 40 ±0 5

- Khi chọn chuẩn phải dựa theo nguyên tắc 6 điểm để khống chế hết số bậc tự do cần thiết hợp lý nhất, tuyệt đối tránh thiếu định vị và siêu định vị, trong một số trường hợp tránh thừa định vị

- Chọn chuẩn sao cho không bị lực cắt, lực kẹp làm biến dạng chi tiết quá nhiều, đồng thời lực kẹp phải nhỏ nhằm giảm sức lao động của công nhân và đảm bảo kẹp an toàn

- Chọn chuẩn sao cho thiết kế đồ gá đơn giản thích hợp với loại hình sản xuất đáp ứng được yêu cầu kỹ thuật đặt ra. a)Chọn chuẩn tinh:

- Phân bố đủ lượng dư cho các bề mặt gia công.

- Đảm bảo độ chính xác tương quan giữa các bề mặt gia công với nhau.

 Các lời khuyên khi chọn chuẩn tinh:

- Cố ngắng chọn chuẩn tinh là chuẩn tinh chính Thực hiện lời khuyên này sẽ đơn giản hoá quá trình gia công, lắp giáp vì chi tiết có vị trí tương ứng như khi làm việc chọn như vậy để phải gia công thêm chuẩn tinh phụ

- Cố gắng chọn chuẩn tinh sao cho tính trùng chuẩn cao càng tốt Nếu làm được như vậy sẽ giảm được sai số nguyên công Khi chuẩn khởi xuất trùng với chuẩn cơ sở sẽ tránh được sai số không trùng chuẩn.

- Cố gắng chọn chuẩn tinh thống nhất cho nhiều lần gá đặt để đơn giản hoá việc sử dụng đồ gá trong quá trình công nghệ, giảm được chủng loại đồ gá do đó giảm được thời gian thiết kế và chế tạo đồ gá.

Căn cứ vào các lời khuyên và yêu cầu khi chọn chuẩn , hình dáng kết cấu cụ thể của chi tiết ta có các phương án chọn chuẩn tinh:

Chuẩn tinh là hai lỗ tâm, sơ đồ định vị như hình vẽ Phương án này khống chế 5 bậc tự do: 3 bậc tịnh tiến và 2 bậc quay.

- Ưu điểm: có thể gia công trên nhiều lần gá đảm bảo tốt kích thước đường kính và độ đồng tâm giữa các bậc trục, gá đặt chi tiết một cách nhanh chóng, đảm bảo lời khuyên chọn chuẩn tinh thống nhất

- Nhược điểm: chọn chuẩn tinh là hai lỗ tâm thì khi gia công lỗ tâm chóng mòn và sinh nhiệt do ma sát sẽ làm biến dạng lỗ tâm do đó phải sửa lại lỗ tâm khi bị mòn, mặt khác do truyền lực bằng tốc nên độ cứng vững gá đặt kém gây ra sai số cho chi tiết gia công.

 Phương án 2: Định vị mặt trụ ngoài 34 hoặc 35 bằng mâm cặp ba chấu tự định tâm một đầu chống tâm Phương án này khống chế 5 bậc tự do:

- Ưu điểm: Gá đặt nhanh chóng, đồ gá đơn giản, độ cứng vững cao hơn khi gá trên hai mũi tâm

- Nhược điểm: bị hạn chế bởi độ chính xác của mâm cặp làm giảm độ chính xác tương quan giữa các bề mặt cần gia công.

- Ưu điểm: Độ cứng vững cao, chi tiết được gá đặt nhanh chóng.

- Nhược điểm: Do định vị trên hai khối V nên có thể gây ra sai số gá đặt, lực kẹp lớn gây biến dạng cho chi tiết gia công.

Kết luận : Qua phân tích ưu nhược điểm của các phương án chọn chuẩn tinh và căn cứ vào kết cấu của chi tiết ta chọn phương án một làm chuẩn tinh cho cả quá trình gia công b) Chọn chuẩn thô:

 Những yêu cầu khi chọn chuẩn thô:

- Đảm bảo phân bố đủ lượng dư cho các bề mặt gia công.

