Thông báo

Tất cả đồ án đều đã qua kiểm duyệt kỹ của chính Thầy/ Cô chuyên ngành kỹ thuật để xứng đáng là một trong những website đồ án thuộc khối ngành kỹ thuật uy tín & chất lượng.

Đảm bảo hoàn tiền 100% và huỷ đồ án khỏi hệ thống với những đồ án kém chất lượng.

Đồ án Thiết kế máy cắt kim loại hộp chạy dao MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG T620A

mã tài liệu 100700600026
nguồn huongdandoan.com
đánh giá 5.0
mô tả 100Mb bao gồm file CAD 2D, thuyết minh,.....Ngoài ra còn kèm theo nhiều tài liệu hướng dẫn thiết kế và chọn trục, chọn bánh răng, ổ lăn,......tính ứng suất trục, tính lực...Đồ án Thiết kế máy cắt kim loại hộp chạy dao MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG T620A
giá 490,000 VNĐ
download đồ án

NỘI DUNG ĐỒ ÁN

Đồ án Thiết kế máy cắt kim loại hộp chạy dao MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG T620A

*Nhận xét:Qua bảng trên ta nhận thấy trị số vòng quay thực tế tính theo phương trình xích động so với giá trị vòng quay tiêu chuẩn đều nằm trong phạm vi cho phép :  Dn £ [Dn], do đó không cần phải tính lại các tỷ số truyền

 

Đồ thị sai số vòng quay

B.TÍNH HỘP CHẠY DAO

1_Yêu cầu kỹ thuật và đặc điểm hộp chạy dao

Hộp chạy dao trong máy tiện nhằm thay đổi các lượng tiến dao trong quá trình cắt gọt

a)Yêu cầu:

- Số cấp chạy dao phải đủ

- Quy luật phân bố lượng chạy dao theo cấp số cộng

- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao smax- smin

- Tính chất các lượng chạy dao liên tục hay gián đoạn

- Độ chính xác của lượng chạy dao yêu cầu chính xác cao

- Độ cứng vững của xích động nối liền trục chính và trục kéo

b)Đặc điểm:

- Công suất truyền bé

- Tốc độ làm việc chậm

- Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền động :  1,5 £ is £ 2,8 

                                                                  Rs max= = = 14

2_Sắp xếp bước ren được cắt tạo thành các nhóm cơ sở và nhóm gấp bội

Sử dụng hộp chạy dao dùng cơ cấu noóctôn để cắt được các loại ren : quốc tế, môđuyn, anh, pitch.

+ Ren Quốc tế

Nhóm cơ sở : tp = 0,5 ; 0,75 ; 1 ; 1,25 ; 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,5 ; 3 ; 3,5 ; 4 ; 4,5 ; 5 ; 5,5 ; 6 .

Nhóm Khuếch đại: tp = 7 ; 8 ; 9 ;10 ;14 ; 16 ; 18 ; 20 ; 22 ; 24 ; 28 ; 32 ; 36 ; 40 ; 44 ; 48 ; 56 ; 64 ; 72 ; 80 ; 88 ; 96 ; 112 ; 128 ; 144 ; 160 ; 176 ; 192

 + Ren Môđuyn

Với tp là bư­ớc ren đư­ợc cắt (mm); ta có m= 0,5; 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 6,5; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13; 14; 16; 18; 20; 22; 24; 26; 28; 32; 36; 40; 44; 48.

+ Ren Anh

n = 2 ; 3 ;3 ; 3 ; 4 ; 4 ; 5 ; 6 ; 6 ; 7 ; 8 ; 9 ; 9,5 ; 10 ; 11 ; 12 ; 14 ; 16 ;

 Nhóm cơ sở : Dp= 56 ; 48 ; 44 ; 40 ; 36 ; 32 ; 28 ; 24 ; 22 ; 20 ; 18 ; 16 ; 14 ; 12 ; 11 ; 10 ; 9 ; 8 ; 7 ;6 ;5.

