đồ án kỹ thuật cơ khí THIếT Kế máy cắt-nhám bạc quy trình công nghệ gia công chi tiết sát si quả lô nhám và gối chỉnh quả lô nhám của máy

đề TàI THIếT Kế máy cắt-nhám bạc quy trình công nghệ gia công chi tiết sát si quả lô nhám và gối chỉnh quả lô nhám của máy Mục lục Chương 1: Thiết kế máy cắt – nhám bạc 1.1.2 Sơ đồ bố

đề TàI

THIếT Kế máy cắt-nhám bạc quy trình công nghệ gia công chi tiết sát si quả lô nhám

và gối chỉnh quả lô nhám của máy

Mục lục

Chương 1: Thiết kế máy cắt – nhám bạc

1.1.2 Sơ đồ bố trí không gian của máy 2 1.1.3 Lưới đồ thị vòng quay

Chương 2: Thiết kế quy trình công nghệ chế tạo chi

tiết sát si quả lô nhám bạc

2.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc của chi tiết 372.2 Phân tích tính công nghệ trong kết cấu chi tiết 38

2.5 Thứ tự các nguyên công 41

2.5.2 Lập thứ tự các nguyên công chi tiết Sát si quả

2.7 Tính và tra chế độ cắt cho các nguyên công 58

2.7.5 Nguyên công VI : Phay mặt lắp ghép phía dưói 64 2.7.6 Nguyên công VII : Phay 4 lắp ghép 65 2.7.7 Nguyên công VIII: Phay mặt đầu trong của

2.7.8 Nguyên công IX: Phay mặt đầu trong của

2.7.9 Nguyên công X : Khoan 315 69 2.7.10 Nguyên công XI : Khoét doa42 70 2.7.11 Nguyên công XII : Phay mặy rãnh 73 2.7.12 Nguyên công XIII : Phay mặt phía trong

2.7.13 Nguyên công XIV : Khoan bốn lỗ 5 76 2.7.14 Nguyên công XV : khoan bốn lỗ 7 772.8 Tính thời gian gia công cơ bản

cho tất cả các nguyên công 782.9 Tính và thiết kế đồ gá nguyên công VIII 87

2.9.3 Xác định phương chiều, điểm đặt

2.9.4 Tính sai số chế tạo cho phép của đồ gá 92

Chương 3: Thiết kế quy trình công nghệ chế tạo chi

3.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc của chi tiết 933.2 Phân tích tính công nghệ trong kết cấu chi tiết 94

3.5.2 Lập thứ tự các nguyên công chi tiết

3.5.3 Chọn máy, chọn dao và sơ đồ định vị

3.6 tính toán và tra lượng dư khi gia công 1073.7 tính và tra chế độ cắt cho các nguyên công 1093.8 Tính thời gian gia công cơ bản cho tất

của lực cắt và lực kẹp chặt 127 3.9.4 Tính sai số chế tạo cho phép của đồ gá CT 130

Lời nói đầuCông nghệ chế tạo máy là một ngành then chốt, nó đóng vai tròquyết định trong sự nghiệp công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước.Nhiệm vụ của công nghệ chế tạo máy là chế tạo ra các sản phẩm cơ khícho mọi lĩnh vực của nghành kinh tế quốc dân, việc phát triển ngànhcông nghệ chế tạo máy đang là mối quan tâm đặc biệt của Đảng và nhànước ta

Phát triển ngành công nghệ chế tạo máy phải được tiến hành đồngthời với việc phát triển nguồn nhân lực và đầu tư các trang bị hiện đại.Việc phát triển nguồn nhân lực là nhiệm vụ trọng tâm của các trườngđại học

Hiện nay trong các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nóiriêng đòi hỏi kĩ sư cơ khí và cán bộ kĩ thuật cơ khí được đào tạo ra phải

có kiến thức cơ bản tương đối rộng, đồng thời phải biết vận dụng nhữngkiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thường gặp trong sảnxuất

