Thiết kế máy cán ren bu lông

- Với nhu cầu sử dụng hiện tại của bu lông, cần thiết phải có các máy móc, thiết bị để gia công các loại bu lông phục vụ các ngành công nghiệp, và đặc biệt trong lĩnh vực cơ khí.. Phương

LÝ THUYẾT

GIỚI THIỆU CHUNG VỀ NHU CẦU SẢN XUẤT

Trong sự phát triển của các lĩnh vực cơ khí như: Chế tạo máy, chế tạo ô tô, điện lực, xây dựng, đóng tàu, điện tử , thì nhu cầu về sử dụng bu lông để lắp ghép ngày một tăng; nhằm liên kết các chi tiết khác nhau thành một khối

Trong ngành công nghiệp gia công, việc tìm kiếm các phương pháp xử lý ren bu lông có năng suất cao và chất lượng ren tốt là rất cần thiết để đảm bảo thành phẩm đạt tiêu chuẩn, đáp ứng nhu cầu lắp ráp các chi tiết chính xác Nhu cầu về bu lông ngày càng trở nên đa dạng, yêu cầu các kỹ thuật gia công phù hợp để sản xuất các loại ren phù hợp với từng ứng dụng cụ thể, từ đó tối ưu hóa hiệu quả và độ bền của sản phẩm cuối cùng.

-Trong ngành chế tạo máy : Bu lông được sử dụng trong các mối ghép thân máy với đế các máy cắt kim loại, vỏ máy ghép với thân máy,liên kết các cụm máy với nhau ,

-Trong ngành cơ khí ô tô: Việc sử dụng bu lông không thể thiếu được, các bu lông được dùng lắp ghép các chi tiết như ghế ngồi với sàn xe, các ga răng với trục,

-Trong ngành điện : Lắp ghép các thép thanh lại với nhau, lắp ghép cột điện cao thế với các chân trụ ở đất, các cột đèn điện, …

-Trong xây dựng: Bu lông này được sử dụng lắp ghép các cụm trong máy cắt thép, máy trộn bê tông, các cầu, giàn mái các nhà xưởng…

-Trong ngành đường sắt: Được ứng dụng để lắp ghép ở các đường ray, đầu máy, toa xe lửa

Hình 1.1-Mối ghép dùng bu lông

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 2

- Với nhu cầu sử dụng hiện tại của bu lông, cần thiết phải có các máy móc, thiết bị để gia công các loại bu lông phục vụ các ngành công nghiệp, và đặc biệt trong lĩnh vực cơ khí

Bảng 1.1- Đường kính danh nghĩa và bước ren hệ mét Đường kính (mm) Bước ren (mm) Đường kính (mm) Bước ren (mm)

Hình 1.2-Sản phẩm bu lông

CÔNG NGHỆ VÀ THIẾT BỊ CÁN REN BU LÔNG

Cán ren (lăn ép ren) là phương pháp gia công ren không có phoi Phôi được đặt giữa dụng cụ lăn ép (bàn lăn hoặc con lăn) dưới tác dụng của áp lực trên bề mặt chi tiết gia công hình thành các vết lăn ép của dụng cụ Theo kết cấu của dụng cụ để lăn ép ren có thể phân ra hai loại là bàn lăn và con lăn Lăn ép ren có thể gia công ren ngoài cũng như ren trong, ren một đầu mối và ren nhiều đầu mối Lăn ép ren là một trong những phương pháp chế tạp ren năng suất cao và kinh tế nên được sử dụng rộng rãi trong dạng sản xuất hàng loạt và hàng khối

Lăn ép ren dựa vào quá trình biến dạng dẻo của vật liệu để hình thành ren nên nâng cao được độ bền và độ nhẵn bề mặt của ren Ngoài ra so với cắt ren, lăn ép ren còn có ưu điểm là giá thành hạ, hao mòn dụng cụ ít, tiết kiệm vật liệu

Tuy nhiên, yếu tố hạn chế của cán ren là hạn chế phạm vi sử dụng của phương pháp lăn ép ren là độ cứng của vật liệu, hình dạng và kích thước của chi tiết Khuyết điểm nữa là hình thành độ elip trên đường trung bình của ren, gây sai khác so với thiết kế

2.2 Phân loại máy cán ren:

2.2.1.Cán ren bằng bàn phẳng:

Dùng trên máy cán ren thường và máy cán ren tự động Bàn cán ren làm việc theo bộ, có hai chiếc: Một bàn không chuyển động, một bàn chuyển động tình tiến qua lại Hướng của góc nâng ren trên bàn cán ngược lại với hướng ren được cán

Bàn cán ren phẳng có thể tạo ren có độ chính xác cấp 6 Bộ phần cơ bản quyết định quá trình tạo hình ren khi cán là phần tạo hình trên bàn cán

Hình 2.1- Bàn cán ren phẳng

2.2.2 Cán ren bằng con lăn:

Cán ren được tiến hành trên máy bằng một bộ trục cán gồm 2 hoặc 3 trục cán Đường tâm của trục cán có thể song song với đường tâm phôi hoặc không song song, phôi quay tự do

Số đầu mối ren dao động từ 2-52, số đầu mối ren lớn hơn phụ thuộc vào đường kính ren nhỏ và bước ren nhỏ hơn

Người ta thường chế tạo trục cán ren thao 2 cấp chính xác là chính xác thường và chính xác cao

Trục cán cấp chính xác cao đảm bảo tạo ra ren có dung sai không thấp hơn 4h Trục cán cấp chính xác thường tạo ra ren có dung sai không thấp hơn 6h

Bảng 2.1-Miền dung sai ren

Ren Chính xác Trung bình Thô

Hình 2.2-Con lăn cán 2.2.3 Cán ren bằng bàn cán hình vòng cung: Được sử dụng trên máy tiện ren vít thông thường, máy khoan, máy tiện tự đông

Hình 2.3-Bàn cán hình vòng cung

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 5 Được sử dụng phổ biến nhất là các loại đầu cán ren hướng trục tự mở đến cán các ren ngoài có góc ren nhọn, sắc và cán ren ngoài hình thang

Các đầu mối cán ren có thiết kế đa dạng để phù hợp với việc cán ren trên một hoặc nhiều đầu mối, với các loại ren phải hoặc ren trái trên trục rỗng hoặc đặc Bước ren trên đầu cán được định hình theo các tiêu chuẩn phù hợp với bước ren của các đường kính khác nhau trong phạm vi hoạt động Đường kính phôi gia công được chọn gần đúng với đường kính trung bình của ren để đảm bảo quá trình gia công chính xác và hiệu quả.

PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

3.1 Lựa chọn loại đầu cán:

3.1.1 Phương pháp cán ren bằng bàn ren:

-Nguyên lý làm việc : Là tạo ren trên chi tiết hình trụ nhờ chuyển động tịnh tiến và áp lực của bàn ren tác dụng lên chi tiết để tạo ren

-Ưu điểm : Khả năng tự động hóa cao, thời gian hình thành ren nhanh

-Nhược điểm : Đối tượng sản phẩm không nhiều thường dùng cho các chi tiết ren ngắn, máy khá cồng kềnh, làm việc ồn, dễ gây kẹt,hỏng hóc

3.1.2 Phương án cán ren bằng bàn cán hình vòng cung :

-Nguyên lý làm việc: Phương án này là bàn cán ren được quay quanh trục, có khoảng cách với cánh mảnh dài hình quạt không đổi Chi tiết được lăn và hình thành ren giữa đầu cán và bàn cán hình vòng cung nhờ chuyển động quay của đầu cán Trục quay có thể là trục chính của máy tiện ren vít vạn năng, máy khoan

-Ưu điểm: Dễ dàng lắp với các máy công cụ thông thường Chi tiết được tạo ren hình thành nhanh chóng

-Nhược điểm: Phạm vi kích thước chi tiết hạn chế Ren kẹp chặt đường kính tối đa

10mm Dễ hỏng góc, kẹt gây nguy hiểm cho người sử dụng

3.1.3 Phương án cán ren bằng 2 con lăn:

-Nguyên lý làm việc: Chi tiết được lăn giữa 2 con lăn quay cùng chiều, chi tiết và con lăn có tâm song song hoặc chéo nhau Một con lăn chuyển động theo chiều hướng kính để tạo hình bề mặt

Hình 3.1-Cán ren bằng 2 con lăn

Gia công ren trên chi tiết lớn mang lại nhiều lợi ích, phù hợp với nhiều ứng dụng nhờ khả năng xử lý các chi tiết có chiều dài ren lớn Tùy thuộc vào công suất của máy và vật liệu làm con lăn cán, quá trình gia công ren đảm bảo độ chính xác cao và ổn định trong suốt quá trình sản xuất Việc gia công ren dài giúp tăng tính linh hoạt và hiệu quả, đồng thời đảm bảo an toàn và làm việc ổn định trong các quá trình cơ khí công nghiệp.

