Thiết kế máy cắt nhám bạc quy trình công nghệ gia công chi tiết sát si quả lô nhám và gối chỉnh quả lô nhám của máy 1

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

đề TàI

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

và gối chỉnh quả lô nhám của máy

Mục lục

Chương 1: Thiết kế máy cắt – nhám bạc

1.1.2 Sơ đồ bố trí không gian của máy 2

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

tiết sát si quả lô nhám bạc

2.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc của chi tiết 37

2.2 Phân tích tính công nghệ trong kết cấu chi tiết 38

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

2.7.5 Nguyên công VI : Phay mặt lắp ghép phía dưói 64

2.7.6 Nguyên công VII : Phay 4 lắp ghép 65

2.7.7 Nguyên công VIII: Phay mặt đầu trong của

2.7.8 Nguyên công IX: Phay mặt đầu trong của

2.7.9 Nguyên công X : Khoan 3f15 69

2.7.10 Nguyên công XI : Khoét doaf42 70

2.7.11 Nguyên công XII : Phay mặy rãnh 73

2.7.12 Nguyên công XIII : Phay mặt phía trong

2.7.13 Nguyên công XIV : Khoan bốn lỗ f5 76

2.7.14 Nguyên công XV : khoan bốn lỗ f7 77

2.8 Tính thời gian gia công cơ bản

2.9 Tính và thiết kế đồ gá nguyên công VIII 87

2.9.3 Xác định phương chiều, điểm đặt

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

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

3.1 Phân tích chức năng, điều kiện làm việc của chi tiết 93

3.2 Phân tích tính công nghệ trong kết cấu chi tiết 94

3.5.2 Lập thứ tự các nguyên công chi tiết

3.5.3 Chọn máy, chọn dao và sơ đồ định vị

3.6 tính toán và tra lượng dư khi gia công 107

3.7 tính và tra chế độ cắt cho các nguyên công 109

3.8 Tính thời gian gia công cơ bản cho tất

Lời nói đầu

Công nghệ chế tạo máy là một ngành then chốt, nó đóng vai trò

quyết định trong sự nghiệp công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước

Nhiệm vụ của công nghệ chế tạo máy là chế tạo ra các sản phẩm cơ khí

cho mọi lĩnh vực của nghành kinh tế quốc dân, việc phát triển ngành

công nghệ chế tạo máy đang là mối quan tâm đặc biệt của Đảng và nhà

nước ta

Phát triển ngành công nghệ chế tạo máy phải được tiến hành đồng

thời với việc phát triển nguồn nhân lực và đầu tư các trang bị hiện đại

Việc phát triển nguồn nhân lực là nhiệm vụ trọng tâm của các trường

đại học

Hiện nay trong các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói

riêng đòi hỏi kĩ sư cơ khí và cán bộ kĩ thuật cơ khí được đào tạo ra phải

có kiến thức cơ bản tương đối rộng, đồng thời phải biết vận dụng những

kiến thức đó để giải quyết những vấn đề cụ thể thường gặp trong sản

xuất

Môn học công nghệ chế tạo máy có vị trí quan trọng trong chương

trình đào tạo kĩ sư và cán bộ kĩ thuật về thiết kế, chế tạo các loại máy

và các thiết bị cơ khí phục vụ các ngành kinh tế như công nghiệp, nông

nghiệp, giao thông vận tải, điện lực vv

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

giáo

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

nghệ chế tạo máy Trong quá trình thiết kế và tính toán tất nhiên sẽ có

những sai sót do thiếu thực tế và kinh nghiệm thiết kế, em rất mong

được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong bộ môn công nghệ chế tạo

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

tế sau này được hoàn thiện hơn

Em xin chân thành cảm ơn

Chương 1

thiết kế máy cắt – nhám bạc

1.1 Thiết kế động học

1.1.1 Nhiệm vụ của máy:

Máy cắt - nhám bạc có nhiệm vụ tạo nhám, in lôgô lên giấy bạc

trong bao thuốc lá và cắt đúng kích thước theo yêu cầu của sản phẩm

Sản phẩm giấy bạc sau khi hoàn thành phải đảm bảo các yêu cầu:

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

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

50 mm

- Lôgô được in chính giữa theo chiều rộng của giấy và cách vết cắt

đứt 25 mm

1.1.2 Sơ đồ bố trí không gian của máy

Xuất phát từ yêu cầu của sản phẩm là được tạo nhám và giấy bạc

được chia ra hai phần trong đó có một phần in lôgô của hãng sản xuất

Cho nên ta có thể tạo nhám cho giấy bạc trên một máy sau đó rồi mới

in lôgô và cắt trên máy khác Làm như thế sẽ rất phức tạp và việc căn

chỉnh giấy bạc thực hiện hai lần, trong quá trình đem đi cắt có thể làm

hỏng nhám Làm theo phương án này không năng suất, tốn nhân công,

tốn thời gian căn chỉnh máy Trong khi đó máy tạo nhám và cắt cho

giấy bạc chỉ làm việc với điều kiện tải trọng nhỏ độ rung động nhỏ

Không gian làm việc của máy không đòi hỏi lớn, do đó ta có thể kết

hợp việc tạo nhám, in lôgô và cắt giấy bạc trong một máy

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

có in lôgô của sản phẩm, và cụm cắt giấy trong đó có quả lô dao cắt

gồm hai lưỡi dao có nhiệm vụ cắt đứt từng sản phẩm và chia giấy bạc ra

làm hai phần trong đó có phần in lôgô của hãng sản xuất Hai cụm này

sẽ được nối với nhau bẵng xích động cứng đảm bảo cho việc căn chỉnh

lôgô theo đúng vị trí cần thiết

Do máy chỉ có nhiệm vụ tạo nhám và cắt giấy bạc, trong đó việc tạo

nhám cho giấy bạc đòi hỏi có độ nhám đều và cắt đúng vị trí do đó khi

muốn thay đổi tốc độ của máy phải thay đổi từ từ tránh rung động ảnh

hưởng đến việc tạo nhám, vì vậy việc thay đổi tốc độ của máy ta dùng

biến tần điện để thay đổi trực tiếp tốc độ ở động cơ còn bộ truyền trong

máy chỉ cần một cấp tốc độ và được truyền động từ động cơ thông qua

hộp giảm tốc một cấp và truyền ra trục chính, trục quả lô nhám, trục

quả lô cắt với cùng một tốc độ quay thông qua bộ truyền bao gồm bộ

các bộ truyền đai răng và các bộ truyền bánh răng, các bộ truyền này

chỉ có tác dụng là dẫn chuyển động đến các trục chứ không làm nhiệm

vụ thay đổi tỉ số truyền

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

B¸nh r¨ng trôc chÝnh

B¸nh r¨ng trung gian

Bé truyÒn ®ai

Bé truyÒn ®ai

B¸nh r¨ng qu¶ l« dao c¾t

B¸nh r¨ng qu¶ l« nh¸m

B¸nh r¨ng trung gian

1.1.3 Lưới đồ thị vòng quay

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

từ đó ta có thể đi tính toán được số răng của các bánh răng trong máy

cắt – nhám bạc Thế nhưng để có thể vẽ được đồ thị vòng quay trước

tiên ta phải xác định được số vòng quay của trục động cơ lắp trên máy

Đối với máy tương tự trong dây truyền sản xuất thuốc lá sử dụng động

cơ cho phần cắt - nhám bạc có công suất là N = 0,25 ( Kw ) và số vòng

quay là: n =1400 ( vg/ph ) do đó ta cũng chọn động cơ có công suất và

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

Để truyền động từ trục động cơ lên trục đầu tiên của trục chính

của máy thì thông qua hộp giảm tốc trục vít – bánh vít ta sử dụng bộ

truyền đai Nếu như sử dụng bộ truyền đai dẹt hoặc đai thang thì ta sẽ

gặp phải khó khăn trong việc căng đai, nối đai và có sự trượt giữa đai

và bánh đai nên ở đây ta dùng bộ truyền đai răng Điều ta mong muốn ở

đây là bộ truyền có tỷ số truyền không đổi

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

Để đơn giản trong việc tính toán các nhóm truyền sau này và việc

thiết kế kết cấu nhỏ gọn cho các bộ truyền ta sẽ chọn no = 147 (vg/ph)