Nhóm khuếch đại: Dp= 6 ; 5 ; 4 ; 3 ; 2 ; 1

-Như vậy các bước ren được tiêu chuẩn hoá,việc tính toán các tỷ số truyền trong hộp chạy dao cần chính xác .Hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton bước ren được cắt do khối nôcton tạo ra là các bước ren cơ sở.Để kích thước nhỏ gọn thì khối noocton cần có số bánh răng ít nhất có thể được .Ngoài ra còn có nhóm truyền khuyếch đại và nhóm truyền gấp bội với 4 tỷ số truyền igh = ; ; ; ,và như vậy thì các tỷ số truyền có công bội j = 2.

-Khi cắt ren quốc tế và ren mô đun thì bước ren tỷ lệ với số răng của cơ cấu noocton

     t1: t2: t3:….:tn = Z1: Z2 : Z3:….:Zn

Do đó ren quốc tế và ren mô đun có bước ngắn được xếp lên trên,đối với ren Anh được tính bằng số vòng ren trên 1 pit nên số vòng quay càng ít thì bước ren càng lớn.Do đó ta xếp ren có n nhỏ về phía bên phải của bảng xếp ren.Trong nhóm cơ sở những bước ren lớn (tức n nhỏ) được xếp lên trên sở dĩ có được điều này là do số răng Z1 của bộ noocton tỷ lệ với số vòng ren một tấc Anh và số DP

      n1: n2 : n3: ….:nn = Z1: Z2 : Z3:….:Zn.

Bảng xếp ren

-Từ những lý luận trên ta tiến hành xếp bảng ren cho các loại ren theo nguyên tắc sau:

   +Các hàng ngang tuân theo quy luật cấp số nhân

   +Các cột dọc tuân theo quy luật cấp số cộng

-Sắp xếp sao cho số hàng ngang là ít nhất,có như vậy số bánh răng của cơ cấu noocton trên trục mới ít nhất và trục sẽ cứng vững đảm bảo điều kiện bền khi làm việc:

Bảng xếp ren

+Ren quốc tế tp (mm)

+Ren modun (mm)

-

-

-

3,25

6,5

13

26

-

-

1,75

3,5

7

14

28

0,5

1

2

4

8

16

32

-

1,25

2,25

4,5

9

18

36

-

-

2,5

5

10

20

40

-

-

2,75

5,5

11

22

44

0.75

1,5

3

6

12

24

48

1/4

1/2

1/1

2/1

4/1

8/1

16/1

 

Ren anh : n =

Tiêu Chuẩn

Khuyếch đại

 

56

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

28

 

32

 

36

 

38

 

40

 

44

 

48

 

52

14

 

16

 

18

 

19

 

20

 

22

 

24

 

26

7

 

8

 

9

 

9,5

 

10

 

11

 

12

 

13

-

 

4

 

4,5

 

-

 

5

 

-

 

6

 

-

-

 

2

 

2,25

 

-

 

2,5

 

-

 

3

 

-

-

 

1

 

-

 

-

 

1,25

 

-

 

1,5

 

-

-

 

0,5

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

Ren pitch  :Dp =

Tiêu Chuẩn

Khuyếch đại

 

28

 

32

 

36

 

38

 

40

 

44

 

48

 

-

14

 

16

 

18

 

19

 

20

 

22

 

24

 

26

7

 

8

 

9

 

9,5

 

10

 

11

 

12

 

13

-

 

4

 

-

 

-

 

5

 

-

 

6

 

-

-

 

2

 

-

 

-

 

2,5

 

-

 

3

 

-

-

 

1

 

-

 

-

 

1,25

 

-

 

1,5

 

-

-

 

0,5

 

-

 

-

 

-

 

-

 

0,75

 

-

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

-

 

3_Thiết kế nhóm truyền cơ sở

    Gọi Z1 Z2 Z3 ... là số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu noóctông ta có :

 Để cắt ren Quốc tế thì:

   Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 3,5 : 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6

                      Hoặc               7 : 8  : 9  : 10: 11  : 12

Số răng Z1 , Z2 , Z3 ..không thể quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn    25< Z< 60

Do đó Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6 = 28 : 32 : 36 : 40: 44 : 48

                                            = 35 : 40 : 45 : 50: 55 : 60

Để cắt được ren Môđuyn thì

Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6 : Z7= 3,25 : 3,5 : 4 : 4,5 : 5 : 5,5 : 6

Do đó số răng Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5: Z6 : Z7= 26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

Để cắt được ren Anh thì

Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z= 13 : 14 : 16: 18 : 19 : 20 : 22 : 24