-Nhược điểm : Máy sử dụng chế độ bán tự động, giá thành khá cao để chế tạo máy, con lăn cán Dễ gây ra sai số hình học của ren

3.1.4 Cán ren bằng bộ 3 con lăn cán:

Hình 3.2-Cán ren bằng 3 con lăn

-Nguyên lý làm việc: Gồm bộ 3 con lăn cán quay với nhau, bố trí như sơ đồ trên Khi máy làm việc thì chi tiết được đặt giữa 3 con lăn, các con lăn quay và cùng tịnh tiến về tâm máy để tạo áp lực lên chi tiết, gây biến dạng để tạo nên ren

-Ưu điểm : Gia công cho độ chính xác cao Áp lực phân bố đều trên chi tiết nên ít gây ra sai số hình học

-Nhược : Yêu cầu về chuyển động cao, giá thành lớn, máy phức tạp

Dựa vào các ựu nhược điểm trên em chọn phương án cán ren bằng 2 con lăn cho phương án thiết kế máy của mình

3.2 Lựa chọn sơ đồ động của máy: Để chọn được hệ thống truyền động phù hợp chúng ta phải dựa vào công nghệ của máy đó, từ đó đưa ra các phương án đáp ứng nhu cầu của công nghệ này Để chọn được phương án tốt nhất thì cần xét ở mặt kinh tế và kỹ thuật Như năng suất, độ tin cậy, sử dụng dễ, an toàn trong bảo dưỡng, kích thước nhỏ gọn…

Hình 3.3-Phương án 1 1-Động cơ; 2-Bộ truyền đai; 3-Hộp giảm tốc; 4-Bộ bánh răng phân lực;

5-Piston xylanh thủy lực; 6-Con lăn cán; 7-Tấm nâng phôi

Máy được truyền từ động cơ sang bộ truyền đai rồi đến hộp giảm tốc, sau đó 1 đường truyền đến con lăn cán thứ nhất, đường truyền còn lại qua bộ bánh răng phân lực rồi đến con lăn cán thứ 2 Hai con lăn quay cùng chiều, và con lăn thứ 2 di chuyển tịnh tiến vào để tiến hành cán ren nhờ hệ thống piston xylanh Sau khi đã đạt được kích thước cán thì piston xylanh lùi về mang con lăn cán thứ 2 lùi về theo

+Kết cấu đơn giản, dễ lắp ráp, chế tạo

+Chuyển động chạy dao êm

+Dễ đảo chiều khi quá tải

+Do hành trình tiến con lăn để cán rất nhỏ, nhưng dùng cả hệ thống thủy lực thì chi phí đầu tư cao

Hình 3.5-Phương án 2 1-Động cơ; 2-Bộ truyền đai; 3-Hộp giảm tốc; 4-Bộ bánh răng phân lực; 5- Piston xylanh;

6-Con lăn cán; 7- Tấm nâng phôi, 8- Trục các đăng

Máy được truyền động từ động cơ đến bộ truyền đai sau đố qua hộp giảm tốc Từ đó được truyền đến hộp phân lực, chia ra 2 đường truyền động cho 2 con lăn cán nhờ 2 trục cac đăng Con lăn cán được gắn với cơ cấu piston xylanh nên khi piston xylanh duỗi ra sẽ tiến hành cán Sau khi cán được đủ chiều sâu thì lùi về Phôi được đưa vào ở chỗ tấm nâng phôi

+Chạy dao êm, dễ đảo chiều khi quá tải

+Lực ép lớn, ít gây tiếng ồn

+Vì hành trình cán nhỏ mà dùng hệ thống thủy lực nên giá thành cao, không tận dụng được hết ưu điểm của piston-xy lanh thủy lực, giá thành cao

+Hệ thống thủy lực phức tạp với bể dầu, ống dẫn…

Hình 3.6-Phương án 3 1-Động cơ; 2-Bộ truyền đai; 3-Hộp giảm tốc; 4-Ly hợp; 5-Cơ cấu cam; 6-Lò xo; 7- Bộ truyền trục vít; 8-Tấm nâng phôi; 9-Con lăn cán; 10-Bộ bánh răng phân lực

Máy được truyền động từ động cơ đến hộp giảm tốc, sau đó qua bộ truyền đai và bộ truyền bánh răng phân lực, chia thành hai đường truyền chính Một đường truyền dẫn trực tiếp đến con lăn cán thứ nhất, còn đường còn lại qua bộ truyền bánh răng để làm con lăn cán thứ hai quay cùng chiều và cùng tốc độ với con lăn thứ nhất Tiếp theo, con lăn thứ hai được chuyển động để chạy dao nhờ bộ truyền bánh răng, ly hợp, trục vít-bánh vít, và cơ cấu cam, giúp con đội và con lăn cán di chuyển linh hoạt trong quá trình vận hành.

+Máy chạy êm, làm việc liên tục, dừng lại khi ta ngắt ly hợp

+Ít gây ra tiếng ồn, độ bền cao

+Chi tiết dễ chế tạo

+Năng suất cao, phù hợp cho sản xuất hàng loạt

+Nhiều chi tiết nên lắp ráp hơi khó

*Lựa chọn sơ đồ động học:

Tùy nhu cầu cung cấp sản phẩm, vốn đầu tư mà việc chọn phương án thiết kế rất quan trọng, nó quyết định giá sản phẩm, năng suất, vốn đầu tư

Vận tốc ép là một nhân tố cần thiết Nếu vận tốc nhỏ thì chất lượng ren tốt, nhưng sản lượng không đạt yêu cầu vì năng suất giảm, nếu vận tốc lớn thì phế phẩm nhiều, chất lượng không đảm bảo, từ đó ta cần chọn vận tốc cho phù hợp Như vậy chọn theo phương án 3 là hợp lý cho các yêu cầu đó

THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CHÍNH CỦA MÁY

CỦA MÁY 4.1 Sơ đồ động học của máy:

Hình 4.1-Sơ đồ động học của máy

4.2 Xác định kích thước, kết cấu con lăn cán:

4.2.1 Kích thước cơ bản của bu lông:

Hình 4.2-Kết cấu mối ghép ren

Vì sản phẩm bu long có 3 loại nên ta có các kích thước bu lông cán như sau:

*Loại bu lông M18x2,5: Đường kính trung bình :

8 d  d H  d    mm Đường kính chân ren : d 1  d 2 h d 2, 7063 18 2, 7063 15,3(   mm ) Đường kính phôi : 1 0, 07 1, 3601 16, 64( ) ph 2 d d d     d  mm

*Loại bu lông M20x2,5: Đường kính trung bình : d 2   d 1, 6238  20 1, 6238 18,38(   mm ) Đường kính chân ren : d 1  d 2, 706320 2, 7063 17,3(  mm ) Đường kính phôi : d ph  d 1,360120 1,3601 18, 64(  mm )

*Loại bu lông M22x2,5: Đường kính trung bình :d 2  d 1, 623822 1, 6238 20,38( mm ) Đường kính chân ren : d 1  d 2, 706322 2, 7063 19,3(  mm ) Đường kính phôi : d ph  d 1,360122 1,3601 20, 64(mm)

4.2.2 Kích thước lô cán: a/ Sản phẩm bu lông M18x2,5:

- Đường kính trung bình lô cán : D tb i d 2 8.16,38 131( mm )

+ Trong đó i: Số đầu mối ren lô cán, lấy i=8

D tb : Đường kính trung bình bu lông

- Đường kính ngoài lô cán : 2 2.2,1651

- Chiều dài lô cán : B  l 0 (2 5)(mm)64(mm)

