CHƯƠNG III : TÍNH CƠNG SUẤT ĐỘNG CƠ CHÍNH
3.3 Tính cơng suất, momen xoắn max, số vịng quay min trên các trục của
của hộp chạy dao:
1, Tính cơng suất trên các trục: + Hiệu suất của một cặp ổ lăn + Hiệu suất của một cặp bánh răng
+ Công suất trên trục động cơ: Nđc = 1,7 [kW] + Công suất trên trục I của HCD:
+ Công suất trên trục II của HCĐ:
+ Công suất trên trục III của HCD:
+ Công suất trên trục IV của HCD:
+ Công suất trên trục V của HCD:
+ Công suất trên trục VI của HCD:
Số vòng quay:
Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax cho nên khi máy làm việc ở cấp tốc độ thấp máy được làm việc đén momen xoắn giới hạn. Không làm việc hết cống suất N. Thực tế cho thấy do yêu cầu về công nghệ và chất lượng cũng như trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác nhau nữa dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng hết cơng suất của máy. Để tính tốn hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính tốn, lấy số vịng quay tính tốn trên từng trục là:
+) nI = nđc = 1420 [vg/ph].
+) nII = nI . i01 = 1420. = 820,4 [vg/ph].
+) nIII = nI . i01 . i02 = 1420.. = 307,67 [vg/ph]. +) nIV min = nIII. i1= 307,67. = 153,85 [vg/ph]. nIV max = nIII. i3 = 307,67. = 615,4 [vg/ph]. → ntính IV = [vg/ph].
+) nV min = nIV min . i4 = 153,84. = 61,54 [vg/ph]. nV max = nIV max . i6 = 615,4. = 378,71 [vg/ph]. → ntính V = [vg/ph].
+)
- Mô men lớn nhất trên các trục của hộp chạy dao:
- Tính đường kính sơ bộ:
Từ mơmen trên các trục đã tính ở trên ta tính được đường kính sơ bộ của các trục theo công thức :
.
Trong đó: T – là mơmen xoắn trên trục cần tính.
[τ] – là ứng suất cho phép phụ thuộc vào loại vật liệu làm trục. Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất cho phép là [τ] = 20. Vậy đường kính các trục lần lượt là:
Chọn sơ bộ đường kính như sau: d1 = 15 [mm]; d2 = 20 [mm]; d3 = 25 [mm];
d4 = 26 [mm] ; d5 = 35 [mm]. d6 =50 [mm]
Từ đó ta có bảng các thơng số động lực học như sau:
Trục I II III IV V VI N (kW) 1,65 1,58 1,52 1,46 1,40 1,34 n (vg/ph) 1420 820,4 307,7 217,57 96,93 25,68 T (N.mm) 18392 47180 64085 137935 498325 d (mm) 15 20 25 25 35 50 3.4 Tính bền bánh răng:
Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực bánh răng khơng cần phải xác định động lực bánh răng Z vì đã biết ở phần tính tốn động học của máy. Cho nên chủ yếu xác định modul của nó. Modul của nó được tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc. Tính theo sức bền tiếp xúc là chủ yếu. Modul trong trường hợp chạy dao người ta thường dùng một loại modul trong một cặp bánh răng cịn các bánh răng khác có cặp tương tự.
Giả sử, ta tính tốn modul cho cặp bánh răng 18 /36 (Z1 / Z1’) truyền từ trục III đến trục IV.
Chọn vật liệu
Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu cho các bánh răng như nhau.
Do công suất trên 2 trục chứa mang bánh răng ở dạng trung bình nên chỉ cần chọn vật liệu nhóm I [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-91, để tăng khả năng chạy mòn của răng, nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 -15 đơn vị:
Cụ thể, theo bảng 6.1[Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-92 chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có , , .
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có , , .
Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo cơng thức 6.1 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-91 và 6.2 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-91
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy và , do đó ta có
Trong đó:
và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
và là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn.
là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. (chọn bằng 1, do bộ truyền quay 1 chiều). , là hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. (chọn bằng 1)
Theo bảng 6.2 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-94 với thép 45, tơi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350,
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ và độ rắn bánh răng lớn:
Khi đó:
Do đó:
Bộ truyền bánh răng thiết kế là bánh răng trụ răng thẳng, do đó, theo cơng thức 6.12 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-95
Ứng suất q tải cho phép: Theo 6.13 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]- 95 và 6.14 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-96
Cơng thức tính mơ-đun theo độ tiếp xúc: Mơđun của bánh răng được tính theo cơng thức:
Trong đó: [σH] = 500 Mpa = 50000 (N/cm2) . Z – là số răng bánh nhỏ có
i – là tỷ số truyền của cặp bánh răng được tính .
: φ0được chọn trong khoảng ( 0,7 ÷ 1,6). Chọn φ0 = 1,5 . K – là hệ số tải được xác định theo công thức:
K = Kđ . Ktt . KN
Kđ - là hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi bánh răng ăn khớp. Trong tính tốn sơ bộ lấy Kđ = 1,2 ÷ 1,4. Lấy Kđ = 1,3.
Ktt – là hệ số tập trung tải trọng, do bánh răng được tôi cải thiện nên chọn Ktt = 1,8.
KN – là hệ số tải trọng theo chu kì. Lấy KN = 1.
K = Kđ . Ktt . KN = 1,3 . 1,8 . 1 = 2,34 n – là số vòng quay của bánh răng chủ động . N – là công suất truyền của cặp bánh răng tính .
Lấy theo tiêu chuẩn: m = 3.
Sau khi tính tốn độ bền tiếp xúc, kiểm nghiệm modul bánh răng theo độ bền uốn. Trong đó: : ứng suất uốn, : hệ số chiều rộng bánh răng, có , chọn y : hệ số dạng răng, chọn y = 0,5 Z: số răng bánh nhỏ Chọn:
Như vậy bánh răng modul m = 2,5 đảm bảo kỹ thuật.
Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:
Theo cơng thức 6.33, [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-105 ta có :
Trong đó:+ T1 : Momen xoắn trên trục IV
+ ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp. Theo bảng (6.5 tr96), vật liệu của hai bánh răng đều là thép => ZM = 274 [Mpa].
+ ZH: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, ta có: ( Cơng thức 6.34 tr 105).
Trong đó: βb: Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở, do bộ phận dùng bánh răng thẳng, nên có βb = 0°.
Dùng bánh răng khơng dịch chỉnh, ta có:
với α = 20°.
+ bw: chiều rộng vành răng, có bw = ψ.m = 8.2,5 =20 [mm] (ψ: hệ số chiều rộng vành răng, lấy ψ =6 - 10).
+ Zε:Hệ số xét đến sự trùng khớp. Với bánh răng thẳng, dùng công thức (6.36a tr 105) để tính: Trong đó: εα: Hệ số trùng khớp, ta có: + dw1: Đường kính vịng lăn bánh nhỏ, ta có: Khoảng cách trục : Đường kính vịng lăn:
+ KH: Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHβ . KHα . KHV
KHβ: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng (6.7 tr 98), với ta có:
KHβ = 1,05
KHV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có:
( Công thức 6.41 tr 107) ; Với: ( Cơng thức 6.42 tr 107) ;
Ta có: v: vận tốc dài của vành răng, ta có:
( Công thức 6.62 tr 116) ;
Theo bảng 6.13 tr 106, chọn ccx động học là cấp 9.
Theo bảng (6.15 và 6.16 tr107) ta có : δH = 0,006; g0 = 73.
Trong đó νHmax là giá trị có được khi tra bảng (6.17 tr 108). Tra bảng 6.14 tr 107 có KHα = 1,13
Từ các giá trị trên có:
KH = KHβ . KHα . KHV = 1,05 . 1,13 . 1,01 = 1,20 Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng :
Mặt khác: [σH] = 500 [Mpa];
Nhận thấy σH< [σH] => Thoả mãn điều kiện tiếp xúc.
Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ, theo công thức 6.43 và 6.44 tr 108 ; ;
Trong đó:
bw: chiều rộng vành răng, bw = 20 mm;
KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo cơng thức 6.45 tr 109, ta có: KF = KFβ . KFα . KFV
KFβ: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7 tr 98 ta có: KFβ = 1,11
KFα: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, theo bảng 6.14 tr 107 ta có: KFα = 1,37;
KFV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo cơng thức 6.46 tr 109 ta có:
Với (Công thức 6.47 tr 109)
Theo bảng 6.15 và 6.16 tr 107 ta có: δF = 0,016; g0 = 73 = 0,016.73.0,72. = 4,37
KF = KFβ.KFα.KFV = 1,11.1,37.1,01 = 1,55
Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ta có:
Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ta có:
YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2.
