Tính toán chi tiết máy

PHẦN V : TÍNH TOÁN CHI TIẾT MÁY I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP CHẠY DAO. ở đây ta tính cho cặp bánh răng Z = 28/35 ( truyền từ trục XII đến XIV) các thông số thiết kế: + Công suất trên trục XIII : NXIII = 0,471 (kw) + Tỉ số truyền : iXIII – iXIV = 5/4 + Số vòng quay tính toán : nt = 23,2 (v/ph) + Mô men xoắn: Mx = 193881 (N.mm) 1. Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng là như sau. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng là 40X tôi cao tần đạt độ cứng HRC 45 ¸ 50. db = 1500 ¸ 1600 ( N/mm2) ; sc = 1300 ¸ 1400 (N/mm2) [su] = 370 (N/mm2) ; [stx] = (19,5 ¸ 21)HRC (N/mm2) 2. Chọn các hệ số. ( ym :hệ số chiều rộng răng) Hệ số dạng răng y : không dịch chỉnh 3. Hệ số tải trọng K. K = Ktt . Kđ . Kcđ Vì tính bộ truyền bánh răng trong hộp chạy dao ta bỏ hệ số tải trọng động Kđ, vậy hệ số tải trọng: K = Ktt . Kcđ Với : Ktt : hệ số tập chung ứng suất Ktt = 1,8 Kcđ : hệ số chế độ tải trọng được tính theo công thức : Số chu kỳ tính toán : Np = 60.n.g.T Trong đó n là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng : n = 23,2 (N/ph) g : hệ sử dụng bộ truyền : g = 0,8 T : tổng thời gian làm việc của bộ truyền là 12 năm mỗi năm sử dụng 300 ngày, mỗi ngày 2 ca mỗi ca 8 giờ Þ T = 12.300.2.8 = 57600(h) Thay số được : Np = 60.23,2.08.57600 » 6.107 Þ Mp » 6.107 N0 = 15.107 m : là bậc của đường cong mỏi ( m = 3) Với các bộ truyền bánh răng có modul được xác định độ bền tiếp xúc có : thay số được vậy K = Ktt ´Kcđ = 1,8.0,75 = 1,35 Chọn cấp chính xác của bánh răng là cấp 7 hai bánh của bộ truyền có cùng vật liệu, vậy chỉ cần tính cho bánh nhỏ là bánh răng có số chu kỳ cơ sở lớn hơn. Nếu bánh răng nhỏ bảo đảm yêu cầu thì bánh răng lớn cũng bảo đảm. 4. Tính môdun. có: [ stx ] = 20.50 = 1000 (N/mm2) = 100.103 ( N/cm2) i =4/5 ; N = 0,471 (Kw) ; n = 23,2 (v/ph) Z = 28 ; yđ = 0,286 thay số được : 5. Kiểm tra theo uốn. Trong đó: Z = 28 ; ym = 8 ; [ su ] = 37.107 ( N/cm2) K = 1,35 ; N = 0,471 Thay số được vậyđộ bền uốn đủ. 6. Xác định các kích thước còn lại của bộ truyền. Khoảng cách trục : Đường kính vòng chia. DC1 = m.Z1 = 2.28 = 56 (mm) DC2 = m.Z2 = 2.35 = 70 (mm) Đường kính vòng đỉnh DC1 = m.Z1 + 2.m = 56 +4 = 60 (mm) DC2 = m.Z2 + 2.m = 70 +4 = 74 (mm) Đường kính vòng chân Di1 = DC1 – 2,5m = 56 –5 = 51 (mm) Di2 = DC2 – 2,5m = 70 –5 = 65 (mm) Chiều rộng vành răng. b1 = m.ym = 8.2 =16 (mm) b2 = 0,8.b1 = 16.0,8 =12,8 (mm) Lực tác dụng lên trục. Mx = 193881 (N.mm) Lực vòng. Lực hướng kính. Pr1 = P1. tga = P1.tg200 Þ Pr1 = 6924.tg200 = 2520 (N) II. TÍNH LY HỢP AN TOÀN VẤU. Trong quá trình làm việc của máy cắt kim loại có thể xẩy ra hiện tượng như quá tải, nhầm lẫn trong điều khiển vận hành . . . gây nên sự cố hư hỏng cho máy móc. thậm chí gây tai nạn cho người. Để phòng những hiện tượng này khi thiết kế máy cần có các bộ phận, cơ cấu an toàn. Ly hợp vấu được dùng để nối tạm thời hai trục với chi tiết lắp trên nó. ưu điểm của máy là khả năng chịu tải cao, kích thước bé, độ cứng xoắn lớn. Đóng ly hợp trong lúc máy đang chạy chỉ thực hiện khi vận tốc vòng bé ( <1m/s). Vật liệu làm các nửa khớp trục là thép 20X. Thấm than đạt độ cứng bề mặt. HRC60 ¸ 54 Tính li hợp an toàn vấu lắp trên trục XIII (M3) có MXIII3 = 193.881 (N.mm) » 2.102(N.m). tra bảng 9.3[5]. với đường kính ngoài của trục D = 50 mm, được đường kính trong của then hoa là d = 46 mm theo các kích thước quy chuẩn ta xác định a. Đường kính ngoài của vấu. D = 2.d = 2.46 = 92 (mm) b. Chiều rộng vấu. b = 0,15D = 0,15.92 = 13,8 lấy b = 14 (mm) c. Kiểm tra đường kính trong của vấu. Nó cần lớn hơn đường kính ngoài của trục then hoa. Dt = D – 2b = 92 – 2.14 = 68 > 50 d. Đường kính trung bình của vấu. Dtb = D – b = 92 – 14 = 78 (mm) e. Chiều cao của vấu. h = 0,5b = 0,5.14 = 7 (mm) f. Chiều dài bạc di động. L = 0,5D = 0,5.92 = 46 (mm) g. Lực vòng. h. Số vấu: Số vấu thường lẻ: lấy Z = 5 i. áp lực pháp tuyến. J. Tổng lực ép của lò xo. Trong đó: a = 450 : góc nghiêng của vấu j = 50 : góc ma sát Dtb = 78 (mm) dtb = 48 (mm) f = 0,15 ¸ 0,17 (N) lấy f = 0,16 ( hệ số ma sát ) Thay số được: Theo lực PLX ta chọn lò xo. k. Kiểm tra dập vấu. MK = 0,5.Dtb.Z.P.b.h (Nm) Þ MK = 0,5.78.10-3.5.4.10-3.14.10-3.500.105 = 546 (Nm) MK < [ MK ] n. Kiểm tra uốn. [ su ] : áp lực riêng trung bình của ứng suất uốn cho phép (N/mm2) w : Mô men chống uốn của thiết diện chân li hợp đóng ở trạng thái tĩnh (m3) III. TÍNH BỘ TRUYỀN VÍT ME - ĐAI ỐC (Vít me dọc). Truyền động vít me - đai ốc được dùng để biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến nhờ cơ cấu vít trượt hoặc cơ cấu vít lăn. Truyền động vít me - đai ốc được sử dụng rộng rãi trong các lĩnh vực kĩ thuật khác nhau, các dụng cụ chính xác, các thiết bị tải nặng của cơ cấu ép cầu trục. . . 