Thiết kế máy chà ren

CHƯƠNG I : CHỌN SƠ ĐỒ MÁY CHÀ REN1.1- Chọn cơ cấu chính : - Máy chà ren khi làm việc thì phôi được đưa vào giữa hai bàn chà di động và cố định.. Như vậy để có được chuyển động tịnh tiến

LỜI CẢM ƠN

Đầu tiên em xin chân thành cảm ơn thầy LẠI KHẮC LIỄM đã trực tiếp hướng dẫn một cách tận tình giúp em hoàn thành đề tài tốt nghiệp này

Em xin chân thành cảm ơn quí thầy cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy đã giúp đỡ em trong quá trình tìm hiểu trong quá trình hoàn thành đề tài tốt nghiệp

Em xin chân thành cảm ơn quí thầy cô trong khoa Cơ Khí đã trao dồi kiến thức cho em trong quá trình học tập cũng như tìm hiểu về luận văn tốt nghiệp

Em xin chân thành cảm ơn!

Tp HCM ngày 20 tháng 12 năm 2004 Nguyễn Thanh Quang

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay trong sự phát triển mạnh mẽ của xã hội , ngành Cơ Khí cũng phát triển Trong ngành Cơ Khí thì rất đa dạng và phong phú , trong đó

không thể không kể đến các mối lắp cơ khí , mối lắp cơ khí cũng có nhiều loại nhưng phổ biến nhất là mối lắp bằng bulông đai ốc

Trong ngành sản xuất bulông có nhiều phương pháp khác nhau Như phương pháp tiện ren, phương pháp phay ren , phương pháp mài ren , phương pháp gió lốc , phương pháp tarô , phương pháp cán ren , nhưng trong đó thì phương pháp chà ren là phương pháp gia công ren cho năng suất cao nhất và tăng độ bền của bulông nhờ sự biến dạng dẻo bề mặt tế vi của bulông , đồng thời cũng giảm được phôi liệu vì trong phương pháp gia công chà ren không thoát phoi Với quan điểm đó , nhờ sự giúp đỡ tận tình của thầy LẠI KHẮC LIỄM cùng Thầy Cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy,em đã hoàn thành đề tài tốt nghiệp này

MỤC LỤC

1.1- Chọn cơ cấu chính 1

1.2- Chọn các bộ truyền 1

1.3- Chọn phương án cho hộp giảm tốc 1

1.4- Sơ đồ máy chà ren 2

Chương II : CHỌN ĐỘNG CƠ – TÍNH ĐỘNG HỌC 2.1- Tính đường kính phôi 4

2.2- Tính công suất làm việc 5

2.3- Tính công suất thực động cơ 5

2.4- Chọn động cơ 6

2.5- Tính động học 6

Chương III : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 3.1- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng 2 cấp 11

3.2- Thiết kế trục 19

3.3- Tính then 35

3.4- Tính ổ lăn 37

3.5- Chọn thân hộp giảm tốc 41

3.6- Chọn các chi tiết phụ 43

3.7- Lập bảng dung sai lắp ghép 44

Chương IV : TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI VÀ CƠ CẤU CHÍNH

4.1- Tính đai 46 4.2- Tính cơ cấu chính 51

CHƯƠNG I : CHỌN SƠ ĐỒ MÁY CHÀ REN

1.1- Chọn cơ cấu chính :

- Máy chà ren khi làm việc thì phôi được đưa vào giữa hai bàn chà di động và cố định Bàn chà di động khi làm việc sẽ chuyển động tịnh tiến, đồng thời tác dụng lên phôi một lực làm cho phôi chuyển động lăn không trượt trên bàn chà Lực tác dụng của bàn chà lên phôi làm cho bề mặt phôi bị nén lại hình thành nên các ren Như vậy để có được chuyển động tịnh tiến của bàn chà ta phải biến chuyển động quay tròn từ động cơ, để biến chuyển động quay tròn thành chuyển động tịnh tiến ta có các cơ cấu sau: cơ cấu tay quay – con trượt, cơ cấu sin, cơ cấu cam,… và trong quá trình tìm hiểu về các ưu nhược điểm của từng cơ cấu, ta chọn cơ cấu, ta chọn cơ cấu chính trong máy chà ren là cơ cấu tay quay – con trượt chính tâm