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

Từ những tính toán và lý luận trên đây ta vẽ được đồ thị vòng quay

như hình sau

Trôc VTrôc IITrôc I

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

Côm c¾t-nh¸m b¹cTrôc IV

Trôc III

Trôc IITrôc I

Nhóm 2: i2 =



1 =

26 , 1

3

Z Z

Nhóm 4: bộ truyền đai răng i4=j0 = 1

Nhóm 5: i5 = j0 = 1 = '

5

5

Z Z

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

HGT trôc vÝt

§C

Puly

Puly Puly

Puly Z40 Z40

Z22 Z37 Z22

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

Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

khí), ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau:

br η η

η1  = 0,92.0,992 = 0,9Trục chính η2  ηd.η1 = 0,9.0,96 = 0,87

Trục trung gian cụm cắt bạc:

æl br

T3 = 9,55 106 11044

147

17 , 0 10 55 ,

Xác định môđun và chiều rộng đai

Môđun được xác định theo công thức:

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

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

P1= pđc. hgt= 0.25.0.99 2 0,90 = 0.22

n = n i =1400.4/38 = 147(vp/ph)

4 147

22 0

Số răng Z1 của đai nhỏ được xác định băng cách tra bảng 4.29 ách

tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1

Tính toán bộ truyền bánh răng ở cụm cắt bạc: Ta tính bộ truyền

bánh răng nghiêng từ trục chính đến trục trung gian với các thông số đã

được tính toán trong phần động học như sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 tiến hành tôi cải thiện sau khi

gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền

b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

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

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau

khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới

hạn bền chảy) lần lượt như sau:

b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

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

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

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

 H Hlim SH ZR ZV KL KxH

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

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

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

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

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

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

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác

định như sau: o HL

lim H lim



Trong đó: - Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

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

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

ta công thức xác định SH và Hlimnhư sau: Hlim= 2.HB + 70 ; SH = 1,1

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng

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

, 2 1 2

HO

7 4

, 2 4

, 2 1 1

HO

10 200

30 HB

30 N

10 7 , 1 250 30 HB

30 N

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng

nghiêng được xác định như sau:   i i

m max i

Trong đó:

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

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

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

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

- mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3

Vậy với bánh răng lớn ta có:   i i

3 max i 2

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có

7 2 7

3 3

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 68 , 1 / 147 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 510

1 lim

H HL

o H

1 450

2 lim

H HL

o H H

S

K



Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động

răng nghiêng là giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:

H

H H H

3 , 436 409

6 , 463 5 , 0

1

6 , 482 409 18 , 1 ,

min 18 ,

 F  Flim YR YS KxF/ SF.

Trong đó:

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

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

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

răng

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

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

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

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác

định như sau: o FL

lim F lim



Trong đó:

- Flimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

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

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

ta có công thức xác định SF và Hlimnhư sau: Flim= 1,8HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định:

  i i

m max i

Trong đó:

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

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

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

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

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

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

 6 i i

max i 2

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

7 2

7 6

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 68 , 1

147 1

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1 450 S

K

F FL

o 1 lim F 1

  226 , 29

75 , 1

1 396 S

K

F FL

o 2 lim F 2

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng

trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau:

a1  43 (u1 + 1)

 

3

a 1

2 H

H Hv H 1

u

K K K T

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

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

ở đây ta đã có:

1 1 1075 , 1 12993

3

Vậy ta có a1 = 61,4 (mm)

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

Ta chọn môđun của bánh răng là m = 2

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

Bánh nhỏ Z1 = 22

Bánh lớn Z2 = 37

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

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z

- ZM = 274 Mpa1/3Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5(Trang 96-Tập

1)

49 , 41 sin

07 , 16 cos 2 2

. 1 1

Tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập

4 , 61 3522 , 0 73 002 , 0

.