= ; =
Theo bảng 6.18 tr 109 ta có: YF1 = 4,26 ; YF2 = 3,74 (MPa)
= 150,73 (MPa)
Mà [σF] = 271,54 MPa => σF1< [σF] và σF2< [σF]
3.5. Thông số cơ bản của bộ truyền:
- Modul: m = 2,5
- Đường kính vịng chia: - Đường kính đỉnh răng:
- Đường kính chân răng: - Đường kính cơ sở - Chiều rộng vành răng: - Khoảng cách trục: Chọn A = 67,5 (mm) Bánh răng Số răng m di (mm) awi (mm) dai (mm) dfi (mm) dbi (mm) Bi (mm) Z0 24 2,5 60 110 65 53,75 56,38 20 Z'0 64 2,5 160 165 153,75 150,35 Z1 18 2,5 45 67,5 50 38,75 42,29 Z'1 36 2,5 90 95 83,75 84,57 Z2 27 2,5 67,5 72,5 61,25 63,43 Z'2 27 2,5 67,5 72,5 61,25 63,43 Z3 36 2,5 90 95 83,75 84,57 Z'3 18 2,5 45 50 38,75 42,29 Z4 18 2,5 45 78,75 50 38,75 42,29 Z'4 45 2,5 112,5 117,5 106,25 105,72 Z5 21 2,5 52,5 57,5 46,25 49,33 Z'5 42 2,5 105 110 98,75 98,67 Z6 24 2,5 60 65 53,75 56,38 Z'6 39 2,5 97,5 102,5 91,25 91,62 64
Z7 15 2,5 37,5 78,75 42,5 31,25 35,24 Z'7 48 2,5 120 125 113,75 112,76 Z8 18 2,5 45 50 38,75 42,29 Z'8 45 2,5 112,5 117,5 106,25 105,72 Bảng 3.1 Thông số các bánh răng
3.5.1 Tính bền trục trung gian (chọn trục III)
Do đã tính cặp bánh răng trên trục III và IV nên ta chọn trục III tính chính xác. - Cơng suất: NIII = 1,52 (kW)
- Số vịng quay: nIII= 307,67 (vg /ph) - Momen xoắn: TR = 47180 (N.mm) - Đường kính sơ bộ trục II: d3 = 25 (mm)
Ta thấy trục làm việc nguy hiểm nhất khi 2 bánh răng Z=64 và Z=36 cùng làm việc - Lực tác dụng lên bánh răng:
+ Với Z = 36; m = 2.5
Đường kính vịng lăn: =Z.m =36.2.5 =90(mm) Lực tiếp tuyến: = = =1048(N)
Lực hướng tâm: = .tan(a) = 1171,30.tan() =381,6(N) + Với Z = 64; m = 2.5
Đường kính vịng lăn: =Z.m =64.2.5 =160 (mm) Lực tiếp tuyến: = = = 590(N)
Lực hướng tâm: = .tan(a) = 648,72.tan() =215(N) - Sơ đồ ăn khớp: Fx1 Fy1 Ft2 Fr2 Fx2 Fy2 Ft1 Fr1 O x z y L1 L2 L3 = 142(mm) ; = 282(mm); = 314 (mm) Hình 3.2. Sơ đồ đặt lực sơ bộ Tìm và : _ Tìm và : 66
Vậy chiều của ,, ngược với chiếu giả thiết. Vẽ biểu đồ momen do các lực gây ra trên trục: 142 282 314 Mx My Fy1 Fx1 F y2 Fx2 Ft2 Fr2 Ft1 Fr1 30359,6 6867,6 64372,9 18881 47180 T 2 3 4 1 67
Hình 3.3. Biểu đồ momen các lực gây ra trên trục
Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj Mtđj ứng với các tiết diện j đươc tính theo cơng thức:
Đường kính trục tại các tiết diện j theo cơng thức 10.17 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-194
Trong đó:
- Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục
Tra bảng B10.5 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-195 ta được
Lập bảng tính excel ta được : A B C D Mx 0 30359,6 6867,6 0 My 0 -64372,9 18881 0 T 0 47180 47180 0 Mj 0 71172,9 20091,2 0 Mtd 0 82067,3 45531,5 0 d 0 23,5 19,33 0
Bảng 3.4. Bảng kết quả tổng hợp trên excel
3.2.5.3. Kiểm nghiệm trục III theo độ bền mỏi
Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện 10.19 [1]-195:
Trong đó:
[s] – hệ số an tồn cho phép, [s] = 1,5...2,5
sj, sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện j, được tính theo cơng thức sau:
Với thép 45 có: là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng , và theo bảng B10.7 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-197 ta có:
,
Các trục trong hộp tốc độ đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, ta có:
, ;
Trong đó :
Với theo bảng 10.6 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-196.