1.2-Chọn các bộ truyền :

- Để truyền chuyển động từ động cơ đến hộp giảm tốc, ta có nhiều loại bộ truyền khác nhau Khi qua tìm hiểu về ưu nhược điểm của các bộ truyền để truyền chuyển động giữa hai trục xa nhau ta chọn bộ truyền đai dẹt, với bộ truyền đai dẹt đáp ứng được yêu cầu khi làm việc của máy chà ren, và bộ truyền đai dẹt có tỉ số truyền (2 … 4)

1.3-Chọn phương án cho hộp giảm tốc :

Trong khi làm việc số vòng quay của cơ cấu chính nhỏ hơn so với số vòng quay của động cơ Vì vậy để giảm số vòng quay từ động cơ trước khi truyền cho cơ cấu chính, ta dùng hộp giảm tốc Truyền động trong hộp giảm tốd thì ta có phương án truyền động sau:

- Truyền động bánh răng trụ thì được dùng để truyền chuyển động giữa các trục song song nhau Trong quá trình chế tạo và lắp ghép của bánh răng trục đơn giản không cần đến máy và dao chuyên dụng, nhưng vẫn đảm bảo độ bền và hiệu suất khi làm việc Với truyền động bánh răng trụ ta có: bộ truyền 1 cấp có tỉ số truyền trong khoảng (3 … 5), bộ truyền 2 cấp có tỉ số truyền trong khoảng (8 … 10)

- Truyền động bánh răng côn dùng để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau, thường góc giữa 2 trục giao nhau là 90o So với bánh răng trụ thì việc chế tạo và lắp ghép bánh răng côn phức tạp hơn cần phải có máy và dao chuyên dụng, khi lắp ghép phải đảm bảo cho các đỉnh côn trùng khớp Trong thực tế bánh răng côn vẫn được dùng vì kết cấu máy đòi hỏi phải bố trí 2 trục giao nhau, truyền động bánh răng côn có : bộ truyền bánh răng côn 1 cấp có tỉ số truyền trong

khoảng (2 … 4), bộ truyền bánh răng côn 2 cấp có tỉ số truyền trong khoảng (10 … 25)

- Truyền động trục vít : truyền động trục vít gồm trục vít và bánh vít ăn khớp nhau, dùng để truyền động giữa các trục chéo nhau, góc giữa 2 trục chéo nhau thường là 90o , do các trục chéo nhau nên khi làm việc xuất hiện vận tốc trượt

vs hướng dọc theo ren trục vít Trượt dọc răng làm tăng ma sát giảm hiệu suất của bộ truyền, truyền động trục vít có : bộ truyền trục vít 1 cấp có tỉ số truyền từ (10 … 40), bộ truyền trục vít 2 cấp có tỉ số truyền trong khoảng (300 … 800)

- Vậy qua tìm hiểu ưu nhược điểm các phương án truyền động cho hộp giảm tốc, cùng với yêu cầu kết cấu của máy chà ren, ta chọn phương án truyền động của hộp giảm tốc là truyền động bánh răng trụ thẳng 2 cấp có tỉ số truyền trong khoảng (8 … 40)

1.4-Sơ đồ động máy chà ren :

- Ta có sơ đồ động mày chà ren như ở (Hình 1)

- Trong sơ đồ động máy chà ren thì ta có -1: động cơ, -2: bộ truyền đai dẹt, -3: hộp giảm tốc, -4: tay quay, -5: thanh truyền, -6: con trượt trong bàn chà di động, -7: phôi, -8: bàn chà cố định

- Nguyên lý hoạt động:

Chuyển động từ động cơ được truyền sang hộp giảm tốc bằng truyền động của bộ truyền đai dẹt Truyền động từ hộp giảm tốc truyền qua cơ cấu chính, trong

cơ cấu chính thì từ chuyển động quay tròn của tay quay được thanh truyền biến đổi thành chuyển động tịnh tiến của con trượt Con trượt mang bàn chà di động Khi tịnh tiến bàn chà di động tác dụng lên phôi 1 lực làm phôi chuyển động lăn không trượt trên bàn chà cố định, đồng thời lực của bàn chà di động tác dụng lên phôi làm cho bề mặt của phôi bị nén lại và lớp bề mặt này hình thành nên các ren