Môn học công nghệ chế tạo máy có vị trí quan trọng trong chươngtrình đào tạo kĩ sư và cán bộ kĩ thuật về thiết kế, chế tạo các loại máy

và các thiết bị cơ khí phục vụ các ngành kinh tế như công nghiệp, nôngnghiệp, giao thông vận tải, điện lực vv

Sau một thời gian tìm hiểu và với sự chỉ bảo nhiệt tình của thầygiáo

Nguyễn Hiệp Cường đến nay Em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp công

nghệ chế tạo máy Trong quá trình thiết kế và tính toán tất nhiên sẽ cónhững sai sót do thiếu thực tế và kinh nghiệm thiết kế, em rất mongđược sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong bộ môn công nghệ chế tạo

máy và sự đóng góp ý kiến của các bạn để lần thiết kế sau và trong thực

tế sau này được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn

Chương 1

thiết kế máy cắt – nhám bạc

1.1 Thiết kế động học

1.1.1 Nhiệm vụ của máy:

Máy cắt - nhám bạc có nhiệm vụ tạo nhám, in lôgô lên giấy bạctrong bao thuốc lá và cắt đúng kích thước theo yêu cầu của sản phẩm.Sản phẩm giấy bạc sau khi hoàn thành phải đảm bảo các yêu cầu:

- Nhám trên giấy bạc phải sắc nét, không có vết xước

- Giấy bạc có vết cắt hằn trên giấy không đứt cách vết cắt đứt

50 mm

- Lôgô được in chính giữa theo chiều rộng của giấy và cách vết cắtđứt 25 mm

1.1.2 Sơ đồ bố trí không gian của máy

Xuất phát từ yêu cầu của sản phẩm là được tạo nhám và giấy bạcđược chia ra hai phần trong đó có một phần in lôgô của hãng sản xuất.Cho nên ta có thể tạo nhám cho giấy bạc trên một máy sau đó rồi mới inlôgô và cắt trên máy khác Làm như thế sẽ rất phức tạp và việc cănchỉnh giấy bạc thực hiện hai lần, trong quá trình đem đi cắt có thể làmhỏng nhám Làm theo phương án này không năng suất, tốn nhân công,tốn thời gian căn chỉnh máy Trong khi đó máy tạo nhám và cắt chogiấy bạc chỉ làm việc với điều kiện tải trọng nhỏ độ rung động nhỏ.Không gian làm việc của máy không đòi hỏi lớn, do đó ta có thể kếthợp việc tạo nhám, in lôgô và cắt giấy bạc trong một máy

Máy sẽ gồm hai cụm: cụm tạo nhám đồng thời trên quả lô tạo nhám

có in lôgô của sản phẩm, và cụm cắt giấy trong đó có quả lô dao cắtgồm hai lưỡi dao có nhiệm vụ cắt đứt từng sản phẩm và chia giấy bạc ralàm hai phần trong đó có phần in lôgô của hãng sản xuất Hai cụm này

sẽ được nối với nhau bẵng xích động cứng đảm bảo cho việc căn chỉnhlôgô theo đúng vị trí cần thiết

Do máy chỉ có nhiệm vụ tạo nhám và cắt giấy bạc, trong đó việc tạonhám cho giấy bạc đòi hỏi có độ nhám đều và cắt đúng vị trí do đó khimuốn thay đổi tốc độ của máy phải thay đổi từ từ tránh rung động ảnhhưởng đến việc tạo nhám, vì vậy việc thay đổi tốc độ của máy ta dùngbiến tần điện để thay đổi trực tiếp tốc độ ở động cơ còn bộ truyền trongmáy chỉ cần một cấp tốc độ và được truyền động từ động cơ thông quahộp giảm tốc một cấp và truyền ra trục chính, trục quả lô nhám, trụcquả lô cắt với cùng một tốc độ quay thông qua bộ truyền bao gồm bộcác bộ truyền đai răng và các bộ truyền bánh răng, các bộ truyền nàychỉ có tác dụng là dẫn chuyển động đến các trục chứ không làm nhiệm

vụ thay đổi tỉ số truyền

Ta có sơ đồ bố trí không gian sơ bộ như sau:

B¸nh r¨ng trôc chÝnh

B¸nh r¨ng trung gian

Bé truyÒn ®ai

Hép gi¶m tèc

Bé truyÒn ®ai

B¸nh r¨ng qu¶ l« dao c¾t

B¸nh r¨ng qu¶ l« nh¸m

B¸nh r¨ng trung gian

§éng c¬

1.1.3 Lưới đồ thị vòng quay

Từ đồ thị vòng quay sẽ cho ta các tỷ số truyền của các bộ truyền và

từ đó ta có thể đi tính toán được số răng của các bánh răng trong máycắt – nhám bạc Thế nhưng để có thể vẽ được đồ thị vòng quay trướctiên ta phải xác định được số vòng quay của trục động cơ lắp trên máy.Đối với máy tương tự trong dây truyền sản xuất thuốc lá sử dụng động

cơ cho phần cắt - nhám bạc có công suất là N = 0,25 ( Kw ) và số vòngquay là: n =1400 ( vg/ph ) do đó ta cũng chọn động cơ có công suất và

số vòng quay như vậy để đi tính toán những bước tiếp theo

Để truyền động từ trục động cơ lên trục đầu tiên của trục chínhcủa máy thì thông qua hộp giảm tốc trục vít – bánh vít ta sử dụng bộtruyền đai Nếu như sử dụng bộ truyền đai dẹt hoặc đai thang thì ta sẽgặp phải khó khăn trong việc căng đai, nối đai và có sự trượt giữa đai

và bánh đai nên ở đây ta dùng bộ truyền đai răng Điều ta mong muốn ởđây là bộ truyền có tỷ số truyền không đổi.

Do yêu cầu của trục làm việc có tốc độ n = 147 vòng/phút

Để đơn giản trong việc tính toán các nhóm truyền sau này và việcthiết kế kết cấu nhỏ gọn cho các bộ truyền ta sẽ chọn no = 147 (vg/ph)

và tỷ số truyền chính xác của hộp giảm tốc sẽ là:

Từ những tính toán và lý luận trên đây ta vẽ được đồ thị vòng quaynhư hình sau

Trôc VTrôc IITrôc I

Sơ đồ vòng quay kết hợp của cả cụm nhám bạc và cắt bạc:

Côm c¾t-nh¸m b¹cTrôc IV

Trôc III

Trôc IITrôc I

*Tính số răng của các bánh răng:

Nhóm 1: bộ truyền đai răng i1=0 = 1

Nhóm 4: bộ truyền đai răng i4=0 = 1

Nhóm 5: i5 = 0 = 1 = '

5

5

Z Z

Ta có sơ đồ bố trí không gian của máy như sau:

HGT trôc vÝt b¸nh vÝt

§C

Puly

Puly Puly

Puly Z40 Z40

Z22 Z37 Z22

1.1.4 Xác định công suất, mômen xoắn, số vòng quay trên các trục

Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơkhí), ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau:

t v -

br η η

η1  = 0,92.0,992 = 0,9Trục chính η 2  ηd.η 1 = 0,9.0,96 = 0,87

Trục trung gian cụm cắt bạc:

æl br

Xác định môđun và chiều rộng đai

Môđun được xác định theo công thức:

P1 là công suất trên bánh đai chủ động, kw;

N1 số vòng quay của bánh đai chủ động, vg/ph;

P1= pđc. gt= 0.25.0.99 2 0,90 = 0.22

n = nđc.igt =1400.4/38 = 147(vp/ph)

4 147

22 0

*sác định các thông số của bộ truyền:

Số răng Z1 của đai nhỏ được xác định băng cách tra bảng 4.29 áchtính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1

Ta có Z1=24 răng

Z2=Z1.i= 24 răng

Khoảng cánh trục a có : amin  a ≤ amax

b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện saukhi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giớihạn bền chảy) lần lượt như sau:

b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 190

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

H Hlim SH ZR ZV KL KxH

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng

- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn

- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1   H  H lim / S H

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xácđịnh như sau: HL

o lim H lim

H   K



Trong đó: - 

Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

ta công thức xác định SH và 

Hlimnhư sau: 