005 , 1 13 , 1 1075 , 1 12993 2

76 , 45 11 31 , 0 1

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o H H

H H

H Hv

) 1 68 , 1 (

26 , 1 12993 2 4

, 61

795 , 0 7 , 1

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng

thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất

uốn cho phép [F] hay: F  [F]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 Fv F 1 1

41 ) /(cos

9 , 3 79

, 24 ) /(cos

2

3 2

2

1

3 1

1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

4 , 61 472 , 0 73 006 , 0

.

019 , 1 37 , 1 2225 , 1 12993 2

4 , 61 11 25 , 1 1

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F

F Fv

. 1 1

-  =16,070  Y = 1 - /140 = 0,885

Vậy ta có:

52 , 108 2

76 , 45 11

9 , 3 885 , 0 714 , 0 706 , 1 12993 2

.

.

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

MPa MPa

F F

F F

29 , 226 9

, 102

14 , 257 52

, 108

1 2

1 1









Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn

đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của cặp bánh răng :

- Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5 m=45,76 - 2,5.2 = 40,76

mm

df2 = d2 - 2,5.m = 76,96 - 2,5.2 = 71,96 mm

Tính toán bộ truyền bánh răng ở cụm nhám bạc: Ta tính bộ truyền

bánh răng thẳng từ trục trung gian đén trục quả lô nhám với các thông

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

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

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề

mặt để tránh hiện tượng gẫy răng, mài mòn, … và độ bền uốn trong quá

trình làm việc Cho nên vật liệu làm bánh răng thường là thép có chế độ

nhiệt luyện hợp lý hoặc được làm bằng gang hay các vật liệu không kim

loại khác

- Theo yêu cầu ở phần động học thì bộ truyền bánh răng thẳng phải

truyền được công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục

chính là 0,23 (kW) và có tỷ số truyền bằng 1 ứng với chế độ chế dộ làm

việc không thay đổi cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm 0 có độ

cứng đạt HB  350

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phương pháp

gia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không được

chênh lệch nhau không quá nhiều

Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính

toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp

bánh răng như sau:

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

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

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

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

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

Bánh bị động trên trục quả lô nhám: chọn vật liệu thép C45 cũng

tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số về vật liệu (độ

cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

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

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

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

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

 H Hlim SH ZR ZV KL KxH

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

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

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

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

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

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

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác

định như sau: o HL

lim H lim



Trong đó: - Hlimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

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

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn

động cơ khí) ta có công thức xác định  Hlim và SH như sau:



Hlim= 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của hai bánh răng nhỏ như sau:

, 2 1 1

7 4

, 2 4

, 2 1 1

10 200

30

30

10 7 , 1 250 30

30

HB N

HB N

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

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

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

Vậy với bánh trung gian ta có: NHE2  60 ci Ti / Tmax3 t.i ni.

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

7 2 7

3 3

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 147 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 570

1 lim

H HL

o H H

1 470

2 lim

H HL

o H H

S

K



Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp

xúc cho phép xác định như sau:

  H  min     H 1,  H 2 427 , 3(MPa)

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

 

F

xF S R F

F

S

K Y

Y .

lim



 

Trong đó:

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

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

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

răng

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

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

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

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác

định như sau: o FL

lim F lim



Trong đó: - Flimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

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

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

ta có công thức xác định  Flimvà SF như sau: Flim= 1,8.HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định:

 m i i i

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

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

Vậy với bánh răng trung gian ta có: NFE  60 ci Ti / Tmax6 t.i ni.

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

6 2

7 6

6

8

3 ) 8 , 0 ( 8

4 1 12000 147 1

U N N

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1 518

1 lim

F FL

o F

1 360

2 lim

F FL

o F F

40 75 , 1 2 2

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

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z

- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

- b : Chiều rộng vành răng

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

Ta đã biết được các thông số như sau:

2 2

sin

2

0 tw

1 2 , 3 88 , 1 1 1

2 1

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

Do Ybd = 1,05 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán

thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KH = 1,0725 (Sơ đồ 6).