- Đường kính lỗ mayơ : d thường lấy d từ 45-100 (mm)

Lấy d = 45 (mm) b/ Đối với sản phẩm bu lông M20x2,5:

- Đường kính trung bình lô cán :D tb i d 2 8.18, 38147(mm)

- Đường kính ngoài lô cán : 2 147 2.2,1651 148, 4( )

- Chiều dài lô cán : B = 64(mm)

- Đường kính lỗ mayơ : d = 45(mm) c/ Đối với sản phẩm bu lông M22x2,5:

- Đường kính trung bình lô cán : D tb  i d 2  8.20,38 163(  mm )

- Đường kính ngoài lô cán : 2 2.2,1651

- Chiều dài lô cán : B = 64(mm)

- Đường kính lỗ mayơ : d = 45(mm)

4.3 Tính toán lực cán : a/ Lực hướng kính :

 ch : giới hạn chảy của kim loại (Mpa) d 1 : đường kính trong của ren được cán (mm) a : chiều rộng rãnh ren (mm) d ph : đường kính phôi (mm)

Xét khi lực cán lớn nhất, đối với trường hợp cán bu lông M22x2,5:

+  ch = 290N mm/ 2 = 290Mpa (thép CT51)

Trong đó l : chiều dài ren được cán (mm) p : bước ren (mm)

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 16 b/ Lực tiếp tuyến :

4.4 Xác định tốc độ quay trục cán, lượng chạy dao hướng kính :

Vì vật liệu làm bu lông là thép CT31CT51 có giới hạn bền kéo từ 310510(N mm/ 2 ) do đó vận tốc cán từ 4060 (m/ph) Để đảm bảo đầu ra ( lô cán ) quay cùng một tốc độ quay khi cán 3 loại bu lông thì ta chọn vận tốc cán sao cho tốc độ quay trục cán n là không đổi

+ Chọn vận tốc cán khi cán bu lông M22x2,5 : V 3 50(m ph/ )

 Số vòng quay trục cán

Vận tốc cán khi cán bu lông M18x2,5 :

Vận tốc cán khi cán bu lông M20x2,5:

4.4.2 Lượng chạy dao hướng kính : s = 0,15 (mm/vòng)

4.5 Xác định công suất dẫn động máy, chọn động cơ điện:

Tính cho trường hợp lực cán lớn nhất khi cán bu lông M22x2,5

4.5.1 Xác định công suất dẫn động máy: a/ Momem cán hữu ích :

P ng đường kính ngoài lô cán (mm) b/ Momem ma sát trên cổ trục cán :

R R phản lực tại gối đỡ A,B (N)

A , B r r bán kính cổ trục cán tại A,B hệ số ma sát ở ổ đỡ trục cán

* Sơ đồ phân bố lực :

Hình 4.3 Sơ đồ lực tác dụng lên trục cán +Tính sơ bộ l l 1 , 2 : theo tài liệu [1] l 1 : Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực cán

B Bề rộng của lô cán, B = 64(mm) l ' Khoảng cách từ nắp ổ đến cạnh của lô cán, l ' (mm)

" l Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông, l " (mm)

B ot bề rộng ổ trượt, lấy sơ bộ B 0, 6 d  Theo tài liệu [3] với d = 45 (mm)  B ot = 27 (mm)

Theo sơ đồ phản lực, ta có :

A B 2 r r   mm f 1 : hệ số ma sát; f 1= 0,003 [3]

M  M M    N mm d/ Mo men ma sát sinh ra do lực ma sát giữa phôi và con lăn cán :

Lấy M ms 2 0, 03.M c 0, 03.372530 11176(  N mm) e/ Công suất trên trục cán NN 1 N 2

*Công suất khi cán: (tính ở cụm cán)

 t là vận tốc góc trục cán

*Công suất chạy dao quy về trục cán:

P ms là lực cản ma sát ụ động

 2 hiệu suất truyền động từ ụ động đến trục cán

     w s tốc độ dịch chuyển ụ động

Vậy công suất trên trục cán :

4.5.2/ Chọn động cơ điện : đc N

N   (Trong đó là hiệu suất truyền động)

Chọn loại động cơ điện AO2-51-6 có thông số công suất N = 5,5 (kW),

 đc = 970 vòng/ phút tra bảng 2P [1]

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

5.1 Phân phối tỷ số truyền:

*Tỷ số truyền động chung của máy:

 n   ; Với n đc = 970 (vòng/phút) n lc 97 (vòng/phút)

Ta có : ii đai h i ; Lấy i đai = 1,67; h n c 6 đai i i i i

*Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển để các bánh răng của cấp nhanh và cấp chậm đều được ngâm trong dầu gần như nhau Nên phân phối i n i c và chọn

*Theo bảng 3.1 [2] để cho hộp giảm tốc đảm bảo khối lượng nhỏ ,các bánh răng lớn ngâm dầu ít nhất thì: i n 2, 73;i c 2, 2

Từ đó ta phân phối được tỷ số như sau: i đai 1, 67;i brn 2, 73;i brc 2, 2

5.2 Thiết kế bộ truyền đai thang:

- Loại đai hình thang, bề mặt làm việc của nó là hai mặt bên, do đó tự tiếp xúc với mặt bên rãnh của bánh đai lớn, nhờ đó hệ số ma sát lớn, nên kéo được tải lớn

Giả thuyết vận tốc đai v > 5 (m/s), có thể dùng được các loại đai Б theo bảng 5-13 [1] 5.2.2 Tính các thông số bộ truyền đai:

+ Kích thước tiết diện đai a x h = 17 x 10,5 (mm) theo bảng (5-11) [1]

+ Diện tích thiết diện F = 138mm 2

+ Đường kính bánh đai nhỏ D 1 theo bảng 5-14 lấy D 1 = 140mm

+Kiểm nghiệm vận tốc đai:

+Tính đường kính D 2 của bánh lớn:

D 2 i đai D 1 (1) với đai hình thang có hệ số trượt :=0,02

+Tính số vòng quay thực của trục bị dẫn:

605 , ta thấy tỷ số truyền lệch ít so với yêu cầu

+Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng (5-16) [1]

+Tính chiều dài đai L: Theo công thức (5-1)

Lấy L1180mm theo tiêu chuẩn bảng (5-12) [1]

+Tính chính xác khoảng cách trục A theo L

+ Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:

+ Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng: max 0, 03 340

+Tính góc ôm  1 công thức (5-3)[1]:

+Xác định số đai z cần thiết:

+N=5,29 kW công suất bánh đai chủ động

+Chiều rộng bánh đai (công thức 5-23) [1]

+Đường kính ngoài (công thức 5-24):

D D h mm n    5.2.3 Tính lực tác dụng lên bộ truyền đai:

+Lực tác dụng lên trục:

0 ứng suất căng ban đầu  0 1, 2N mm/ 2

F8 diện tích thiết diện 1 đai (mm 2 )

5.3 Thiết kế hộp giảm tốc :

5.3.1 Thiết kế bộ truyền bánh lăng cấp nhanh:

Số vòng quay vào: n v 580,8( /v ph)

Số vòng quay ra: n r 97( /v ph)

Công suất vào: N v 5, 08(kW) a/ Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

+ Bánh nhỏ: Thép C45 thường hóa, HB = 190, 600N mm/ 2

ch  ,phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi dưới 100mm, theo bảng (3-8)

+ Bánh lớn: Thép C35 thường hóa, HB = 160, 480N mm/ 2

b  ,phôi rèn giả thuyết đường kính phôi từ 300500(mm) b/ Định ứng suất cho phép:

+ Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :

Giả sử lấy thời gian làm việc 5 năm, năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, mỗi ca

T: Thời gian làm việc n 2: Số vòng quay của bánh lớn

+ Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

Vì N N 1 , 2 đều lớn hơn hệ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn ( bảng 3-9 ) TKCTM do đó khi tính ứng suất cho phép bánh nhỏ và bánh lớn lấy

+ Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:

[ ] tx [ ] Notx k N ' theo công thức (3-1) [1]

[ ] Notx 1: Ứng suất tiếp xúc cho phép (N mm/ 2)

Khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc độ cứng HB lấy theo bảng (3-9) [1], ta có:

+ Ứng suất tiếp xúc bánh lớn:

 tx    Để ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 (vì thép thường hóa) và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng k  1,8

