Ch-ơng 5 Tính toán sức bền chi tiết máy . 3.1 Chế độ cắt thử : Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn, làm lạnh, an toàn một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định chế độ làm việc của máy tr-ớc khi đ-a vào sản xuất. Trong mục này quy định chế độ làm việc giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học của máy cắt kim loại. hiện nay có nhiều ph-ơng pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn khác nhau:1> Chế độ cắt gọt cực đại; 2> Chế độ cắt gọt tính toán; 3> Chế độ cắt gọt thử máy. Máy ta thiết kế t-ơng tự nh- máy 6H82 cho nên ta chọn chế độ cắt thử nh- của máy 6H82 . * Chế độ cắt thử mạnh: Ta có : Dao P18 , D = 90 , Z = 8 Chi tiết gia công : Gang có HB = 180 Chế độ gia công : n = 47,5 v/ph, B = 100 mm, t = 12 mm, S = 118 mm/vg * Chế độ cắt thử nhanh: Dao T15K6 D = 100 , Z = 4 Chiết gia công : C45 có HB = 195 Chế độ gia công : n = 750 v/ph , B = 50 mm, t = 3 mm , S = 750 mm/ph * Thử ly hợp an toàn: Dao P18 D = 110 , Z = 18 Chi tiết gia công : C45 Chế độ cắt : B = 100, t = 10 , n = 47,5 v/ph , S = 118 mm/ph, M x = 2000N.cm 3.2 Tính công suất động cơ : * Động cơ chính: N đc = N c + N o + N p Trong đó: N c là công suất cắt. N o là công suất chạy không N p là công suất phụ do sự tiêu hao Ta có thể tính công suất động cơ bằng N đc = N c /0,75 N c =P Z .V/60.102.9,81 Với P Z là lực cắt (N) P Z = 0,6. P 0 V là vận tốc cắt P 0 =C.B.S y z .Z.(t/D) k Với chế độ cắt nhanh: C = 682 , y= 0,72, k = 0,82 P z = 0,6.682.8.10.14,7 0,72 .(12/90) 0,86 =22828 (N) N c = 22828.13,5/60.102.9,81 =5,13 KW N đc = N c / 0,75 = 6,84 KW Ta chọn N đc = 7 KW, n = 1450 v/ph *Động cơ hộp chạy dao: N đccd = 81,9 10.612 . 4 cd s VQ Q = K.P x +f( P z + 2P y +G) là lực kéo K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống tr-ợt G là khối l-ợng bàn dao lấy G = 45000 (N) P x = 0,3.P o .tg = 0,3.29928.tg20 o = 3267,87 (N) P y = 0,2.P o = 0,2.29928 = 5985.6 (N) Q = 1,4.3267,87 +0,2(16460 + 2.5985,6 + 45000 ) = 19261,2 N đccd = 81,9.15,0.10.612 750.2,19261 4 = 1,67 KW Vậy ta chọn N đccd = 1,7 KW, n = 1420 v/ph 3.3 Tính công suất, mô men xoắn max, số vòng quay min trên các trục của hộp chạy dao. Công suất : N đc =1,7 kW ; n đc =1420 vg/ph Trục I N I = N đc . br . ol = 1.7 . 0,995 . 0,97 1,64 KW Trục II N II = N I . ol . br = 1,64 . 0,995 . 0,97 1,58 KW Trục III N III = N II . br . ol = 1,58 . 0,97 .0,995 1,52 KW Trục IV N IV = N III . br . ol = 1,52 . 0,97 .0,995 1,47 KW Trục V N V = N IV . br . ol = 1,47 . 0,97 .0,995 1,42 KW Số vòng quay : Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ n min đến n max cho nên khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy đ-ợc làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc hết công suất N. Thực tế cho thấy do yêu cầu về công nghệ và chất l-ợng cũng nh- trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng hết công suất của máy. Để tính toán hợp lý thì ng-ời ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là 4 min max min . n n nn tinh Trục I n I = n đc .i 01 = 839 vg/ph Trục II n II = n đc .i 01 .i 02 = 314,66 vg/ph Trục III n IIImin = n II .i 1 = 157,33 vg/ph n IIImax = n II .i 3 = 629,32 vg/ph 1,187.33,157. 4 33,157 32,629 4 min max min n n nn tinh vg/ph Trục IV n IVmin = n IIImin .i 4 = 74,5 vg/ph n IVmax = n IIImax .i 6 = 471,99 vg/ph 7,92.5,74. 4 5,74 99,471 4 min max min n n nn tinh vg/ph Trục V n Vmin = n IVmin .i 7 .i 8 = 9 vg/ph n Vmax = n Ivmax. i 9 = 471,99 vg/ph 2,24.9. 4 9 99,471 4 min max min n n nn tinh vg/ph Mô men lớn nhất : Nh- đã lý luận ở trên thì ta tính theo n tính T I = 9,55. 10 6 . 5,18667 839 64,1 .10.55,9 6 I I n N N. mm. T II = 9,55. 10 6 . 3,47953 66,314 58,1 .10.55,9 6 II II n N N. mm. T III = 9,55. 10 6 . 2,77584 1,187 52,1 .10.55,9 6 III III n N N. mm. T IV = 9,55. 10 6 . 1,151440 7,92 47,1 .10.55,9 6 IV IV n N N. mm. T V = 9,55. 10 6 . 9,560371 2,24 42,1 .10.55,9 6 V V n N N. mm. Bảng thông số Trục I II III IV V N(kw) 1,64 1,58 1,52 1,47 1,42 n (vg/ph) 839 314,66 187,1 92,7 24,2 T(N.mm ) 18667, 5 47953, 3 77584,2 151440, 1 560371, 9 3.4 Tính bánh răng . Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng không cần phải xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của máy. Cho nên chủ yếu là xác định modul của nó. Modul đ-ợc tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, nói chung thì ta th-ờng tính theo sức bền tiép xúc là chủ yếu.Modul trong hộp chạy dao ng-ời ta chỉ dùng một loại modul do đó ta chỉ cần tính modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có mô đun t-ơng tự . Giả sử ta tính modul cho cặp bánh răng 18/36 ( Z 1 / Z 1 ) truyền từ trục II sang trục III. *Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế chế tạo máy thì ta chọn vật liệu nh sau: Thép 45 tôi cải thiện đạt HB = 180-350 chọn HB = 300 * Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo bảng 10.7 sách tính toán thiết kế T1) Hgh = 2.HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đ-ợc xác định theo công thức : H = ( Hgh /S H ) . Z R . Z V . K L .K XH Tính sơ bộ lấy Z R . Z V . K L .K XH = 1 Do bánh răng không đ-ợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S H = 1,1 Đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng thẳng H đ-ợc xác định theo công thức : H = ( Hgh /S H ) . Z R . Z V . K L .K XH = 670/1,1 = 609 MPa Vậy ta chọn H = 609 Mpa * Xác định ứng suất uốn cho phép. Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh : Xác định theo công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình CTM) Fgh = o Fgh = 1,8.300 = 540 MPa Bộ truyền làm việc một chiều => lấy K FC = 1 - hệ số ảnh h-ởng đặt tải, Hệ số an toàn S F = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1) Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế T1) Ta có : F = Fgh . K FL . K FC /S F = 540 . 1 . 1 / 1,75 = 309 MPa Vậy ta chọn F = 309 Mpa Ta có môđun bánh răng đ-ợc xác định theo ứng suất tiếp xúc nh- sau: m tx = 3 0 2 . 1 . 6800 . 100 n N K i i Z TX cm Trong đó: [ tx ]:ứng suất tiếp xúc, [ tx ] = 609 HB = 60900 (N/cm 2 ) Z : Số răng bánh nhỏ, có Z = 18. i : Tỷ số truyền i = 36/18 = 2 Có 0 = b/d với d: Đ-ờng kính bánh răng, do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy 0 = (0,71,6). Chọn 0 = 1,5. K : Hệ số tải, K = K đ .K tt .K N . K đ : Hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi ăn khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy K đ = 1,21,4. Lấy K đ = 1,3. K tt : Hệ số tập trung tải trọng, do bánh răng đ-ợc tôi cải thiện cho nên chọn K tt = 1,8 K N Là hệ số tải trọng chu kỳ, Lấy K N = 1 => K = 1,3.1,8.1 = 2,34 N : Công suất trên trục, có N 2 = 1,58 kW. Số vòng quay n=314,66 v/f. m tx = 3 2 4 66,314 58,1 .34,2. 5,1.2 12 . 10.09,6 6800 . 18 100 = 0,293 cm = 2,93 mm. m tx = 3. Lấy theo tiêu chuẩn. Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm môđun bánh răng theo độ bền uốn: m u = cm n N K yZ d u 3 ].[ 1950 .10 [ u ]= 309 MPa = 30900 (N/cm 2 ). : Hệ số chiều rộng bánh răng, có = b/m = ( 6 10 ) Chọn = 8. y : Hệ số dạng răng, có y = 0,24. m u = 3 66,314 58,1 .34,2. 30900.24,0.8.18 1950 .10 = 0,278 cm = 2,78 mm. Nh- vậy với bánh răng môđun m = 3 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật. Thông số cơ bản của bộ truyền : - Mô đun m = 3 mm - Đ-ờng kính vòng chia : d 1 = d 1 = m . Z 1 = 3 . 18 = 54 mm d 2 = d 2 = m . Z 2 = 3 . 36 = 108 mm - Đ-ờng kính đỉnh răng : d a1 = d 1 + 2.m = 54 + 2. 3 = 60 mm d a2 = d 2 + 2.m = 108 + 2. 3 = 114 mm - Đ-ờng kính đáy răng : d f1 = d 1 - 2,5. m = 54 - 2,5. 3 = 46,5 mm, d f1 = d 2 - 2,5. m = 108 - 2,5. 3 = 100,5 mm, - Đ-ờng kính cơ sở : d b1 = d 1 . cos = 54 . cos 20 0 = 50,75 mm, d b2 = d 2 . cos = 108. cos 20 = 101,49 mm - Chiều rộng vành răng : b = .m = 3.8 = 24 mm, lấy b = 25 mm - Khoảng cách trục : A=1/2.m(Z 1 +Z 1 ) =3.(18 + 36) / 2 = 81 mm . = 9 ,55 . 10 6 . 5, 18667 839 64,1 .10 .55 ,9 6 I I n N N. mm. T II = 9 ,55 . 10 6 . 3,47 953 66,314 58 ,1 .10 .55 ,9 6 II II n N N. mm. T III = 9 ,55 . 10 6 2,7 758 4 1,187 52 ,1 .10 .55 ,9 6 III III n N N. mm. T IV = 9 ,55 . 10 6 . 1, 151 440 7,92 47,1 .10 .55 ,9 6 IV IV n N N. mm. T V = 9 ,55 . 10 6 . 9 ,56 0371 2,24 42,1 .10 .55 ,9 6 V V n N