CHƯƠNG II : CHỌN ĐỘNG CƠ – TÍNH ĐỘNG HỌC 2.1- Tính đường kính phôi :

Để tính đường kính phôi ,theo Sách Sổ Tay Công Nghệ Chế Tạo Máy Tập

- Theo trang 137 sách sổ tay công nghệ chế tạo máy 1 ta có công thức tính vận tốc của bàn cán là :

1000

l n 2

v

 Lực tác động lên phôi :

Lực của bàn chà di động tác dụng lên phôi theo phương hướng kính , theo Sổ Tay Công Nghệ Chế Tạo Máy Tập 1,ta có công thức sau:

+ Lực hướng kính

PK = 0.72

w cos 2 / cos P

) Hl r 2 ( T Hl

lP : chiều dài ren được cán : 22 (mm)

Hl : chiều cao prôphin : 0,676

d : đường kính phôi : 7,9125

P : bước ren : 1,25

 : góc prôphin ren : 60o

w : gốc nâng : 3o

HB : độ cứng vật liệu theo Brinen : 170

TB : Chiều sâu ren : 0,75

-Vậy ta có lực hướng kính tác dụng lên phôi là:

)N(6,13712

)2170(3

cos.2/60cos.25,1

)676,09125,7(75,0676,0.22.72,0P

o o

=

1000

195 , 0 13866

= 2,75 (Kw)

trong đó v được tính theo đơn vị m/s

2.3- Tính công suất thực động cơ :

- Hiệu suất của bộ truyền :

đ :hiệu suất bộ truyền đai tra bảng 2.3 trang 10 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

br hiệu suất của 1 cặp bánh răng, tra bảng 2.3 trang 19 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

ol hiệu suất của 1 cặp ổ lăn, tra bảng 2.3 trang 19 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1

Vậy hiệu suất của các bộ truyền là :

 = đ 2

br 3

ol = 0,95 0,962 0,993 = 0,85 Từ công suất của bàn chà và hiệu suất của máy, theo công thức 2.8 trang 19 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có công suất trên trục động cơ là :

75,2

= 3,24 (Kw)

2.4-Chọn động cơ điện :

- Theo bảng 237 trang 237 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, ta chọn loại động cơ 4A 100L4Y3 có :

công suất P = 4 (Kw) số vòng quay n = 1420 (v/phút) hệ số công suất : cos = 0,84

2.5-Tính động học

* Lập bảng phân phối tỉ số truyền

- Ta có tỉ số truyền chung của máy là theo công thức 3.23 trang 48 sách tính

- Vậy tỉ số truyền còn lại của hộp giảm tốc là :

- Công suất trên trục I, theo trang 49 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có :

PI = PCT đ ol

PCT : Công suất của động cơ

đ = 0,95 : hiệu suất của bộ truyền đai

ol = 0,99 : hiệu suất của một cặp ổ lăn

nđc = 1420 vòng/phút : số vòng quay của động cơ

uđ = 3 : tỉ số truyền của đai

PI = 3,05 Kw : công suất trên trục I

br = 0,96 : hiệu suất của cặp bánh răng

ol = 0,99 : hiệu suất của cặp ổ lăn

nI = 473,3 (v/ph) : số vòng quay của trục I

ubrI = 4 : tỉ số truyền của cặp bánh răng thứ nhất

nII =

4

3 , 473

9,2

= 234108,2 (Nmm)

+ Các thông số trên trục III, theo trang 49 sách tính toán thiết kế hệ thống

- Công suất trên trục III :

PIII = PII br ol

PII = 2,9 (Kw) : công suất trên trục II

br = 0,96 : hiệu suất của cặp bánh răng

ol = 0,99 : hiệu suất của cặp ổ lăn

nII = 118,3 (v/ph) : số vòng quay của trục II

ubrII = 3,38 : tỉ số truyền của cặp bánh răng thứ hai

nIII =

38,3

3,118

= 750357 (Nmm)

+ Bảng phân phối tỉ số truyền :

Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III

CHƯƠNG III : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

3.1-Thiết kế bánh răng trụ răng thẳng :