                                               Hoặc                      = 6,5 : 7  :  8 :  9  : 9,5 : 10 : 11 : 12

Do đó số răng

Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z= 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48

Để cắt được ren Pitch thì

Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6: Z7= 13 : 14 : 16 : 18 : 20 : 22 : 24

Do đó số răng

Z1 : Z2 : Z3 : Z4 : Z5 : Z6: Z7= 26 : 28 : 32 : 36 : 40 : 44 : 48

Vậy để cắt được 4 loại ren trên thì số răng của cơ cấu nooctông là :

Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7 : Z= 26 : 28 : 32: 36 : 38 : 40 : 44 : 48

Để tránh cho bộ noóctông trở nên kém cứng vững do 2 gôí đỡ đặt xa nhau,số bánh răng của bộ noóctông phải nhỏ hơn 8 bánh răng

Nhận xét : Chỉ vì cắt loại ren Anh có n=19 ren/pit nên bộ noóctông phải thêm bánh răng Z5=38 bánh răng này không dùng cắt 3 loại ren còn lại nên ta bỏ bánh răng Z5=38.Như vậy bộ noóctông chỉ còn lại 7 bánh răng:

Z1 : Z2 : Z3: Z4 : Z5 : Z6: Z7   = 26 : 28 : 32: 36 : 40 : 44 : 48

4_Thiết kế nhóm truyền gấp bội

Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỉ số truyền với j=2,trị số bao nhiêu còn phụ thuộc vào việc chọn cột nào làm nhóm cơ sở trong bảng xếp ren .Tham khảo theo máy mẫu thì nhóm gấp bội được dùng khối bánh răng di trượt (có một bánh răng dùng chung) và chọn cột :7,8,9,10,11,12 làm nhóm cơ sở, ta có 4 tỉ số truyền nhóm gấp bội là:        

a_Phương án không gian

              PA

Yếu tố

2x2

4x1

_Tổng số bánh răng

_Tổng số trục

_Chiều dài trục

_Số bánh răng chịu mômen xoắn Mx

 

8

3

8b+7f

 

2

 

10

3

8b+7f

 

1

 

 

Nhận xét: PAKG 4x1 có số bánh răng trên một trục quá nhiều khó chế tạo do đó PAKG 2x2 hợp lý hơn.

b_Phương án thứ tự

phương án không gian 2x2 có hai PATT

So sánh các phương án thứ tự :

PATT

Nhóm 1

Nhóm 2

2x2

2x2

I – II

[1] [2]

2x2

II - I

[2] [1]

[x]max

2

2

 Ta chọn phương án thứ tự  I-II vì phương án này dẫn đến sự biến đổi các kết cấu máy nhịp nhàng cân đối hơn

Ta có lưới kết cấu sau

c­_ Vẽ đồ thị số vòng quay

Để tránh trùng lập tỷ số truyền ta chọn tỷ số truyền giữa các bộ truyền trong nhóm gấp bội khác 1

Ta có đồ thị số vòng quay như sau :

Nhận xét:

-Phương án (a) cho U=;U=;U= U=2,toàn nhóm cho ta 4 tỷ số truyền ; ; ;.Tương ứng với chọn cột 7,8,9,10,11,12 làm cơ sở phù hợp với máy mẫu,đảm bảo tốc độ giảm đều.

-Phương án (b) cho ta 4 tỷ số truyền: ; ; ;.Để đơn giản ta chọn igb theo tiêu chuẩn máy chuẩn (theo phương án a).

           U1 = . =

           U1 = . =

           U1 = . =

                   U1 = . =

Ta dùng một bánh răng ăn khớp chung : 35

5_ Tính các tỷ số truyền còn lại (i) :

Gồm các bánh răng thay thế và bánh răng phụ của hộp chạy dao. Phương trình cân bằng chuyển động :

1vòng tc . i. icơsở. igbội. tv= tp   mà i = itt. i  nên ta có 1vòng tc . itt.i. icơsở. igbội. tv= tp

Trong đó itt - Tỷ số truyền thay thế

                icđ - Tỷ số truyền cố định

                icơsở- Tỷ số truyền cơ sở

                igbội- tỷ số truyền gấp bội của cơ cấu noóctông

                tv - Bước vít me

                tp - Bước ren được cắt

Để tính i ta cho máy cắt thử một bước ren nào đó .Ta thử cắt ren Quốc tế  tp=10 mm,vì nhóm gấp bội có 4 tỷ số truyền :;;;.