- Đảm bảo chính xác vị trí tương quan giữa các bề mặt gia công với các bề mặt không gia công

 Những lời khuyên khi chọn chuẩn thô:

- Theo một phương kích thước nhất định, nếu trên chi tiết gia công có một bề mặt không gia công thì nên chọn bề mặt đó làm chuẩn thô.

- Theo một phương kích thước nhất định, nếu trên chi tiết có hai hay nhiều bề mặt không gia công thì nên chọn bề mặt nào không gia công có yêu cầu độ chính xác tương quan với các bề mặt gia công ở mức cao nhất để làm chuẩn thô.

- Theo một phương kích thước nhất định, nếu trên chi tiết gia công có tất cả các bề mặt đều phải gia công thì nên chọn bề mặt nào ứng với bề mặt gia công mà trên đó đòi hỏi phân bố lượng dư đều và nhỏ nhất để làm chuẩn thô.

- Theo một phương kích thước nhất định, nếu trên chi tiết có rất nhiều bề mặt có đủ điều kiện để làm chuẩn thô thì ta nên chọn bề mặt nào bằng phẳng nhất, trơn chu nhất để làm chuẩn thô, khi đó việc gá đặt sẽ đơn giản và dễ dàng hơn

- Ứng vơi một bậc tự do cần thiết của chi tiết gia công ta chỉ được phép chọn chuẩn thô không quá một lần trong suốt cả quá trình gia công Nếu vi phạm lời khuyên này là phạm chuẩn thô sẽ làm cho vị trí tương quan giữa các bề mặt gia công kém chính xác.

 Phương án chọn chuẩn thô:

Từ những lời khuyên và yêu cầu khi chọn chuẩn thô ta thấy chi tiết có bề mặt ngõng trục 25 dùng để lắp ổ bi đòi hỏi phải gia công đạt độ bóng, độ chính xác cao nên ta chọn ngõng trục làm chuẩn thô Sử dụng phương án này định vị bằng mâm cặp ba chấu tự định tâm khống chế 4 bậc tự do đẩm bảo độ chính sác kích thước bằng đo dò cắt thử.

- Ưu điểm: Đơn giản, chi tiết được gá đặt nhanh chóng.Đảm bảo kích thước bằng do dò cắt thử.

- Nhược điểm: Do định vị trên mâm cặp nên có thể gây ra sai số gá đặt, lực kẹp lớn gây biến dạng cho chi tiết gia công.

4.2 Lập quy trình công nghệ

Dựa vào dạng sản suất và trên các nguyên tắc khi thiết kế nguyên công cần đảm bảo năng suất và độ chính xác yêu cầu Năng suất gia công của nguyên công phụ thuộc vào chế độ cắt, số bước công nghệ, số đường chuyển dao và thứ tự thực hiện chúng trên các nguyên công Do đó phải phải quyết định phương án trình tự các nguyên công gia công Ta có quy trình công nghệ gia công trục bậc như sau:

Nguyên công I: Khỏa mặt đầu, khoan lỗ tâm

Nguyên công II: Khỏa mặt đầu, khoan lỗ tâm

Nguyên công III: Tiện thô:29; 25; 23; 20 Tiện tinh 38,72, 25, 20 vát mép 2x45 0

Nguyên công IV: Tiện thô 29;25, Tiện tinh 25, vát mép 2x45 0

Nguyên công V: Phay rãnh then

Nguyên công VI: Phay bánh răng 38,72

Nguyên công VII: Nhiệt luyện

Nguyên công VIII: Mài thô cổ trục 25, 20

Nguyên công IV: Mài thô cổ trục 25

Nguyên công X: Tổng kiểm tra n d 10 3 ±0 2 ỉ39,2 ±0.1

Tiêu đề	Thiết Kế Cơ Cấu Di Chuyển Trong Xe Lăn Của Cầu Lăn Dẫn Động Bằng Điện
Tác giả	Nguyễn Văn Hiệp
Người hướng dẫn	Cô Nguyễn Thị Quốc Dung, Cô Trần Thị Phương Thảo
Trường học	Trường Đại Học Kỹ Thuật
Chuyên ngành	Cơ Khí
Thể loại	Đồ án tốt nghiệp
Năm xuất bản	2011
Thành phố	Thái Nguyên

Định dạng
Số trang	152
Dung lượng	3,26 MB