3.1.1-Chọn vật liệu :

- Bánh nhỏ thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB(241 … 285) có :

b1 = 850 MPa , ch1 = 580 MPa

- Bánh lớn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB (191 … 240) có :

b2 = 750 MPa , ch2 = 450 MPa

- Xác định ứng suất cho phép :

theo bảng 6.2 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 : với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB (180 … 350)

Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; oFlim = 1,8 HB , SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 240

Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 230

oHlim1 = 2HB1 + 70 = 560 MPa

oFlim1 = 1,8.245 = 441 MPa

o Hlim2 = 2HB2 + 70 = 530 MPa

oFlim2 = 1,8 HB = 414 MPa Theo bảng 5.6 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 , ta có:

NHo = 30 H2,4

HB

NH01 = 30.2452,4 = 1,6.107

NH02 = 30.2302,4 = 1,39.107

Theo công thức 6.6 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 , bộ truyền tải trọng tĩnh :

NHE = NFE = N = 60.c.n.T

c = 1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

n = 473,3 v/ph, số vòng quay trong 1 phút

T : tổng số giờ làm việc của bánh răng : chọn T = 16.000 (giờ)

[H1] = 560

1,1

1

= 509 MPa

[H2] = 530

1,1

3.1.2.Xác định thông số cơ bản của bộ truyền :

*) Cặp bánh răng I :

- Khoảng cách trục : theo công thức (6.15a), sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 :

aw1 = Ka (u  1)

ba

2 H

H 1

.u.][

KT







- Vật liệu làm bánh răng là thép – thép, loại răng thẳng

Tra bảng 6.5 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có

Ka = 49,5 MPa1/3

Kd = 77 MPa1/3

T1 : momen xoắn trên trục bánh răng chủ động

T1 = 61541,3 (Nmm) [H] = 481,8 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép

u : tỉ số truyền u = 4

tra bảng 6.6 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có ba = 0,3

KH  : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

Tra bảng 6.7 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có

KH  = 1,02

aw1 = 49,5 (4 + 1) 3

2 4 0 , 3 8 , 481

3 , 61541

bw : chiều rộng bánh răng

+ Xác định các thông số ăn khớp :

- Xác định mođun : theo công thức (6.17), sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 :

m = (0,01,…0,02) aw = (0,01 … 0,02) 150,6 = (1,5 … 3) chọn m = 2

- Xác định số răng : theo công thức (6.19), sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 :

Z1 =

)1u(m

a

2 w

 = 30,12 (răng) Chọn Z1 = 30 răng

=> Z2 = Z1 u = 30.4 = 120 răng

u = 4 tỉ số truyền cặp bánh răng thứ I

Tổng số răng của hai bánh răng :

+ Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ

Theo bảng 6.11 trang 104 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có :

- Đường kính chia :

d1 = m.Z1 = 2.30 = 60 (mm)

d2 = m.Z2 = 2.120 = 240 (mm)

- Đường kính lăn :

dw1 =

)1u(

aw

 = 2

)1u(

*) Cặp bánh răng cấp chậm :

Tương tự như tính cặp bánh răng cấp nhanh

- Khoảng cách trục :

aw2 = Ka (u  1)

ba

2 H

H 2

.u.][

KT

02 , 1 2 , 234108

ba =

2 w

2 w

Z1 =

)1u(m

a

2

2 w

 =

)138,3(3

8,217.2

 = 33,15 (răng) Chọn Z1 = 31 răng

=> Z2 = 31.3,38 = 104 (răng)

chọn Z2 = 102 răng

Tổng số răng của 2 bánh :

ZT = Z1 + Z2 = 31 + 102 = 133 răng + Tính lại khoảng cách trục :

3.1.3.Kiểm nghiệm răng:

* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, của cặp răng cấp nhanh :

- Theo công thức 6.33 trang 105 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

cơ khí tập 1, thì ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa điều kiện :

H = ZM ZH Z

)d.u.b(

)1u(KT2

2 1 w w H 1



 [H]

Trong đó

ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của ZM

tra trong bảng 6.5 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có :