70 54 , 0 73 004 , 0

.

05 , 1 1 0725 , 1 11044 2

70 13 32 , 1 1

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F

F Fv

. 1 1

Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền

mặt răng như sau:

13 1

) 1 1 (

16 , 1 11044 2 70

876 , 0 76 , 1

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng

suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uốn

cho phép [F] hay: F  [F]

Do

m d b

Y K T 2

1

1 F 1 1







  F2 = F1 YF2 / YF1

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

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

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

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

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

- YF : Hệ số dạng răng

- b : Chiều rộng vành răng

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

- m : Môđun của bánh răng

7 , 3 40

2 2

1 1

F

F

Y Z

Y Z

.

13 , 1 1 11 , 1 11044 2

70 13 63 , 3 1

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F

F Fv

. 1 1

7 , 3 25 , 1 11044 2

.

2

1

1 1

m d b

Y K

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc

xác định: [F1]= [F1].YS YxF.YR và [F2]= [F2].YS YxF YR

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn

đảm bảo được an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền :

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự

tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên

thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục

Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm

việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải

trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có

cơ tính như sau:

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

ứng suất xoắn cho phép [] = 10  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt

lực ta đang xét

1 Xác định sơ bộ đường kính trục

Trục sử dụng trong các máy thường được chế tạo có hình dạng trụ

tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) có như vậy

mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục, tạo điều kiện cho việc

lắp ráp và sửa chữa được thuận lợi hơn Tại các tiến diện thay đổi

đường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

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

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

Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa

các trục Cho nên giữa đường kính trục với mômen T trục đó phải

truyền có mối liên hệ bởi công thức 3  

2 , 0

T d



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

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

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng

suất uốn cho nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của

trục ta phải hạ thấp [] xuống

* Đường kính ngõng trục vào của trục chính:

  0 , 2 ( 10 20 ) 14,79 18,63

12942

2 ,

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

xác định như sau:

  0 , 2 ( 10 20 ) 14,03 17,67

11044

2 ,

Vậy ta chọn đường kính trục lắp bánh răng trung gian làd = 15 mm

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

  0 , 2 ( 10 20 ) 13,14 16,56

9095

2 ,

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

* Đường kính trục trung gian của cụm nhám bạc:

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

xác định sơ bộ như sau:

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

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

*Đường kính ngõng trục lắp quả lô nhám bạc:

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

xác định sơ bộ như sau:

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

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

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

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

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

mm d

mm b

mm d

mm b

mm d

mm b

mm d

mm b

mm d

12 20

22 16

9 15

12 18

03 6

03 5

03 4

02 3

01 2

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

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

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

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

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

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

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

- b3 = 11 là chiều rộng của bánh răng

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

bo = 32 mm b1 = 21 mm

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

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

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

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

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

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

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

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

- k là chiều dài vai trục k = 4mm

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

Ta xác định các khoảng cách từ trục chính:

L61 = 0,5b1 + b0 + lb = 32,5 mm

L62 = 2.bo + 0,5.b + c+ lb=122 mm

L63 = l61 + 2.bo + a + b + c=224,5 mm

Tính các thành phần trong công thức:

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

quay cùng chiều kim đồng hồ

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

Bánh răng trục chính:

F = F = 2T 2.12993 N

Fy23 = -Fr2= 215

07 , 16 cos

20 568

β

α ω

9095 2 2

4

 d

07 , 16 cos

20 398

β

α ω

2

20 260 β

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

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

phương oy:

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

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

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

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

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

) (

) (

0 ) (

) (

0 0

21 22 2 22 24 1 22 3 22 23 1

22 24 1 22 3 22 23 1

1 1 2 2 3

1 2 3 1

l l F l l R l F l l F M

l l R l F l l F M

F R R F F F

R R F F F

y y

y y

oy

A

x x

x

ox

A

y y y y y ky

x x x x kx

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

) (

0 ) (

) (

0 0

41 43 2 41 42 2 41 1

41 43 2 41 42 2 41 1

1 2 2 1

1 2 2 1

l l R l l F l F M

l l R l l F l F M

R R F F F

R R F F F

y y

y

oy

A

x x

x

ox

A

y y y y ky

x x x x kx

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

) (

0 ) (

) (

0 0

61 63 2 22 1 62 63 2

61 63 2 62 63 2 63 1

1 2 2 1

1 2 1 2

l l R l F l l F M

l l R l l F l F M

F R F R F

R R F F F

y y

y

oy

A

x x

x

ox

A

y y y y ky

x x x x kx

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

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

4 Kiểm nghiệm trục chính về độ bền mỏi:

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

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

đều lớn hơn các vị trí khác trên trục

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

xác định như sau:

) ( 13648 12597

5253 )

( )

y

A x

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

) ( 800 20

1 , 0 1 , 0

28263 /

) ( 06 , 17 800 / 13648 /

W M

MPa W

M

z A

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

hệ số an toàn thoả mãn điều kiện:

 s s s s

s

s .  / 2  2 

Trong đó:

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

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

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

Được tính theo công thức sau:

m a

1

.

1

.

k

- -1 là giới hạn mỏi uốn với chu kì đối xứng của mẫu nhẵn có

- a, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết

diện xét Do ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ đối xứng

- a, , m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện

xét Do ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ mạch động cho

nên:

m = a = 0,5.max = 0,5.T/Wo = 0,5.17,6 = 8,8 (MPa)

- k và k là hệ số tập trung ứng suât đối với trục có rãnh then có

b700 tra Bảng 15.3(Tập 2 Chi tiết máy) ta có k = 1,75 và k =

1,5

-  và  là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình với

b= 600 (MPa) tra Bảng 10.7 (Trang 197-Tập 1:Tính toán thiết

kế ) ta có  = 0,05 còn  = 0

-  và  là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diên trục

đến độ bền mỏi đối với các trục bằng thép cacbon với d = 55 tra Bảng

10.10 (Trang198-Tập 1 Tính toán ) ta có  = 0,8 và  = 0,75

- Do trục không được tăng bền nên  = 1

Tiến hành thay số ta xác định được các hệ số an toàn khi xét riềng

điều kiện chịu uốn hoặc chịu xoắn tại vị trí nguy hiểm như sau:

7 , 6 32 , 37

250 0

05 , 0 06 , 17 8 , 0 1

75 , 1

250

140 5 0 6 , 17 75 , 0 1

5 , 1

140

.

92 , 3 7 , 6

2 2

s s

Nhận thấy rằng tại tiết diện A nguy hiểm nhất của trục có hệ số an

toàn s = 3,4 > 2,5 Cho nên kết cấu trục như vậy là hoàn toàn phù hợp

với điều kiện làm việc mà không cần kiểm nghiệm lại độ cứng vững

của trục nữa

5 Kiểm nghiệm trục chính về độ bền tĩnh.

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: td  2  3 2  

Tại tiết diện A:-  =Mmax/(0,1.d3) = 12597/(0,1.203) = 15,75 MPa

-  = Tmax/(0,2.d3) = 28263/(0,2.203) = 17,66 MPa

- [] = 0,8 ch = 0,8.340 = 272 MPa;

Thay số ta được: td  15 , 75 2  3 17 , 66 2  34 , 4 (MPa)

 tđ = 34,4 (MPa) < [] = 272 (MPa) nên trục đã đảm bảo điều

kiện bền tĩnh

Như vậy đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng ngiêng chủ động là

20 mm đáp ứng được cả điều kiện bền tĩnh lẫn bền động

1.3 Nguyên lý hoạt động của máy

Tốc độ của máy cắt nhám bạc được điều khiển bằng điện thông qua

một biến tần Chuyển động của động cơ được truyền qua hộp giảm tốc