+ Giới hạn mỏi của thép C45 là :

+ Giới hạn mỏi của thép C35 là:

Vì bánh răng quay 1 chiều nên:

   c/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k = 1,3 d/ Chọn sơ bộ bề rộng bánh răng  A 0,3 e/ Tính khoảng cách trục A :

Theo bảng (3-10)/45 Khoảng các trục A :

Trong đó: i : Tỷ số truyền ; i = 2,73

N : Công suất bộ truyền ; N = 5,08 kW

   tx : Ứng suất tiếp xúc bánh lớn,    tx A6(N/ mm 2 )

  f/ Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

+ Vận tốc vòng của bánh răng trụ

Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9 (theo bảng 3-11) [1] g/ Định chính xác hệ số tải trọng K:

Vì tải trọng thay đổi nhỏ và độ rắn của các bánh răng HB350do đó: tt 1

K  , hệ số tập trung tải trọng

K đ =1,2, hệ số tải trọng động

Giả sử 2,5. sin m n b   , với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng v < 3 (m/s) tra bảng (3-14) [1]

Do đó hệ số tải trọng K = 1,2.1 = 1,2

Vì trị số K không chênh lệch nhiều nên không cần tính lại khoảng cách trục A, có thể lấy

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 26 h/ Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:

Modun được chọn theo khoảng cách trục A và đối với bánh răng trụ thì :

+ Ta lấy m n 2,5(mm) chọn theo bảng (3-1) [1]

+ Chọn sơ bộ góc nghiêng  10 , cos 0  0,985.

+ Số răng của bánh răng nhỏ:

+ Số răng của bánh răng lớn Z 2 :

+ Tính chính xác góc nghiêng :

Lấy bề rộng bánh răng nhỏ: B 1 52(mm), lấy bề rộng bánh răng lớn: B 2 48(mm)

    i/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

+ Tính số răng tương đương của bánh nhỏ :

+ Tính số răng tương đương của bánh lớn :

+ Hệ số dạng răng của bánh nhỏ : y 1 0, 455

+ Hệ số dạng răng của bánh lớn : y 2 0,515

+ Lấy hệ số " 1,5  , hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khí tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng (Lấy " 1,4 1,6   )

+ Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

+ Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :

     k/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :

+ Đường kính vòng chia (lăn):

+ Chiều rộng bánh răng : B 152(mm B), 2 48(mm).

+ Đường kính vòng đỉnh răng:

+ Đường kính vòng chân răng :

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 28 l/ Lực tác dụng lên trục:

5.3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm :

Số vòng quay bánh chủ động : n 1 212, 75( /v ph)

Số vòng quay bánh bị động : n 2 97( /v ph)

Công suất :N5, 29.0,97.0,98.0,995 2 4,93(kW) a/ Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

+ Bánh nhỏ : Thép C45 thường hóa có  b 580(N mm/ 2 ), ch 290(N mm/ 2 ),HB190 (Phôi rèn, đường kính nhỏ hơn 300(mm), tra bảng 3-8)

+ Bánh lớn : Thép C35 thường hóa có  b 480(N mm/ 2 ), ch 240(N mm/ 2 ),HB160 Phôi rèn, đường kính 300 500 (mm), tra bảng 3-8) b/ Xác định ứng suất cho phép :

+ Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :

+ Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

Vì N N 1 , 2 đều lớn hơn chu kỳ cơ sở 10 của đường cong mỏi uốn nên đối với bánh lớn , 7 bánh nhỏ đều lấy K N ' K " N 1

+ Ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ :

+ Ứng suất tiếp xúc của bánh lớn :

[ ] tx 2 2, 6.HB2, 6.160416(N mm/ ) Để xác định ứng suất uốn cho phép lấy hệ số an toàn n = 15, hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K  1,8(vì phôi rèn, thép thường hóa)

+ Giới hạn mỏi thép C45 là :

+ Giới hạn mỏi thép C35 là :

+Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

+Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

       c/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K=1,3 d/ Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng răng e/ Tính khoảng cách trục A

  f/ Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

Vận tốc vòng v được tính :

Với vận tốc này ta có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9, bảng 3-11 [1] g/ Định chính xác hệ số tải trọng K:

Vì tải trọng thay đổi ít và độ cứng của các bánh răng < 350HB nên hệ số tải trọng tập trung Ktt = 1

Hệ số tải trọng động K d 1, 45 bảng 3-13 [1]

Vì hệ số tải trọng K sai khác nhiều so với khi chọn nên ta tính lại khoảng cách trục A

A 1, 3  mm h/ Xác định mô dun, số răng và chiều rộng bánh răng:

Theo bảng 3-1 ta chọn mô đun m = 4mm

Bề rộng bánh răng lớn B 2 = 40mm

Bề rộng bánh răng nhỏ B 1 = 45mm i/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tra theo bảng 3-18 [1], ta có được:

Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y 1 0, 452

Hệ số dạng răng bánh lớn: y 1 0, 5

+Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

+Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

  y   ta có  u 2   u 2 115N mm/ 2 k/ Các thông số của bộ truyền:

+Đường kính vòng lăn (chia):

+Chiều rộng bánh răng B 1 45mm,B 2 40mm.

+Đường kính vòng đỉnh răng:

+Đường kính vòng chân răng:

D i d  m   l/ Tính lực tác dụng lên trục:

5.3.3 Tính toán thiết kế trục: a/ Tính sơ bộ đường kính trục : Đường kính trục tính theo công thức:

C0, hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 33 Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng trục tiếp theo trong 3 trị số đường kính trên ta chọn

II 35 d  mm ở ngõng trục để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung tra bảng 14P ta có chiều rộng ổ lăn là B ol  21 mm b/ Tính gần đúng trục:

Vẽ sơ đồ tính khoảng cách trong hộp giảm tốc:

Hình 5.1-Sơ đồ hộp giảm tốc

*Để tính các chiều dài a,b,c,l ta tính theo hình 7-9, bảng 7-1 [1]

+ l Khoảng cách từ điểm đặt lực của bánh đai tác dụng lên trục đến gối đỡ trục

Trong đó: l 1: Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạch của chi tiết quay ngoài, l 1 mm

B  mm l 2Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông, l 2 20mm.

B brn  mm B ol 21mm l 3 Khoảng cách từ mặt cạch đến thành trong của hộp, l 3 = 15mm l 4 Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp , l 4 15mm.

B brn  mm bề rộng bánh răng nghiêng 2

B brt  mm bề rộng bánh răng trụ 1

5 15 , l  mm khoảng cách giữa các chi tiết máy quay

* Vẽ sơ đồ phân tích lực tác dụng lên trục :

Hình 5.2- Sơ đồ lực tác dụng lên trục

Hình 5.3-Biểu đồ mô men trục I

+ Tìm phản lực gối tựa :

+ Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm :

+ Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm theo công thức (7-2) [1]

  Đường kính trục ở tiết diện n-n :

    80( N mm 2 ) trị số ứng suất cho phép của thép C45, tôi, bảng 7-2 [1]

   Đường kính trục ở tiết diện m – m :

* Đường kính ở tiết diện n – n lấy bằng 25 (mm) ( vì ngõng trục lắp ổ ): Đường kính ở tiết diện m – m lấy bằng 28 (mm) có lắp then

+ Tìm phản lực gối tựa :

Hình 5.4-Biểu đồ mô men trục II

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 38 chiều R Cy đổi lại chiều so với khi giả thiết, nên R Cy 82N

+ Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm : Ở tiết diện e-e:

+ Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm theo công thức (7-2) [1]

  Đường kính trục ở tiết diện e-e :

    80( N mm 2 ) trị số ứng suất cho phép của thép C45, tôi, bảng 7-2 [1]

   Đường kính trục ở tiết diện i – i :

32( ) 0,1.80 d i i    mm Ở hai đoạn trục này đều có rãnh then nên lấy đường kính đoạn d e e  35mm.d i i  36mm. Đường kính ngõng trục lấy bằng 30mm

Hình 5.5-Biểu đồ mô men trục III + Tìm phản lực tại gối :

+ Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm l – l :

+ Tính đường kính trục tại tiết diện l – l :

* Đường kính trục tại l - l lấy bằng 42(mm) vì có lắp then , đường kính ngõng trục lắp ổ lấy 40(mm) c/ Tính chính xác trục :