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động, ta có:
với
Với theo bảng 10.6 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-196. Với các thơng số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có:
Tiết diện
Đường kính
trục (mm)
Wj Woj Mj Tj σaj τaj
1 20 946,405 1892,81 0 0 0 0
3 25 1848,45 3696,89 71172,9 47180 38,50 9,63 2 20 946,405 1892,81 20091,2 47180 21,23 5,31
4 20 946,405 1892,81 0 0 0 0
Kσdj, Kτdj hệ số xác định theo công thức 10.25 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-197 và 10.26 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-197:
Trong đó:
Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng B10.8 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-197 => Kx= 1,06
Ky - Hệ số tăng bền tra bảng B10.9 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-197 => do không sử dụng phương pháp tăng bền bề mặt nên Ky=1.
là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục giới hạn mỏi tra bảng B10.10 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-198
Tiết diện 1 với d=20 =>
Tiết diện 3 với d=25 =>
Tiết diện 2 với d=20 =>
Tiết diện 4 với d=20 =>
là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.
Theo bảng B10.12 với trục then hoa, răng hình chữ nhật có , [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-199, ta được:
Tra bảng B10.11 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]-198 khi chọn sơ bộ kiểu lắm K6. Tiết diện Kx Ky Kσ εσ Kτ ετ Kσdj Kτdj 1 1,06 1 1,90 0,92 1,46 0,89 2,12 1,70 3 1,06 1 1,55 0,9 2,36 0,85 1,78 2,84 2 1,06 1 1,90 0,92 1,46 0,89 2,12 1,70 4 1,06 1 1,55 0,92 2,36 0,89 1,74 2,71 Tiết diện σ-1 ψσ σaj σmj Kσdj sσj 3 261,6 0,05 38,50 0 1,78 3,81 2 261,6 0,05 21,23 0 2,12 5,81 Tiết diện τ-1 ψτ τaj τmj Kτdj sτj 3 151,73 0 9,63 9,63 2,84 5,56 2 151,73 0 5,31 5,31 1,70 16,82 Tiết diện sσj sτj sj 71
3 3,81 5,56 3,14
2 5,81 16,82 5,49
Nhận xét: Trục thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi.
3.5.2. Kiểm nghiệm trục II theo độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiền hành kiểm nghiệm trục về độ bề tĩnh. Cơng thức kiệm nghiệm có dạng CT10.27 [Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1]- 200
Trong đó:
Vậy Trục thỏa mãn độ bền tĩnh.
----------------------------------
CHƯƠNG IV: TÍNH TỐN HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP CHẠY DAO
4.1Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển. Hệ thống điều khiển phải thỏa mãn các yêu cầu sau:
- Hệ thống điều khiển phải điều khiển nhanh nhằm mục đích rút ngắn thời gian điều khiển để tăng năng suất lao động. Song phải nằm trong phạm vi giới hạn vận hành con người.
- Điều khiển phải tin cậy và chính xác, thể hiện bằng các giải pháp kết cấu tạo điều kiện thuận lợi dễ nhớ cho người công nhân, đồng thời dể lắp rắp và sửa chữa.
- Điều khiển phải an tồn, nhẹ nhàng, dễ thao tác, nên bố trí tập trung hệ thống tay gạt ở vị trí thuận lợi nhất cho người sử dụng.
- Các vị trí điều khiển phải có hệ thống định vị.