1. Chọn vật liệu làm vít me - đai ốc. Vật liệu làm vít me là thép 50, của đai ốc là đồng thanh 5p – 0 . f10 – 0,5 . Vít me phải đạt cấp chính xác II Dạng ren vít me là ren thang góc Prôfin a = 300 đảm bảo dễ đóng mở đai ốc và độ chính xác đủ dùng. Vít me được đặt trên ổ trượt và chặn trục mút bên trái. Khoảng cách giữa 2 ổ là 1500 (mm) Bước vít me cần tính là tvm = 12 (mm) Khoảng cách tâm máy là 1000 (mm) 2. Lực kéo. Chọn ren cắt thử có bước ren là t = 12 (mm) Đường kính danh nghĩa d = 60 (mm) Số đầu mối K = 6 Thép có sb = 75 KG /mm2 + Chế độ cắt Chiều rộng cắt : b = 0,5.t = 0,5.12 = 6 (mm) H11: Sơ đồ hoá trục vít me dọc tvm= 12(mm) 1500 Lượng chạy dao ngang : Lực cắt : Tra theo bảng 9[ 1 ] có Px = Py = 2000.6.0,40,75 = 6000 (N) Thành phần lực cắt trong hệ trục máy là : PZM = Px.cosa = 5523 (N) PXM = Pz.sina = 2158 (N) Góc nâng của ren là : Lực kéo P: P = Kn ´ PXM + f(G + PZM ) Kn = 1,15 ; f = 0,18 ; G = 0,2PZM thay số vào được P = 1,15.2158 + 0,18(0,2.5523 + 5523 ) Þ P = 4193 (N) 3. Tính theo độ bền mòn. Khi quy định áp lực cho phép [ P ] tác đụng trên mặt ren ta tính được đường kính trung bình của trục vít me như sau: Với : [P] = 3.106 (N/mm2) ; l/ = 2 ; P = 4193 (N) Thay số được : Þ dtb = 24 (mm) Theo tiêu chuẩn lấy dc = 44 (mm) ; di = 34 (mm) ; dtb = 31,5 (mm) ; F = 7,55 (cm2) Góc nâng vít Lấy ¶ = 70 có hiệu suất truyền dẫn là : Tính mômen xoắn 4. Tính sức bền. ứng suất tương đương: P = 4193 (N) ; MK =18 (Nm) ; di = 31 (mm) ; F = 7,55 (cm2) Thay số ta được : So sánh thấy : Vậy thoả mãn điều kiện bền mòn. 5. Tính theo độ cứng. Sai số bước ren do biến dạng đàn hồi là : < [Dt] Dt = P = 4193 N ; E = 19,6 .104 N/mm2 ; F = 755 mm2 tvm = 12 (mm) ; theo bảng 16[1] có [Dt] = ± 0,0006 mm Thay số được. Dt = Thấy Dt < [Dt] Þ thoả mãn 6. Tính theo độ ổn định. Theo vít me đã chọn ; Jmin = 58000 (mm4) llv = 1500 (mm) ; E = 19,6.104 N/mm2 Đặc tính kẹp chặt của đai ốc : lc/ = 2 ổ trái : lot/ = 60/30 = 2 ổ phải : lof/ = 80/30 = 2,65 Do đó : g = 0,7 Vậy được Độ ổn định: với [ny] = 2¸ 4 : Vậy độ ổn định của vít me khá cao. V.TÍNH TOÁN CHỌN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THANH RĂNG. Lực kéo P = 4193 (N) = 419,3 (KG) Z = 10 m = 3 Vì ta chọn m và Z trướt khi tính toán động học nếu ta cần tính chiều rộng răng b đảm bảo sức bền uốn dập Công thức tính modul theo uốn là Trong đó Vậy công thức xác định chiều rộng bánh răng như sau : Chọn vật liệu bánh răng thanh răng là thép 40X hoá tốt với độ cứng bánh răng thanh răng nhỏ hơn HB350 sT = 60 KG/,mm2, với hệ số an toàn n = 3 Ta có ứng suất uốn cho phép [su] = 16 Kg/mm2 ; với y = 0,084 Thay số được Kiểm tra theo dập ( áp dụng biểu thức ) Với : P = 4193 (N) = 919,3 (KG) E = 2.104 (KG/mm2) m = 3 ; Z = 12 ; sin2a = 0,642 Thay số tìm được Thấy q = 97 (KG/mm2) < 3st = 180 (KG/mm2) Vậy bánh răng không bị dập.