Tính chính xác trục tiến hành cho tiết diện trục tải lớn có ứng suất tập trung

Kiểm nghiệm tại tiết diện m – m :

Theo công thức tính chính xác trục (7-5) [1]

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng

+ Trong đó : n  là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

, k k   là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, khi xoắn

Tra bảng (7-8) [1] Với thép C45,  b 600(N mm/ 2 )

    là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng có thể lấy gần đúng :

  là biên độ ứng suất pháp và tiếp, sinh ra trong tiết diện trục max min max min

  là trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp

Trong đó: w,w 0 là momen cản uốn và momen cản xoắn của tiết diện trục

Vì trục có then, theo bảng 7-36 [1], ta có :

  là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi có thể lấy   0,1;  0, 05

  là hệ số kích thước ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

    ; tra bảng (7-4) [1], là hệ số tăng bền, =1,5

 Đảm bảo an toàn vì n   n

Kiểm nghiệm tại tiết diện i – i :

Kiểm nghiệm tại tiết diện l – l:

Hình 5.6-Mối ghép then bằng a/ Trục I: Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến thì ta dùng then Theo đường kính trục I để chọn then, tra bảng 7-23[1] Ta chọn then có b = 8; h = 7; t= 4 ; t 1 3,1; k = 3,5;r = 0,3 Chiều dài then l t 0,8.l mayo

+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức :

M x  N mm , d = 28 (mm), k = 3,5, l = 0,8.l mayo = 0,8.1,2.d = 0,8.1,2.28 28 (mm) chiều dài theo tiêu chuẩn b ht t 1 k

  , bảng 7-20 [1] , vật liệu theo CT6  d   d

+ Kiểm nghiệm sức bền cắt :

Trong đó b = 8 (mm), d = 28 (mm), l = 27 (mm)

  c 120( N mm / 2 ) , tra bảng (7-21) [1] b/ Then trục II :

* Ở tiết diện e – e,d e e  35(mm), ta chọn then có b = 10; h = 8; t = 4,5; t 1 3, 6 ; k = 4,2 ; r=0,3 Chiều dài then l t 0,8.l mayo 0,8.1, 2.d 0,8.1, 2.3532(mm)

+ Kiểm nghiệm sức bền dập :

* Ở tiết diện i – i , d i i  3, 6(mm)chọn then như ở tiết diện e – e Có b = 10; h = 8; t = 4,5;

+ d l l  42(mm) , chọn then có b = 12; h = 8; t 1 =3,6; k = 4,4 theo bảng 7-23 [1].Chiều dài then :l0,8.l mayo 0,8.1, 2.d l l  40(mm)

+ Kiểm nghiệm về sức bền dập :

5.3.5 Thiết kế gối đỡ trục :

Trục I và trục II có lực dọc trục tác dụng nên ta dùng ổ bi đỡ chặn, còn đối với trục III ta dùng ổ bi đỡ a/ Sơ đồ chọn ổ cho trục I :

Hình 5.7-Sơ đồ chọn ổ lăn trục I + Dự kiến chọn góc  16 0 ( kiểu 36000 )

+ Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức : CQ n h.( ) 3 C bang Ở đây: n = 580,8 ( v/ph ) h = 1000 giờ, thường lấy theo ngành chế tạo máy

Trong đó: t 1 k  , tải trọng tĩnh (bảng 8-3) [1] k n =1, làm việc nhiệt độ dưới 100 0 C (bảng 8-4) [1] k v = 1, (bảng 8-5) m = 1,5 ;(bảng 8-3)

Như vậy, A t hướng về gối trục bên phải Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính cho gối bên phải, còn gối bên trái thì lấy cùng loại

Tra bảng 17P, ứng với d = 25 (mm) lấy ổ có ký hiệu 36305, có d = 25, D = 62, B = 17,

C bang  b/Sơ đồ chọn ổ trục II :

Hình 5.8-Sơ đồ chọn ổ lăn trục II Trong đó: n = 212,7 (v/ph ) h = 1000 giờ

Như vậy, A t hướng về ổ bên phải , lực Q ở ổ này lớn hơn:

+ Ứng với d = 30 (mm), tra bảng 17P [1] lấy loại ổ có ký hiệu 36306, có d = 30, D = 72,

B = 19, C = 41000 c/ Sơ đồ chọn ổ cho trục III :

Hình 5.8-Sơ đồ chọn ổ lăn trục III

Tính cho ổ F vì chịu lực lớn hơn

Tra bảng 14P chọn ổ có ký hiệu 308,d = 40 (mm), D = 90 (mm), B = 23 (mm), C = 48000 5.3.6/ Tính chọn khớp nối trục: a/ Chọn loại nối trục:

Chọn loại nối trục đàn hồi vì trong nối trục đàn hồi có hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi Nhờ có bộ phận đàn hồi nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục b/ Vật liệu làm nối trục là gang GX 21-40, vật liệu chế tạo chốt là thép C45 thường hóa c/ Các kích thước chủ yếu của nối trục đàn hồi: Chọn theo bảng 9-11 [1]

+Đường kính lỗ lắp chốt :d o 28mm

+Chiều dài nửa chốt :l30mm

+Khoảng hở giữa 2 nửa nối trục: c = 4 mm

+Chiều dài vòng đàn hôi:l v 15mm

Hình 5-9 Nối trục vòng đàn hồi d/ Kiểm nghiệm:

Sau khi chọn được kích thước của khớp nối, tiến hành kiểm tra ứng suất dập giữa chốt và vòng cao su, ứng suất uốn trong chốt

+ Điều kiện vè sức bền dập của vòng đàn hồi:

D 0: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt D 0 50mm

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 50 d 0 : Đường kính lỗ lắp chốt d 0 28mm d c : Đường kính chốt d c 14mm l v : Chiều dài toàn bộ củ vòng đàn hồi l v 15mm

   d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su    d   2 3 N mm / 2

+Điều kiện về sức bền uốn của chốt:

   u  60 80  N mm / 2 Ứng suất uốn cho phép

Ta có  d    d ;  u    u nên đảm bảo bền

5.4 Thiết kế bộ truyền bánh răng phân lực:

Chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng 1 và 2 là i= 1, từ đó ta có

5.4.2 Tính các thông số bộ truyền: a/Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

+Bánh răng : Thép C50 thường hóa, có  b 600N mm/ 2 , c 300N mm/ 2 ,HB= 230, phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 100300 mm b/ Định ứng suất cho phép:

+Số chu kì làm việc của bánh răng:

Vì số N lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp và đường cong mỏi uốn, nên đối với bánh răng dẫn và bị dẫn đều sử dụng hệ số chu kỳ ứng suất K' N = K'' N = 1, đảm bảo chính xác trong tính toán độ bền mỏi của các chi tiết bánh răng.

+Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 51 Để định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K  1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa)

Giới hạn mỏi của thép C50 là:

+Ứng suất uốn cho phép của bánh răng :

       d/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K= 1,3 e/ Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng  A 0,3 f/ Tính khoảng cách trục A: Theo công thức :

  g/ Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

Với vận tốc này theo bảng 3-11 [1] chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9 h/ Định chính xác hệ số tải trọng K:

Vì tải trọng ít thay đổi và độ rắn bề mặt của bánh răng nhỏ hơn 350HB nênK tt 1 , tra bảng 3-11 [1] thì K d 1,1 Do đó K= K K tt d 1.1,1 1,1

Vì hệ số K khác nhiều so với đã chọn nên ta tính lại khoảng cách trục A

A 1, 3  mm i/ Xác định mô đun, số răng, chiều rộng bánh răng:

+ Mô đun được tính theo công thức:

Ta chọn theo bảng 3-1 [1] lấy m= 2 mm

B A A  mm k/ Kiểm nghiệm sức bền uốn chân răng:

Tra bảng 3-18 [1] với Z 1 60 thì hệ số dạng răng y 1 0, 499, với Z 2 60 thì y 2 0, 499 +Ứng suất uốn tại chân răng bánh dẫn:

+Ứng suất uốn tại chân răng bánh bị dẫn :

Ta có  u 1 [ ] u 1 và  u 2 [ ] u 2 l/ Các thông số chủ yếu của bộ truyền:

Góc ăn khớp: 20 0 Đường kính vòng chia (lăn):