Qua bảng xếp ren Quốc tế ta có  igbội= 1

Ta chọn tv= 12 mm Z0 = 28 răng

Thì icsở== lúc đó bộ bánh răng hình tháp chủ động

do đó  i= =

Ta chọn i= , do  i = itt. i  Ta có = itt .  Þitt==

Khi cắt ren Anh ,xích cắt ren đi theo đường khác, bộ bánh răng noóctông bị động .Tính i khi cắt ren Anh như sau : i=   cho cắt thử ren Anh với n=16v/pit , tp=,lúc đó i= igb= Ta có i=

Tỷ số truyền 36/25 cũng được dùng khi cắt ren Pitch (bánh răng noóctông bị động)nhưng với hai bánh răng thay thế khác nhau .Cuối cùng ta cần tính bánh răng thay thế khi cắt ren Pitch và ren Môđuyn

Ta có phương trình cân bằng : itt=

Cho cắt thử ren Pitch Dp= 25,4.p/8

 igb= ; i= ; ics=    Þ itt =  »

Kiểm tra các bước ren cắt được :

phương trình cân bằng ta có :1vòngtc.21/25.42/50.25/36.32/28.1/2.12=4=tp

6_Tính toán xích tiện trơn

Theo đề bài, lượng chạy dao:

              Sdmin = 0,07mm/vũng.

              Sngmin = 0,5.Sdmin = 0,035mm/vũng.

Xích tiện trơn đ­ược truyền động từ hộp chạy dao, qua một cặp bánh răng 28/56 để đến đ­ược bàn xe dao. Đối với bư­ớc tiến dao dọc thỡ truyền động đư­ợc truyền đến cặp bánh răng – thanh răng có Z = 10 và moduyn m = 3mm, cũn đối với bước tiến dao ngang thỡ truyền động đ­ược đi đến vít me - đai ốc có t = 5mm.

  Ta có thể viết ph­ương trỡnh xớch cho cỏc b­ước tiện trơn Sd và Sng:

          1vt/c.itt.i.ics.igb.=Sd

1vt/c.itt.i.ics.igb.=Sng.

          Tiện trơn đi theo con đường cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại phương trỡnh cõn bằng như sau:

-         Đi qua itt = 42/50, noóctông chủ động:

Sdọc = 1vt/c..igb. = 0,0377.Zn.igb

          Sngang = 1vt/c..igb. = 0,01832.Zn.igb

-              Đi qua itt = 64/97, noóctông chủ động:

-          Sdọc = 1vt/c..igb. =  0,028.Zn.igb

-         Sngang = 1vt/c..igb. = 0,016.Zn.igb

-         Từ các phương trỡnh trờn ta thấy khi cơ cấu Nóoctông chủ động có:

-         Zn = 26 ữ 48 và igb = 1/8 thỡ:

-              Sdọc min = 0,028.26. = 0,091 (mm/vũng)

-              Sngang min = 0,016.26. = 0,052 (mm/vũng)

-         Ta thấy các giá trị Sdọc min; Sngang min đều lớn hơn giá trị đó cho.Vậy ta phải điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp xe dao để đảm bảo yêu cầu. Tuy nhiên để dảm bảo khoảng cách trục như máy chuẩn ta phải giữ nguyên ƩZ=const

-         Ta chọn đường đi qua itt = 32/97 và cơ cấu noóctông chủ động nên ta điều chỉnh cặp trục vít từ xuống, lúc đó:

-         Sdọc min = 0,0187.26. = 0,06 (mm/vũng)

-         S­ngang min = 0,011.26. = 0,035 (mm/vũng)

-         Vậy ta có các đường truyền sau:

-               1vt/c..igb.= Sdọc

-                 1vt/c..igb. = Sngang      

-         Kết luận : Toàn bộ đường tiện trơn sẽ đi theo đường tiện ren qua cặp bánh răng 28/56 vào hộp xe dao. Do đó đường tiện trơn là hệ quả của đường tiện ren, bước tiện trơn dày hơn nhiều so với bước tiện ren tiêu chuẩn.