Z =



 1

Trong đó  được tính theo công thức 6.38b sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 :

n1 : số vòng quay của bánh chủ động trong 1 phút

dw1 : đường kính vành lăn bánh răng nhỏ

v =

60000

3 , 473 60



= 1,6 m/s

=> KHV = 1,03

=> KH = 1,02.1.1,03 = 1,05

Vậy ta có : H = 274.1,76.0,76

)60.4.45(

)14(.05,1.3,61541.2

2



= 365 (MPa) < [H] = 481,8 MPa

- Răng chịu được bền tiếp xúc khi làm việc

* Kiểm nghiệm về bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, theo công thức 6.43 và 6.44 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng phải đảm bảo điều kiện :

F1 =

m d b

Y Y Y 2T1.K

1 w w

1 F

< [F1]

F2 = F1

1 F

2 F

Y

Y

 [F2]

Trong đó

T1 = 61541,3 (Nmm) momen trên trục bánh chủ động

m = 2 mođun bánh răng

bw = 45 chiều rộng vành răng

dw = 60 đường kính lăn bánh chủ động

Y =





1

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

 : hệ số trùng khớp ngang = 1,75

Y =

75,1

YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Tra bảng 6.18 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có :

KF  : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng thời khi tính về uốn, răng thẳng KF  = 1

KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, ta có :

KFv = 1 +



F 1

1 w w F

K K T 2

d b V

= 0,6 m/s

= 1,04

Vậy ta có : KF = 1,04.1,04.1 = 1,08

=> F1 =

2 60 45

8 , 3 1 57 , 0 08 , 1 3 , 61541 2

= 53 < [F1] = 252 MPa

F2 = 53

8,3

6,3

= 50,2 < [F2] = 236,5

Vậy răng thỏa điều kiện bền uốn

3.2-Thiết kế trục :

3.2.1-Chọn vật liệu :

- Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [T] = 15 … 50 MPa

- Tải trọng tác dụng lên trục : theo công thức (10.1), sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 :

FT1 =

1 w

1

d

T2

= FT2

Fr1 = FT1



cos

tg Tw

= Fr2

Fa1 = FT1.tg = Fa2

Ta có :

T1 = 61541,3 (Nmm) momen xoắn gây ra trên trục I

dw1 = 60 : đường kính vòng lăn bánh 1

Tw : góc ăn khớp = 20

 : góc nghiêng của răng = 0

FT1 = FT2 =

60

3 , 61541 2

= 2051,4 (N)

Fr1 = Fr2 = 2051,4

0cos

20

tg o

= 746,6 (N)

Bánh răng trụ răng thẳng : Fa1 = Fa2 = 0

3.2.2-Tính sơ bộ trục :

- Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức theo công thức (10.9), sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập

T = 234108,2 (Nmm) momen xoắn trên trục II

[T] ứng suất xoắn cho phép, chọn [T] = 40 MPa

d ≥ 3

40 2 , 0

2 , 234108

= 30,8 30 (mm)

- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực;theo công thức 10.10 theo công thức (10.10), sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 :

+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ :

lm = (1,2 … 1,5) d

lm = 1,2.d = 1,2.30 = 36 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng thứ I của trục II

d = 30 tra bảng 10.2 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1,

ta có bo = 19 : chiều rộng gần đúng của ổ lăn

K1 = 10 : khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

K2 = 20 : khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp

=> l22 = 0,5 (36 + 19) + 10 + 20 = 57,5 (mm)

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng thứ II của trục II :

l23 = l22 + 0,5 (lm22 + lm23) + K1 = 123 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 :

l21 = lm22 + lm23 + 3K1 + 2K2 + bo = 195 (mm)

3.2.3-Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

+ Lực tác dụng trên trục I :

- Momen uốn trong mặt phẳng zOy

 MAy = 0

=> Fr1 (– l12) = Fđ l11 + RBy (– l12 – l13)

RBy =

13 12

11 đ 12 1

ll

lFlFr

36.8965,57.6,746

- Biểu đồ momen :

- Momen uốn trong mặt phẳng zOx :

 MAx = 0

<=> FT1 l12 = RBx (l12 + l13)

<=> RBx =

13 12

12 1 T

ll

lF

725,65

5,57.4,2051

100742

= 24,1 (mm)

Chọn d = 25 (mm)

+ Lực tác dụng trên trục II :

- Biểu đồ momen :