1 1 2.60 120 d m Z   mm d 2 m Z 2 2.60 120 mm Đường kính vòng đỉnh răng:

D e d  m mm Đường kính vòng chân răng:

+Bề rộng bánh răng B= 36 mm

5.4.3 Tính lực tác dụng lên trục:

5.5 Thiết kế trục và then ở bộ truyền bánh răng phân lực:

+ Tìm phản lực tại gối :

Hình 5-10: Biểu đồ mô men trục cán

R By = 27780 N Chiều ngược lại với giả thiết

R Bx 20 N Chiều ngược lại với giả thiết

R  N Chiều vẽ ngược lại với giả thiết

+ Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm:

.Tại tiết diện II-II:

.Tại tiết diện III-III:

+ Tính đường kính trục tại tiết diện I – I :

+Tính đường kính trục tại tiết diện II-II:

+Tính đường kính trục tại tiết diện III-III:

=> Đường kính trục tại I-I lấy bằng 58 (mm), tại II-II lấy bằng 60 (mm),tại III-III lấy bằng 58(mm) b/Tính chính xác:

+ Kiểm nghiệm tại tiết diện I – I:

2,5; 1,5 k   k   ,hệ số tập trung ứng suất khi uốn và khi xoắn (bảng 7-6) [1]

      ,giới hạn mỏi uốn và xoắn

     ,mô men cản uôn và xoắn

      ,biên độ ứng suất pháp

   W   ,biên độ ứng suất xoắn

    hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi

    ,hệ số kích thước,xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi bảng 7-4 [1]

 1,5,hệ số tăng bền bảng 7-5 [1]

+ Kiểm nghiệm tại tiết diện II – II:

2; 2,1 k   k   ,hệ số tập trung ứng suất khi uốn và khi xoắn (bảng 7-8) [1]

      ,giới hạn mỏi uốn và xoắn

W18760mm W; o 40000mm ,mô men cản uôn và xoắn (bảng 7-3b) [1]

      ,biên độ ứng suất pháp

   W   ,biên độ ứng suất xoắn

    hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi

    ,hệ số kích thước,xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.(bảng 7-4 [1])

 1,5,hệ số tăng bền (bảng 7-5) [1]

5.5.2 Chọn then: Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, hay là để truyền momen và chuyển động từ trục đến bánh răng ta dùng then Đường kính trục lắp bộ bánh răng phân lực d II 60mm để lắp then Chọn then cho đoạn trục này ta tra theo bảng 7-23 [1] chọn được then có thông số sau b= 18 mm, h= 11mm, t= 5.5mm, t 1 5, 6mm,k= 6,8 mm

Chiều dài then: l t 0,8 l m 0,8 B0,8.3629, chọn l t = 28 mm theo tiêu chuẩn Trong đó: l m là chiều dài phần may ơ bánh răng lắp với trục

B là bề rộng bánh răng

*Nghiệm bền then: Theo sức bền dập:

M x là mô men xoắn trên đoạn trục cán.N mm/ 2

5.6 Thiết kế gối đỡ trục ở trục cán và bộ bánh răng phân lực:

Chọn ở trượt để làm gối đỡ trục, ổ trượt có các ưu điểm như: Khả năng chịu tải chấn động, làm việc êm, làm việc tốt trong môi trường nhiệt độ thay đổi trong phạm vi lớn, kết cấu nhỏ, gọn, đơn giản

Chọn vật liệu lót ổ có ảnh hưởng quan trọng đến khả năng làm việc của ổ trượt Vật liệu lót ổ cần thỏa mãn các yêu cầu chủ yếu sau:

Hệ số ma sát giữa lót ổ và ngõng trục thấp Đủ sức bền

Có khả năng chống mòn và dính cao

Trong thực tế thường dùng các loại vật liệu để chế tạo ổ trượt như:

+Babit: Babit là hợp kim có tính giảm ma sát, giảm mòn và chống dính tốt Nhưng cơ tính babit thấp ( ch 80 90 N mm / 2 ) nên babit được tráng một lớp mỏng khoảng vài phần mười mm lên lót ổ làm bằng vật liệu có cơ tính cao như gang, thép

+Đồng thanh: Khi áp suất và vận tốc cao, tải trọng thay đổi, thường dùng đồng thanh chì có sức bền mỏi cao hơn babit

+Đồng thanh thiếc: Có thể làm việc tốt khi áp suất cao và vận tốc trung bình, nhưng giá cao nên dùng hạn chế

Hợp kim nhôm nổi bật với hệ số ma sát thấp, khả năng dẫn nhiệt tốt và độ mòn khi vận hành cao Tuy nhiên, khi sử dụng ở tốc độ cao, khả năng chống xước của hợp kim nhôm lại kém đi đáng kể, cùng với hệ số giản nở do nhiệt lớn gây ảnh hưởng đến độ bền và hiệu quả hoạt động.

+Đồng thau: Dùng làm lót ổ khi vận tốc ngõng trục thấp (dưới 2 m/s) , giá thành thấp +Gang xám: Thường dùng khi trục quay chậm, áp suất thấp và tải trọng ổn định Gang rẻ hơn đồng thanh nhưng tính giảm mòn kém

Theo những phân tích các loại vật liệu trên thì chọn đồng thau để chế tạo lót ổ

5.6.3 Tính thông số ổ trượt: a/ Chọn tỷ số l/d và chiều dày lót ổ

+Thông thường chọn tỷ số l 0, 5 0, 9 d   là hợp lý về khả năng tải và thoát nhiệt cho ổ Ta chọn l 0, 6 0, 6 0, 6.58 36 l d mm d     

+Chiều dày lót ổ xác định theo công thức:

Ta lấy  0,03.58 2,5 4 mm b/ Chọn độ hở tương đối Chọn sơ bộ  theo công thức:

Trong đó v_ Vận tốc vòng của ngõng trục (m/s)

Từ độ hở tương đối ta xác định độ hở S= .d =0, 0006.580, 027 mm

Theo bảng P4.1 và P4.2 [3] chọn kiểu lắp là 8

THIẾT KẾ CƠ CẤU CHẠY DAO

6.1 Thiết kế cơ cấu cam:

Yêu cầu chuyển động quay của bánh vít tạo thành chuyển động tịnh tiến để giúp ụ động di chuyển tiến hành cán bu lông Do đó ta sử dụng cơ cấu cam, có bánh cam gắn trên bánh vít, và cần đẩy được gắn với thành máy cố định

Ta chọn cam loại có biên dạng tròn đặt lệch tâm, còn cần đẩy loại có đầu bằng Yêu cầu là hành trình di chuyển của cần đẩy bằng với hành trình di chuyển của ụ động Khi lô cán thực hiện cán bu lông M18x2,5 thì hành trình di chuyển ụ động là S= 7,34mm Khi thực hiện cán bu lông M20x2,5 thì hành trình di chuyển ụ động là S= 5,34mm Khi thực hiện cán bu lông M22x2,5 thì hành trình di chuyển của ụ động là S= 3,34mm

Để chế tạo bánh cam với độ lệch tâm phù hợp, ta sử dụng giá trị E = 7,34 mm Nếu muốn tăng hành trình của bánh cam, ta cần điều chỉnh con đội để di chuyển, giúp đạt được hành trình theo mong muốn Việc này đảm bảo bánh cam hoạt động hiệu quả, đáp ứng đúng yêu cầu kỹ thuật và tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống.