Hlim= 2.HB + 70 ; SH = 1,1Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh rănglớn như sau:

Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau:

, 2 4

, 2 2

HO

7 4

, 2 4

, 2 1

HO

10 200

30 HB

30 N

10 7 , 1 250 30 HB

30 N

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng nghiêngđược xác định như sau:  m i i

max i

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3.Vậy với bánh răng lớn ta có:  3 i i

max i 2

HE 60 c T / T t n

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có

7 2 7

3 3

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 68 , 1 / 147 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 510

1 lim

H HL

o H H

1 450

2 lim

H HL

o H H

H H

H

H H H

3 , 436 409

6 , 463 5 , 0

2 1

6 , 482 409 18 , 1 ,

min 18 , 1

2 1

2 1

b ứng suất tiếp uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

F  Flim YR YS KxF / SF.

Trong đó:

- [Flim] là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện

- YS=1,08–0,16.lgm là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng

- KxF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ Y Y K = 1   

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xácđịnh như sau: FL

o lim F lim

F   K



Trong đó:

- 

Flim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

ta có công thức xác định SF và 

Hlimnhư sau: 

Flim= 1,8HB và SF =1,75.Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh rănglớn như sau:

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 được xác định cho mọi loại thép.Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định:

 m i imax

- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục trung gian) ta có:

 6 i i

max i 2

FE 60 c T / T t n

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

7 2

7 6

6 3 , 8 10 0 , 6 10

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 68 , 1

147 1

Ta có : K 1

N N

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1 450 S

K

F FL o

1 lim F 1

  226 , 29

75 , 1

1 396 S

K

F FL o

2 lim F 2

H Hv H 1

u

K K K T

- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

1 1 1075 , 1 12993 3

Vậy ta có a = 61,4 (mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là:

Ta chọn môđun của bánh răng là m = 2

Ta có số răng trên các bánh răng (theo phần trên) là:

Bánh nhỏ Z1 = 22

Bánh lớn Z2 = 37

 = arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(2.59/(2.61,4)] = 1605’

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 436 (MPa)

Do H =

nh

nh H 1

1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z

07 , 16 cos 2 2

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0 , 3522

60000

147 76 , 45 14 , 3 60000

. 1 1

.

005 , 1 13 , 1 1075 , 1 12993

2

76 , 45 11 31 , 0 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o H H

H H H Hv

 KH = KH.KHV KH =1,1075.1,005 1,13 = 1,26

68 , 1 11

) 1 68 , 1 (

26 , 1 12993

2 4

, 61

795 , 0 7 , 1 274

 [H] = 436.1.0,95.1 = 414 MPa

Nhận thấy rằng H = 400 (MPa) < [H] = 414 (MPa) do đó bánhrăng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răngthì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suấtuốn cho phép [F] hay: F  [F]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

41 )

/(cos

9 , 3 79

, 24 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng6.18(Tập1:TTTKHDĐCK)

.

019 , 1 37 , 1 2225 , 1 12993

2

4 , 61 11 25 , 1 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F F

F F F Fv

. 1 1

76 , 45 11

9 , 3 885 , 0 714 , 0 706 , 1 12993

2

.

.

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

Với m =2 mm YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2)1 Còn YR =1 và KxF =1:

MPa MPa

F F

F F

29 , 226 9

, 102

14 , 257 52

, 108

1 2

1 1

số đã được tính toán trong phần động học như sau:

Bánh trung gian Z1 = 40

Bánh quả lô nhám Z = 40

Số vòng quay trục chính n = 147vg/ph

Công suât vào: P = 0,17 kw

Ta có tỷ số truyền là: u = Z2/Z1 = 1

1.Chọn vật liệu.

Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bềmặt để tránh hiện tượng gẫy răng, mài mòn, … và độ bền uốn trong quátrình làm việc Cho nên vật liệu làm bánh răng thường là thép có chế độnhiệt luyện hợp lý hoặc được làm bằng gang hay các vật liệu không kimloại khác

- Theo yêu cầu ở phần động học thì bộ truyền bánh răng thẳng phảitruyền được công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trụcchính là 0,23 (kW)) và có tỷ số truyền bằng 1 ứng với chế độ chế dộ làmviệc không thay đổi cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm 0 có độcứng đạt HB  350

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phương phápgia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đượcchênh lệch nhau không quá nhiều

Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tínhtoán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặpbánh răng như sau:

Bánh chủ động trên trục trung gian chọn vật liệu thép C45 và chế độ

nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số

kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250

Bánh bị động trên trục quả lô nhám: chọn vật liệu thép C45 cũngtiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số về vật liệu (độcứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 200

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uốn [ f ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

H Hlim SH ZR ZV KL KxH

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng

- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn

- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có  H  H lim / S H

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xácđịnh như sau: HL

o lim H lim

H   K



Trong đó: - 

Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫnđộng cơ khí) ta có công thức xác định 

Hlim và SH như sau:

Số chu kỳ cơ sở N được xác định bởi công thức: N = 30.HB2,4

, 2 4

, 2 1

7 4

, 2 4

, 2 1

10 200

30

30

10 7 , 1 250

30

30

HB N

HB N

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét Vậy với bánh trung gian ta có: NHE2  60 ci Ti / Tmax3 ti ni.

Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:

7 2 7

3 3

2 7 , 3 10 10

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 147 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 570

1 lim

H HL

o H H

1 470

2 lim

H HL

o H H

K Y

Y .

lim



Trong đó:

- [Flim] là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện

- YS=1,08–0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng.

- YR 1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng

- KxF là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1    F   F lim / S F

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xácđịnh như sau: FL

o lim F lim

F   K



Trong đó: - 

Flim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí)

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 được xác định cho mọi loại thép.Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định:

 m i i i

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6.Vậy với bánh răng trung gian ta có: NFE  60 ci Ti / Tmax6 ti ni.

6 2

7 6

6

2 6 , 3 10 6 10

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 147 1

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1 518

1 lim

F FL

o F F

1 360

2 lim

F FL

o F F

40 75 , 1 2 2

*Ta có theo phần dộng học: Z1 = 40 răng Z2 = 40 răng

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 427,3 MPa

Do H =

nh

nh H 1

1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z

- d1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động;

Ta đã biết được các thông số như sau:

2 2

sin

2

0 tw

1 2 , 3 88 , 1 1 1

2 1

- Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KH.KHV ;

Do bd = 1,05 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toánthiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KH = 1,0725 (Sơ đồ 6).

.

05 , 1 1 0725 , 1 11044

2

70 13 32 , 1 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F F

F F F Fv

. 1 1

) 1 1 (

16 , 1 11044

2 70

876 , 0 76 , 1 274



Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng:

[H] = [H] ZRZVKxH

Với v = 0,54 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác độnghọc là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó độ nhám bề mặt là

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứngsuất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uốncho phép [F] hay: F  [F]

Do

m d b

Y K T 2

1

1 F F 1 1

Trong đó :- T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF.KF KFv

- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng

- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng

- YF : Hệ số dạng răng

- b : Chiều rộng vành răng

- d1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động;

- m : Môđun của bánh răng

7 , 3 40

2 2

1 1

F F

Y Z

Y Z

Theo Bảng6.18(Trang 109-Tập1:TTHDĐCK)

.

13 , 1 1 11 , 1 11044

2

70 13 63 , 3 1

2

1

1

1

u a v g

K K T

d b K

o F F

F F F Fv

. 1 1

Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1

 KF = KF.KF KFv = 1,11.1,13.1 = 1,25

75 , 1 70 13

7 , 3 25 , 1 11044

2

.