CHƯƠNG III :THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY CẮT KIM LOẠI

I:Xác định các lực tác dụng trong truyền dẫn:

1) xác định lực chạy dao


    1. Sơ đồ đặt lực trên cơ cấu chấp hành

Lực cắt

Các ký hiệu:

P: lực cắt

Qcd: lực chạy dao

Mxđc: mô men xoắn động cơ điện

QPl: lực bu li

2. Tính các lực thành phần

Theo công thức bảng (II-1) có: P

với C:hệ số kể đến ảnh hưởng của tính chất vật gia công

        t:chiều sâu cắt (mm)

       S:lượng chạy dao (mm/v)

Máy

Công thức tính

Các hệ số

Ghi chú

c

x

y

k

 

Tiện

Px=c.tx.sy

Py=c.tx.sy

Pz=c.tx.sy

2000

1250

650

1,0

0,9

1,2

0,75

0,75

0,65

 

P[N]

S[mm/vòng]

t[mm]

Sử dụng công thức nguyên lý cắt để tính lực cắt.Mặt khác để tính chính xác theo nguyên lý cắt,ta chọn chế độ cắt theo chế độ thử máy:

- Thử có tải:

Chi tiết 115,l=2000,thép 45,HRB=207.

Dao P18.Chế độ cắt n=40 (v/p)

                                 S=1,4 (mm/v)

                                 t=6 (mm)

.=15444,62 (N)

.=8069,45 (N)

.=6945,08 (N)

- Thử công suất:

Chi tiết 70,l=350,thép 45.

Dao T15K6.n=400

                    S=0,39

                    t=5

Tính tương tự như công thức trên có:

Lực chạy dao (Q):

Theo công thức thực nghiệm do Rêsêtôp và Lêvít với máy tiện có sống trượt lăng trụ: Q=k.

với G:trọng lượng phần dịch chuyển = 250 kg =2500 N

       f:hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt =0,15 ¸ 0,18 lấy f = 0,16

       k:hệ số tăng lực ma sát do  tạo ra mômen lật; k=1,15

Thay vào công thức trên có: Q=1,15.6945+0,16.(15444,6+2500) =10858(N)

3. Tính mômen xoắn của động cơ điện:

Khi máy tiện làm việc trong hộp tốc độ  của động cơ cân bằng với  của lực cắt và  ma sát trong các cặp truyền động.Ta có phương trình:

 hay

với :tỉ số truyền tổng cộng xích

      :tỉ số truyền từ cặp có  tới trục chính

      :hiệu suất toàn xích

      :mômen xoắn do lực cắt gây ra =.d/2

      :lực cắt tiếp tuyến

      d:đường kính chi tiết gia công

-Khi thử có tải: d=115,n=40 v/p, =15445

==888087 (N.mm)

=32665 (N.mm)

(ở đây hiệu suất =0,75 và tỉ số truyền =40/1450)

-Khi thử ở chế độ thử công suất: d=70,n=400,= 4935

=4935.70/2=172725(N.mm)

=63531(N.mm).

II- Tính công suất động cơ điện

1.Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính:

Công suất động cơ gồm:

  với    : công suất cắt

          : công suất chạy không

          : công suất phụ tiêu hao theo hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu            nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.

- Công suất cắt (kW)

Theo chế độ thử công suất = 4935(N),n=400(v/p), d=70(mm)

=87,92(m/p)

- Công suất cắt   =7,23(kW)

Thường thì   nên có thể tính gần đúng:

   =9,64(kW)

Do đó chọn động cơ tiêu chuẩn N=10(kW) và n=1450(v/p).

2.Xác định công suất chạy dao:

- Khi tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính:

 (với máy tiện k=0,04)

       =0,04.9,64=0,386(kW)

-Khi tính theo lực chạy dao:

(kW) với:

:tốc độ chạy dao, =S.n=0,39.400=156(mm/p)

:hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ()

Q:lực kéo (N).Thay vào công thức trên:

0,188(kW).

 Chọn hiệu suất ổ h = 0,995, hiệu suất cặp bánh răng hbr = 0,95

Ta có bảng tính toán động lực học:

-Các công thức dùng để lập bảng

ntính= nmin ; Ntruc = nđch i

với : h ilà hiệu suất truyền từ trục động cơ đến trục i

        h đai = 0,97 ; h br = 0,96 ; h ô = 0,995.