Mối quan hệ giữa vận tốc góc của bánh cam với vận tốc tịnh tiến của cần là:

  mà dS d dS dS v dt dt d d

S là chiều dài dịch chuyển của cần đẩy S= E (mm)

 là góc quay của bánh cam (rad)

 là vận tốc góc của bánh cam (rad/s)

Theo yêu cầu ban đầu thì vận tốc tịnh tiến của ụ động là S d 0, 00025 m/s Vận tốc của cần đẩy bằng với vận tốc của ụ động v= 0,00025 m/s= 0,25 mm/s Tính khi bánh cam quay một vòng nên = 2

Vậy số vòng quay của bánh cam là n= 2,725 vòng/phút, do đó số vòng quay của bánh vít có lắp cam cũng là n bv 2, 725 vòng/phút

-Kích thước cam: Đường kính ngoài D= 80 mm,bề rộng 20 mm, với các độ lệch tâm như sau E7,34 mm đường kính cần đẩy d= 26mm, dài lmm Cam và cần đẩy được chế tạo từ thép C45, tôi đạt độ cứng từ 5055 HRC

6.2 Thiết kế bộ truyền trục vít-bánh vít:

Từ tính toán ở mục trên thì ta số vòng quay của bánh vít n bv 2, 725 vòng/phút

6.2.1 Phân phối tỉ số truyền cho xích chạy dao:

Trong đó : i br tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng i tv tỷ số truyền của bộ truyền trục vít-bánh vít

Công suất bộ truyền: N= 0,015 kW

Số vòng quay trục vít: n tv  i n bv  23.2,725 62,68  vòng/phút

Số vòng quay bánh vít: n bv 2, 725 vòng/phút

Bộ truyền quay một chiều, tải trọng thay đổi không đáng kể

6.2.2 Tính các thông số bộ truyền: a/ Chọn vật liệu:

Giả thiết vận tốc trượt v t 5 /m s chọn vật liệu làm vành bánh vít là đồng thanh thiếc loại БpO 10-1 đúc bằng khuôn cát, vật liệu làm trục vít là thép C45 tôi bề mặt đạt độ cứng HRC = 4550 b/ Định ứng suất cho phép của bánh vít theo bảng 4-4 [1]

+ Số chu kì làm việc của bánh vít:

Trong đó T là thời gian làm việc, yêu cầu bộ truyền làm việc trong 5 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 6 giờ

Hệ số chu kì ứng suất:

+Từ bảng 4-4 TKCTM tra các trị số ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép rồi nhân với hệ số chu kì ứng suất ta có:

  tx 160.1,165 186, 4 N mm/ 2 ,   ou  50.0,87  43,5 N mm / 2 c/ Chọn số mối ren trục vít và số răng bánh vít:

Số mối ren trục vít lấy trong khoảng từ 14 Số mối ren càng nhiều thì hiệu suất của bộ truyền tăng lên nhưng chế tạo khó khăn hơn Ta chọn số mối ren trục vít Z 1 2 từ đó tính được số răng bánh vít Z 2 i Z 1 23.246 d/ Sơ bộ chọn trị số hiệu suất  và hệ số tải trọng K:

Với Z 1 2 chọn sơ bộ 0, 75, K= 1,1 Công suất trên bánh vít:

Theo bảng 4-6 lấy q= 13 mm; m= 2 mm có m q 3 = 4,7 f/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất, hệ số tải trọng:

+Vận tốc trượt: Công thức 4-11

+ Để tính hiệu suất, theo bảng 4-8 lấy hệ số ma sát f= 0,09 do đó  5 09 o ' với

Z  q theo bảng 4-7 tìm được góc vít  8 44 46 0 ' '' , Hiệu suất tính theo công thức:

Vì hiệu suất sai khác nhiều nên ta tính lại công suất bánh vít:

+ Vận tốc vòng bánh vít:

Vì vận tốc v 2 < 2 m/s nên chọn cấp chính xác chế tạo bộ truyền là cấp 9

+ Hệ số tải trọng: như giả thiết thì v 2 < 3 m/s do đó K K K tt d 1.1,1 1,1 phù hợp với dự đoán g/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn của răng bánh vít: công thức 4-16 [1]

Số răng tương đương của bánh vít: 2 3 3 46 ' '' cos cos 8 44 46 48. td o

Hệ số dạng răng y= 0,48 bảng 3-18 TKCTM

    h/ Định các thông số hình hoc chủ yếu của bộ truyền:

+Số mối ren trục vít Z 1 2

+Hệ số đường kính q= 13 mm

+Đường kính vòng chia trục vít: d c 1 d 1 m q 2.1326mm

+Đường kính vòng đỉnh trục vít: D e 1  d 1 2 f m o 26 2.1.2 30mm.

+Đường kính vòng chân ren trục vít: D i 1  d 1 2 f m 0 2 c m 0  26 2.1.2 2.0,2.2 21,2  mm

+Chiều dài phần có ren của trục vítL(11 0, 06. Z 2 ).m(11 0, 06.44).2 27mm vì trục vít được mài nên lấy chiều dài tăng thêm L= 27+25R mm Để tránh mất cân bằng cho trục vít nên lấy chiều dài phần có ren bằng một số nguyên lần bước dọc Vì 52

Vậy định chính xác L8, 28.3,14.252 mm

+Đường kính vòng chia (lăn) bánh vít: d c 2 d 2 Z m 2 46.292mm

+Đường kính vòng đỉnh răng bánh vítD e 2 (Z 2 2f 0 2 ). m(46 2.1).2 96mm

+Đường kính ngoài cùng của bánh vít: D n D e 2 1,5m96 1,5.2 99mm

+Bề rộng bánh vít: B= 0,75D e 1 =0,75.30= 22 mm

6.2.3 Lực tác dụng lên trục:

Lực tác dụng lên trục gồm có: Lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm

+Lực vòng P 1 trên trục vít có trị số bằng lực dọc trụcP a 2 trên bánh vít :

+Lực P 2 trên bánh vít có trị số bằng lực dọc trục P a 1 trên trục vít:

+Lực hướng tâm P r 1 trên trục vít có trị số bằng lực hướng tâm P r 2 trên bánh vít:

Hình 6.2-Lực tác dụng lên bộ truyền trục vít-bánh vít

6.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng:

6.3.1 Các thông số ban đầu

+Công suất bộ truyền N=0,02 kW

+Số vòng quay bánh nhỏ: n 3 97 vòng/phút

+Số vòng quay bánh lớn : 4 3 97 62, 68

6.3.2 Tính các thông số bộ truyền: a/Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:

+Bánh răng nhỏ: Thép C45 thường hóa, có  b 580N mm/ 2 , c 290N mm/ 2 ,HB= 190, phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 100300 mm

+ Bánh răng nhỏ: Thép C35 thường hóa, có  b 480N mm/ 2 , c 240N mm/ 2 ,HB= 160, phôi rèn, giả thiết đường kính phôi từ 300500 mm b/ Định ứng suất cho phép:

+Số chu kì làm việc của bánh lớn:

+Số chu kì làm việc của bánh nhỏ:

Yêu cầu bộ truyền làm viêc trong 5 năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc

Vì N 3 ,N 4 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp và đường cong mỏi uốn

107 nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy hệ số chu kì ứng suất K ' N K '' N =1

+Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

+Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[ ] tx 4 2, 6.HB2, 6.160416N mm/ Để định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n= 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K  1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa) Giới hạn mỏi của thép C45 là

+Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

+Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:

       c/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K= 1,3 d/ Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng  A 0, 2 e/ Tính khoảng cách trục A:

Lấy A= 148mm f/ Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

Với vận tốc này theo bảng 3-11 [1] chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9 g/ Định chính xác hệ số tải trọng K:

Vì tải trọng ít thay đổi và độ rắn bề mặt của bánh răng nhỏ hơn 350HB nênK tt 1 , tra bảng 3-11(TKCTM) thì K d 1,1 Do đó K= K K tt d 1.1,1 1,1

Vì hệ số K khác nhiều so với đã chọn nên ta tính lại khoảng cách trục A

A 1, 3  mm h/ Xác định mô đun, số răng, chiều rộng bánh răng:

+ Mô đun được tính theo công thức:

Ta chọn theo bảng 3-1 [1] lấy m= 2 mm

B A A  mm i/ Kiểm nghiệm sức bền uốn chân răng:

Tra bảng 3-18 [1] với Z 3 55 thì hệ số dạng răng y 3 0, 49, với Z 4 85 thì y 4 0,514 +Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:

+Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

Ta có  u 3 [ ] u 3 và  u 4 [ ] u 4 k/ Các thông số chủ yếu của bộ truyền:

+Bề rộng bánh răng B= 28 mm

+Đường kính vòng chia (lăn):

+Đường kính vòng đỉnh răng:

+Đường kính vòng chân răng:

6.3.3 Tính lực tác dụng lên trục:

6.4 Thiết kế trục và gối đỡ cho trục vít:

6.4.1 Thiết kế trục gắn trục vít: a/ Tính đường kính sơ bộ trục theo công thức (7-2) [1]

N 1 Công suất của trục vít: N 1 0, 015kW

C Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép,C= 120 n 1 Số vòng quay của trục vít, n 1 !,6 vòng/phút Để chuẩn bị cho bước tính tiếp theo ta chọn sơ bộ loại ổ đũa côn đỡ chặn cỡ nhẹ theo bảng 18P [1] thì bề rộng ổ đũa là Bmm