2

1

1 1

m d b

Y K

MPa MPa

F F

F F

206 15

, 64

296 15

, 64

1 2

1 1

- Số răng bánh răng: Z1 = 40 và Z1 = 40 răng

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tảitrọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có

cơ tính như sau:

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.ứng suất xoắn cho phép [] = 10  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặtlực ta đang xét

1 Xác định sơ bộ đường kính trục

Trục sử dụng trong các máy thường được chế tạo có hình dạng trụtròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) có như vậymới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục, tạo điều kiện cho việc

lắp ráp và sửa chữa được thuận lợi hơn Tại các tiến diện thay đổiđường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

- d = 510 mm Đối với vai trục thì d =10 còn không thì d =5

Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục

Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữacác trục Cho nên giữa đường kính trục với mômen T trục đó phải

truyền có mối liên hệ bởi công thức 3  

2 , 0

T d



Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- []= 10 20 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứngsuất uốn cho nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền củatrục ta phải hạ thấp [] xuống

* Đường kính ngõng trục vào của trục chính:

  0 , 2 ( 10 20 ) 14,79 18,63

12942

2 ,

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính ngõng trục vào là dn = 18 mm

* Đường kính trục trung gian của cụm cắt bạc:

Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng trung gian đượcxác định như sau:

  0 , 2 ( 10 20 ) 14,03 17,67

11044

2 ,

Đường kính trục lắp quả lô dao tại vị trí lắp bánh răng nghiêng :

  0 , 2 ( 10 20 ) 13,14 16,56

9095

2 ,

Vậy ta chọn đường kính trục lắp bánh răng quả lô dao cắt làd = 16 mm

* Đường kính trục trung gian của cụm nhám bạc:

Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng trung gian được

xác định sơ bộ như sau:

d = (0,27  0,35).a1 =(0,27  0,35).70 = 18,9  24,5 mm

Vậy ta chọn đường kính trục lắp bánh răng trung gian là d = 20 mm

*Đường kính ngõng trục lắp quả lô nhám bạc:

Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng quả lô nhám được

xác định sơ bộ như sau:

d = (0,27  0,35).a1 =(0,27  0,35).70 = 18,9  24,5 mm

Vậy đường kính trục lắp bánh răng nghiêng quả lô nhám là d = 19 mm

Căn cứ vào đường kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra

bảng 10.2 (Trang 189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định

được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau:

m m d

m m b

mm d

mm b

mm d

mm b

mm d

m m b

m m d

12

1 8

03 6

03 5

03 4

02 3

01 2

Do trong máy cắt - nhám bạc thì trục chính có cấu tạo là phức tạp

nhất quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động

cho nhau, nên ảnh hưởng tới kích thước của các trục khác Do đó khi

tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích

thước của trục chính trước hết căn cứ vào đó để định các thông số hình

học cho các trục khác

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục chính trong máy

Trong đó: - b2 = 24 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục chính.

- b2 = 12 là chiều rộng của ổ lăn lắp với tay biên

- b3 = 11 là chiều rộng của bánh răng

- b0,b1 lần lượt là chiều rộng của bánh puly

bo = 32 mm b1 = 21 mm

- lm là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng lm = 14 mm

- lb là chiều rộng của bạc chặn lb = 25 mm

- c = 244 vai trục ở giữa chặn bánh răng và ổ bi

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục quả dao cắt

Trong đó: - b1 = 22mm là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục.

- b0 là chiều rộng của bánh răng bo=11 mm

- a,c là chiều dài vai trục a = c = 22,5mm

- b là chiều dài của quả lô dao cắt b=133mm

- k là chiều dài vai trục k = 4mm

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục quả lô nhám

Trong đó: - b0 = 16 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục

- b1 là chiều rộng của bánh răng b1=13 mm

- a,c là chiều dài vai trục a = c = 2mm

- b là chiều dài của quả lô nhám b = 156 mm

2 Xác định các lực qua bánh răng tác dụng lên trục.

Căn cứ vào sơ đồ làm việc ta có sơ đồ lực đặt lên chi tiết trong máy

* Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm ba thành phần:

Fxki, Fyki , Fzki: lực tác dụng theo phương x, y, z

rki: Toạ độ điểm đặt lực trên bánh răng thứ i trên trục k

hrki: hướng răng của bánh răng thứ i trên trục k

hrki = 1 khi răng phải và = -1 khi răng trái

cbk =1 khi chi tiết quay là chủ động,=-1 khi chi tiết quay là bị động

cqk = 1 khi trục quay ngược chiều kim đồng hồ và = -1 khi trụcquay cùng chiều kim đồng hồ