Mtính= 716200.(Nmm)

dsb= c.(mm)

c = 100 ¸ 150 lấy c = 120.

Ta có bảng sau:

Trục

nmin

nmax

ntính

Ntrục

Mx tính

Dsơ bộ

dchọn

I

1450

1450

1450

10

4939

 

 

II

800

800

800

9,85

8818

28

35

III

1000

1250

1000

9,26

6632

25

30

IV

400

1250

500

8,71

12476

31

40

V

100

1250

200

8,19

29328

41

50

VI

25

1250

63

7,71

87649

60

70

VII

12,5

2000

40

7,25

129811

68

90


III. TÍNH SỨC BỀN CHI TIẾT MÁY
:

3.3.1. Tính cặp bánh răng 27/54 (giữa trục VI/VII):

  Trong máy công cụ, vì đã xác định được số răng của các bánh răng ở trên, do vậy công việc thiết kế còn lại là tính module của bánh răng, từ đó nó quyết định đến khả năng tải của bánh răng.

  Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.

  Việc tính toán module và kiểm nghiệm bền của bánh răng ta chỉ cần tiến hành tính toán cho bánh chủ động (Z = 27) vì bánh chủ động có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh bị động.

  Ta có công thức tính module theo độ bền uốn như sau:

     m = 10.

  Trong đó:

   N: công suất trên trục

n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) (v/ph)

   j =  = 6 ¸ 10 Þ lấy j = 8

   k: hệ số tải trọng, lấy k =kđ.ktt.kN= 1,3.2.1 = 2,6

   y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máyy = 0,5

  Z: số răng (Z1 = 27; Z2 = 54)

   [su] = .HB

  Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách “Chi tiết máy” có:

sF0lim = 1,8 . HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 ¸ 217 HB, lấy HB = 180).

KFL = 1

KHL = 0,8

SF = 1,75

  Thay vào Þ[su] = 148,1 (N/cm2)

  Từ đó thay vào công thức tính môđun theo uốn:

     m= 10. » 4,2 Þ lấy theo tiêu chuẩn ta có

    m = 4mm.

Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:

  Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức:

stx = ZM . ZH . Ze

  Tra bảng có

ZM = 274 (MPa1/3) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép.

ZH = » 1,7639

ea=  =  = 1,702

  Ta có Ze được tính theo công thức:

Ze =  =  » 0,766

  Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 1168,7 (kNm)

KHb =  1,15

KHa = 1,13   Þ KH = KHb . KHa. KHV =1,3

KHV = 1

      Tỉ số truyền i = 1/2

  Chiều rộng bánh răng B = m.j = 4.6 = 24mm.

dw1 = (Z + Z’) = 180mm

  Þ Thay vào công thức trên được: stx = 281,49 (N/cm2)

[stx] được tính theo công thức [stx] =

A: là khoảng cách trục A = dw1 =(Z + Z’) = 180mm

  Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức Þ[stx] = 304,18 (N/cm2)

  Do đó: stx  < [stx] nên cặp bánh răng đủ bền.

 

3.3.2. Tính toán trục chính:

  Để thuận tiện cho tính toán ta coi trục chính như một dầm được đặt trên hai gối tựa là hai ổ lăn, trên trục chính có mang hai bánh răng di trượt và một bánh răng cố định.

  Ta chọn sơ bộ đường kính trục là khoảng 85 mm.

  Để tính toán trục ta tính ở khi thử công suất như đã tính ở trên, điểm đặt của lực cắt nằm cách gối tựa khoảng 200mm. Các thành phần của lực cắt:

     Px = 650.51,2.(0,39)0,65 = 2431 (N).

     Py = 1250.50,9.(0,39)0,75 = 2626 (N).

     Pz = 2000.51.(0,39)0,75 = 4935 (N).