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 70 b/ Tính gần đúng trục: Để tính các kích thước chiều dài ta tham khảo hình 7-5 [1] Có được:

Hình 6.3 Biểu đồ mô men trục vít -Tính các phản lực gối đỡ:

Do đó R Ay 118N vẽ chiều ngược lại so với giả thiết

Do đó R Ax 102N,vẽ chiều ngược lại so với giả thiết

-Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm e-e:

-Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm: i-i

-Tính đường kính trục ở tiết diện e-e theo công thức 7-3 [1]

-Tính đường kính trục ở tiết diện i-i theo công thức 7-3 [1]

0,1.30 21 d   mm Đường kính trục của đoạn này có ren trục vít, nên lấy đường kính trục d= 21,1 mm bằng với đường kính chân ren trục vít Còn đường kính ngõng trục lắp ổ ta lấy bằng 25mm c/ Tính chính xác trục:

Tính chính xác trục tiến hành cho tiết diện chịu tải lớn, ứng suất tập trung Ở đây ta tính cho tiết diện nguy hiểm i-i

Tính chính xác trục theo công thức (7-5) [1]

Vì trục quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng:

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 73 max min ; 0

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: max

Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn của trục làm bằng thép C45

Chọn hệ số    ,  theo vật liệu đối với thép các bon trung bình   0,1;  0, 05,hệ số tăng bền  1, chọn các hệ số: k k  ,  ,    ,  , Theo bảng 7-4 [1] lấy

Theo bảng 7-6 [1] tập trung ứng suất do góc lượn nên k  1, 27; k  1, 08 Được các trị số trên ta thay vào công thức để tìm các hệ số an toàn:

Ta thấy n    n  1,5 2,5  nên thỏa mãn yêu cầu

6.4.2/ Thiết kế gối đỡ trục:

Dự kiến chọn loại ổ đũa côn đỡ chặn loại cỡ nhẹ có  16 o

Hình 6.4-Sơ đồ chọn ổ trục vít

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (4-1) [1]

Tải trọng tương đương tình theo công thức (8-6) [1]

Ta thấy lực R 2 R 1 nên ta tính cho ổ B, còn ổ A lấy cùng loại:

Tra bảng 18P ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn có kí hiệu 7205,có d%mm, D= 52mm, B= 16,5 mm, C= 35000

Ly hợp : Có nhiệm vụ nối hoặc tách rời trục hoặc các chi thiết máy quay khác trong bất kì lúc nào Ở đây chọn loại ly hợp vấu, ly hợp vấu gồm có 2 nữa ly hợp có vấu ở mặt bên, khi đóng ly hợp các vấu sẽ gài vào nhau truyền động quay và mô men xoắn từ trục này sang trục khác

Hình dạng tiết diện vấu là tam giác vì vận tốc trục nhỏ, tải trọng nhỏ Vật liệu làm ly hợp vấu là thép CT51

+Định kích thước của ly hợp:

SVTH: NGUYỄN ĐỨC QUÂN :LỚP 12C1A TRANG 76 Đường kính ngoài của ly hợp: D( 1 , 8 2 , 5 ) d  ( 1 , 8 2 , 5 ) 2 0  m m lấy D = 3 6 5 0 40mm

Chiều dài toàn bộ ly hợp : L= 3,5d= 3,5.20= 70mm Đường kính trong của ly hợp : D 1 D2a402.726mm. Đường kính trung bình của ly hợp: 1 40 26 33

Chiều rộng vấu a, chiều cao vấu, số răng Z tra bảng 9-12 [1] A=7mm, h=4, Z=7, đóng ở ly hợp bằng tay

Góc nghiêng bề mặt làm việc của vấu:  5 0

+Kiểm nghiệm ứng suất dập trên bề mặt làm việc của vấu theo điều kiện:

Trong đó:  0,6_ Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên các vấu

   d _Ứng suất dập cho phép,    d = 25 N mm / 2 , K: Hệ số tải trọng động, đối với máy cán K=2

   do đó  d   d đảm bảo bền

+Kiểm nghiệm sức bền uốn vấu:

W ab   mm _mô men cản uốn b = a = 7mm, chiều dày chân vấu

   u ứng suất uốn cho phép,

 ch giới hạn chảy của thép CT5,  ch (0N mm/ 2

Do đó  u   u đảm bảo bền

+Tính lực cần thiết để đóng ly hợp:

Trong đó: f ' là hệ số ma sát giữa ly hợp với trục, thường lấy f ' =0,2, ar ctgf ' 11,3 o

 góc nghiêng của bề mặt làm việc của vấu

Lực cần thiết để đóng ly hợp:

HƯỚNG DẪN LẮP ĐẶT,VẬN HÀNH VÀ BẢO DƯỠNG MÁY

7.1 Hướng dẫn lắp đặt máy:

Chọn vị trí lắp đặt máy đảm bảo cách xa các nguồn rung động từ bên ngoài như đường ray xe lửa Trong trường hợp cần thiết, nên đào hào xung quanh để giảm thiểu ảnh hưởng của rung động Đổ bê tông dày và cố định các bu lông phù hợp với kích thước của lỗ trên chân đế máy để đảm bảo sự vững chắc Đồng thời, tạo mặt bằng phẳng để lắp đặt thân máy chắc chắn trên nền bê tông đã chuẩn bị.

Khi lắp ráp chú ý các điều sau:

+ Khi lắp ráp bộ truyền trục vít bánh vít cần kiểm tra độ ăn khớp của trục vít với bánh vít Kiểm tra độ vuông góc của 2 trục là trục vít và trục lắp bánh vít

+Khi lắp bộ truyền bánh răng trụ và nghiêng, cần kiểm tra độ ăn khớp và độ song song của các trục

+Cơ cấu cam đảm bảo đường thẳng qua tâm cam và trục của con đội phải đảm bảo vuông góc để con đội đẩy ụ động chạy theo đường thẳng song trượt phía dưới

Khi lắp đặt máy xong thì các chi tiết được lau chùi sạch sẽ ngăn bụi bám vào Bôi trơn các bộ phận làm việc, bôi trơn ổ, bộ truyền

Các bộ phận quay phải có thùng để che đậy đảm bảo không có bụi bẩn vào và đảm bảo an toàn cho người sử dụng

Khi kết thúc bôi trơn thì ta tiến hành chạy thử máy với chế độ không tải để xem máy có bị lỗi gì không, nếu có thì dừng máy ngay để kiểm tra

7.3 Bảo dưỡng máy: Để máy làm việc với độ an toàn, tin cậy cao thì cần được bảo dưỡng các chi tiết theo kế hoạch như sau:

7.3.1.Bảo dưỡng hàng ngày:

+Trước khi khởi động cho máy làm việc thì cần kiểm tra lượng dầu trong các hộp có đủ hay không, bôi trơn cho các bộ bánh răng hở, bôi trơn các song trượt ở dưới ụ động

+Lau sạch các mảnh vụn ở các dụng cụ và trên bàn máy sau khi làm việc xong bằng khăn sạch khô, bôi dầu chống rỉ lên các chi tiết không sơn của máy

7.3.2 Bảo dưỡng hàng tháng:

+Kiểm tra các bu lông có bị lỏng hay không, siết chặt lại

+Kiểm tra dầu có trong hộp để thêm vào cho đủ lượng yêu cầu

7.3.3 Bảo dưỡng nữa năm một lần:

+Lấy hết dầu trong thùng chứa ra, lau sạch bề mặt trong bằng khăn khô sạch

+Bôi trơn các bộ phận ổ bằng mỡ hoặc dầu

+Kiểm tra hệ thống điện

+Lọc sạch dầu máy rồi đổ vào thùng

7.3.4 Bảo dưỡng một năm một lần:

+ Thay dầu máy hoàn toàn, bảo trì tất cả các bộ phận máy để kiểm tra độ mòn để thay lại các chi tiết mới

+Kiểm tra hệ thống điện

Định dạng
Số trang	85
Dung lượng	1,78 MB