Trong đó các giá trị lực được xác định như sau:

Bánh răng trục chính:

Fx23 = Ft2 = 568

76 , 45

12993 2 2

20 568

9095 2

N

Fy42 = Fr4= 151

07 , 16 cos

20 398

2

20 260 β

α

ω 6



 tg Cos

tg

F t t

N

* Do góc nghiêng của bộ truyền đai truyền lên cụm nhám bạc là 900

nên lực tác dụng từ bộ truyền đai răng sẽ hướng vào tâm trục theo

phương oy:

Ft = 1000.P/v với P: là công suất; v: là vận tốc tính theo công thức:

V1 = .d1.n2/60000 = 3,14.66,1,147/60000 = 0,509 m/s

Fy22 =(1 1,2) Fr2 = (1 1,2)1000.0,2/0,509 = 470 N

Góc nghiêng của bộ truyền đai truyền từ hộp giảm tốc lên trục chính

là 150 nên lực tác dụng từ bộ truyền đai răng theo hai phương ox và oy:

( )

( )

(

0 )

( )

(

0 0

21

2 2 2

2 2 24

1 22

3

2 2

2 3 1

2 2 24

1 22

3 22

2 3 1

1 1

2 2

3

1 2

3 1

l l

F l

l R l

F l

l F M

l l

R l

F l

l F M

F R

R F

F F

R R

F F

F

y y

y y

oy A

x x

x ox

A

y y

y y

y ky

x x

x x

kx

Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được như sau:

Rx1 = 494N , Rx2 =164N , Ry1 = 206N , Ry2 = 139N

b) Trục quả lô dao cắt (Trục IV):ta có sơ đồ bố trí lực như hình 2

( )

(

0 )

( )

(

0

41 43

2

4 1 42

2

4 1 1

41 43

2 41

42 2

41 1

1 2

2 1

1 2

2 1

l l

R l

l F

l F M

l l

R l

l F

l F M

R R

F F

F

R R

F F

F

y y

y oy

A

x x

x ox

A

y y

y y

k y

x x

x x

( )

(

0 )

( )

(

0

61 63

2 22

1 62

6 3 2

6 1

6 3 2

6 2 63

2 63

1

1 2

2 1

1 2

1 2

l l

R l

F l

l F

M

l l

R l

l F

l F M

F R

F R

F

R R

F F

F

y y

y oy

A

x x

x ox

A

y y

y y

ky

x x

x x

kx

Thay số vào hệ phương trình trên xác định được XAI; XBI; YAI; YBI:

Rx1 = 90N; Rx2 =-250N; Ry1 =-31; Ry2 =164

4 Kiểm nghiệm trục chính về độ bền mỏi:

Nhận thấy trên trục chính tại tiết diện lắp bánh răng nghiêng là tiết

diện nguy hiểm nhất vì tại đó có mômen uốn và mômen xoắn có giá trị

đều lớn hơn các vị trí khác trên trục

Giá trị mômen toàn phần Mu tại các tiết diện nguy hiểm này được

xác định như sau:

) ( 13648 12597

5253 )

( )

y A

x

Còn mômen cản uốn và cản xoắn tại các tiết diện nguy hiểm là:

) ( 800 20

1 , 0 1 , 0

28263 /

) ( 06 , 17 800 / 13648 /

W M

MPa W

M

z A

u A

u





Để trục làm việc dài lâu thì tại tiết diện trục nguy hiểm này phải có

hệ số an toàn thoả mãn điều kiện:

 s s s s

s

s .  / 2  2 

Trong đó:

- [s] là hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,52,5 Có thể [s] = 2,53

- s là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp

- s là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp

Được tính theo công thức sau:

m a

1

.

k s

Trong các công trức trên có:

- -1 là giới hạn mỏi uốn với chu kì đối xứng của mẫu nhẵn cóđường kính 7 10 mm