  Công suất của trục chính:P = 7,25 (kW). Mômen xoắn trên trục: Mxt = 129811 (Nmm).Ta tính toán trong trường hợp thử công suất, khi đó trên trục chỉ có cặp bánh răng 27/54 là đang ăn khớp, trong đó bánh 54 là bánh bị động nằm trên trục chính. Vị trí của bánh răng 27 bố trí không gian đối với trục chính có ý nghĩa quan trọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính. Trong không gian ta có 4 khả năng bố trí bánh răng 27 đối với trục chính như sau:

Từ hình vẽ ta thấy:

  Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn vì

      R1 = Pc – Q

      R2 = Pc + Q

   Nếu xét riêng về độ võng thì ở vị trí IV trục ít bị võng hơn do f1 < f2

   Trục chính xác thì yêu cầu về độ chính xác cao nên ta chọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí IV.

   Theo chế độ thử máy với chi tiết  f=70, l=350 , thép 45 có chống tâm dao T15K6, n=400v/ph, s = 0,39mm,   t =5 mm thay vào công thức tính ở trên ta có

Px=4935  N

Py=2626  N

Pz=2431  N

Ta có: b = a + g + r 

Trong đó a = 200 (góc ăn khớp )

r = 0 (góc ma sát )

g = arctg(Py/Pz) = 280

  Vậy: b = a + g = 200 +280 = 480

   Ta có lực vòng :   Ft = 2MVII/d

  MVII = 1211830  Nmm

  d = m.Z = 4.54 = 216  mm                              

  Þ Ft= 11220,6(N)                                                                                                                                                                                

       Fr = Fttga = 4083,96 (N)

Q =  = 11940,7N

       QZ = Qcosg = 11940,7.cos 280

     = 10543 (N)

Qy = Qsing = 11940.sin280 = 5605,8N

 

+ Tính trục theo sức bền

Khi dao tiện sinh ra lực cắt tại điểm cách mâm cặp khoảng x

                                       x =  =202 mm

  Ta tính lực tại mâm cặp do lực cắt gây ra. Gọi chúng là X1 và X2

  - Xét theo phương Oz ta có:

         (1)

  Trong đó       d1: là chuyển vị do lực đơn vị tạo ra

   D1: là chuyển vị do lực Pz gây ra

   Nhân biểu đồ Vêrêsagin ta có

  Thay các giá trị trên vào (1) ta có:   


Thay các số liệu đã biết ta có

X1 =

  Tương tự xét trên phương trình oy ta cũng có:

X2 =

  Phản lực tại mâm cặp là

                           Rz = Pz –X1 = 4935-1292 =2943N

                           Mz = Pz.x – X1.l = 4935.202- 1992.350 = 300015 Nmm

                           Ry = Py –X2 = 2626 – 1062 = 1564 N

                           My = 2626.202 -  1062.350 = 159400 Nmm

  Ta tính phản lực tại gối đỡ của trục chính:

+ Xác định các phản lực:

  Xét trong mặt phẳng xoz:

+ SMB (Pi) = - Qz .200 + RAz .(500+200) + Rz . 200 + Mz = 0

   Þ RAz =

RBz =  QZ – RAz + Rz= 9082 - 1311+2992 = 11482,6 (N)

RBz đúng theo chiều hình vẽ.

SMB (Pj) = - Qy .200 + RAy .(200+500) + Ry . 200 +Mz = 0

   Þ RAy =

Qy - RAy +Ry = RBy

Þ RBy = 4829 + 1564 - 705 = 5688 (N)

  Từ các phản lực ta vẽ được biểu đồ mômen trên trục chính.

  Căn cứ vào biểu đồ mômen ta thấy tại vị trí đặt bánh răng mômen là lớn nhất.   Do vậy ta tính đường kính cho trục tại vị trí đó.

d = 2,17 .

  Trong đó x = d0/d = 1/2 (Theo 1K62)

C2 = j = 0,5   (gia công thô)

Kt = Ks = 2

s-1 = 0,4 s0 = 0,4 . 60 . 107 = 24 . 107 (N/m2)

st = 36 . 107 (N/m2)

®s-1/st= 0,8 và n = 2

Mu =

Mx =

  Thay vào công thức trên ta có:

 d = 2,17 . = 0,082 (m) = 82(mm)

 Để tiêu chuẩn hoá và chọn ổ, tăng độ cứng vững ta chọn: d = 90 (mm)

Tính độ võng:

  Xét trong mặt phẳng xOz

  Ta có QZ = 9082 N

     RZ = 2943N

     y=  £ 0,3 =  

  Trong đó:

  E = 2,1.105 (N/mm2)

   J = 0,05 . d4 .(1-h4) = 0,05 . 854 (1- 0,54) = 307550 mm4

  Thay số:

   yz =  

      = 0,082 mm

  Xét trong mặt phẳng xoy

  Ta có            Qy = 4829 N

            Ry = 1564 N

yy= = 0,042 mm

y =  = 0,092 mm <

  Vậy trục chính đảm bảo đủ bền.

Tính góc xoay:

    - Xét trong mặt phẳng xoz

qz =

      =

      = 0,00064 rad

    - Xét trong mặt phẳng xoy

qy= = 0,0003 rad

q =  = 0,00071 rad <[q] = 0,001

 

3.3.3Tính sức bền cho cơ cấu vít me đai ốc:

a.Xác định lực tác dụng lên trục vít me

- Tính theo lực cắt: lực tác dụng lên trục vít me được xác định khi cắt ren với tiêu chuẩn sau:

- Vật liệu:thép có , ren d60 ,

-         Góc nâng của ren:arctgarctg

- Lực cắt

- Lực kéo khi tiện ren được tính theo lực cắt.Lúc cắt ren lực cắt được tính theo công thức tiện rãnh.Lúc này lực cắt  tiếp tuyến với còng ren và nghiêng 1 góc đúng bằng .Ta có các thành phần lực sau:

- Lực cắt khi tiện rãnh được tính theo công thức:  .Trong đó

- Lực tác dụng lên trục vít me được tính:

Trong đó =1,15 là hệ số kể đến tác dụng của mômen lật.

                f=0,18 là hệ ssó ma sát với sống trượt.

                G=2500N=250kg  là trọng lượng phần dịch chuyển.

Do đó Q=1,15.2015+0,18.(2511+5690)=3792(N)

- Tính vít me theo độ bền mòn:nhằm đảm bảo áp suất trên mặt ren trong phạm vi cho phép.

Đường kính trung bình của ren

với Q=lực kéo=3792N

 với vít me chọn

L   : chiều dài đai ốc

: áp suất cho phép trên mặt ren

Với vít me bằng thép,đai ốc bằng đồng thì

Thay vào ta có

- Theo tiêu chuẩn chọn vít me có:

(F:diện tích mặt cắt ngang)

Góc nâng của ren trên

Góc ma sát trên ren:,ta có:

Hiệu suất cơ cấu truyền động:

Mômen xoắn trên trục vít me:

Tính sức bền trục vít me.Vít me chịu kéo nén và xoắn nên nó còn được tính theo ứng suất tương đương:

 vít me đủ bền.

-Tính vít me theo độ cứng:sai số các bước ren do kéo nén là

:sai số bước ren cho phép =0,006(mm)

 vít me đủ cứng.

- Tính ổn định của vít me:đối với vít me dài,chịu nén,khi đó lực kéo tới hạn là:

:chiều dài vít me làm việc =1500mm

y:hệ số thu gọn chiều dài phụ thuộc vào đặc tính kẹp chặt của đầu vít me (khi ngàm cứng một đầu ta có y=0,5).

Độ dự trữ ổn định :

 đảm bảo.

Kết luận:Như vậy sau các bước tính toán,kiểm tra suy ra trục vít me đạt yêu cầu trong suốt quá trình làm việc.

Tài liệu tham khảo

[1]-Máy công cụ I

      Phạm Đắp, Nguyễn Hoa Đăng

[2]-Thiết kế máy công cụ (tập 2)

      Nguyễn Anh Tuấn, Phạm Đắp

[3]-Tính toán thiết kế máy cắt kim loại

      Phạm Đắp, Nguyễn Đức Lộc, Phạm Thế Trường, Nguyễn Tiến Lưỡng

[4]-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1)

      Trịnh Chất, Lê Văn Uyển

[5]-Chi tiết máy (tập 1,2)

      Nguyễn Trọng Hiệp

[6]-Sổ tay công nghệ chế tạo máy

      Nguyễn Đắc Lộc, Lê Văn Tiến, Ninh Đức Tốn, Trần Xuân Việt

[7]-Tập bản vẽ thiết kế máy tiện,khoan,phay  

Close