Thiết kế máy xé điếu thuốc lá

Mở đầu Chế tạo máy là một ngành then chốt, nó đóng vai trò quyết dịnh trong sự nghiệp công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước. Nhiệm vụ của chế tạo máy là chế tạo ra các sản phẩm cơ khí cho mọi lĩnh vực của ngành 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 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 ...v...v.. Để giúp cho sinh viên nắm vững được các kiến thức cơ bản của môn học và giúp cho tong sinh viên làm quen với nhiệm vụ thiết kế cụ thể trong chương trình đào tạo , thiết kế đồ án tốt nghiệp và đồ án môn học công nghệ chế tạo máy là không thể thiếu được đối với sinh viên chuyên ngành công nghệ chế tạo máy, đó cũng là nhiệm vụ thường ngày của một kỹ sư công nghệ trước khi ra trường. Sau một thời gian tìm hiểu,trong thời gian thực tập tại nhà máy thuốc lá Thăng Long với sự chỉ bảo nhiệt tình của thầy cô giáo hướng dẫn đến nay em đã cơ bản nắm bắt được nội dung chính của đề tài tốt nghiệp, thiết kế chế tạo hoàn máy, thiết kế quy trình công nghệ gia công một vài chi tiết điển hình, trên cơ những gì tham khảo được cải tiến hoàn thiện những kết cấu, những bộ phận máy phù hợp với điều kiện thực tế của Việt Nam. Để làm được điều đó ngoài sự nỗ lực của bản thân là sự chỉ bảo nhiệt tình của thầy hướng dẫn, thầy duyệt đồ án và các chú ở phòng kỹ thuật cơ điện nhà máy thuốc lá Thăng Long đã nhiệt tính giúp đỡ em hoàn thành tập đồ án này. Trong quá trình thiết kế và tính toán mặc dù đã rất nỗ lực cố gằng tuy nhiên không thể tránh khỏi những sai do trình độ còn hạn chế, 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 để lần thiết kế sau này và trong thực tế sau này được hoàn thiện hơn . PHẦN I : THIẾT KẾ MÁY XÉ ĐIẾU CHƯƠNG 1 KHÁI QUÁT QUÁ TRÌNH XÉ ĐIẾU 1 : Mục đích việc thiết kế máy xé điếu Trong giai đoạn hiện nay khi nước ta đang hướng tới để trở thành nước công nghiệp phát triển . Thì việc đầu tư vào công nghệ để có một nền sản xuất ở trình độ cao ,năng suất cao là hết sức cần thiết . Hơn nữa trong nền kinh tế thị trường cạnh tranh là một điều tất yếu . Các doanh nghiệp muốn sản phẩm của mình có thể chiếm lĩnh được thị trường ,thì cần tăng hiệu quả sản xuất và giảm thiểu giá đầu vào , tận dụng nguồn phế liệu . Nhất là khi nguồn nguyên liệu đang dần khan hiếm . Xuất phát từ yêu cầu thực tế tại các nhà máy sản xuất thuốc lá . Việc xuất hiện những phế phẩm ở các nhà máy này là không thể tránh khỏi . Với một nhà máy sản xuất thuốc lá lớn thì lượng phế phẩm này là không nhỏ . Qua quá trình tìm hiểu tại nhà máy thuốc lá Thăng Long em thấy làm sao có thể tận dụng được nguồn phế liệu này mà chất lượng của các sản phẩm sản xuất từ phế phẩm không bị giảm sút . Nhất là với các loại thuốc chất lượng cao thì sợi thuốc rất đắt tiền . Các phế phẩm dùng để tái sản xuất là các điếu thuốc bị lỗi . Với các phương pháp thu hồi sợi thuốc thông thường sẽ làm giảm chất lượng sợi thuốc do làm nát sợi thuốc . Do đó yêu cầu đặt ra là làm sao có thể tách được sợi thuốc khỏi vỏ giấy mà không làm vụn sợi thuốc 2 Nhiệm vụ của máy xé điếu (thu hồi lại sợi thuốc) Máy xé điếu có nhiệm vụ cắt điếu thuốc lá để thu hồi sợi thuốc Sản phẩm của máy là tách rời được sợi thuốc ra khỏi vỏ giấy Sợi thuốc và vỏ được lấy ra riêng biệt Các sợi thuốc sau khi lấy ra phải được đảm bảo không bị nát vụn 3 Công nghệ xé điếu Xuất phát từ yêu cầu của sản phẩm là cắt để tách rời sợi thuốc mà không làm vụn sợi thuốc . cho nên công nghệ xé điếu được thực hiện bằng cách cắt dọc điếu thuốc như hình vẽ Tuy phương pháp này khó thực hiện và năng suất không cao ,nhưng đảm bảo được yêu cầu chất lượng sợi thuốc . Công nghệ để thực hiện phương pháp cắt này là dựa trên nguyên lý hoạt động lực ly tâm . Lực ly tâm do mâm quay tao ra sẽ đưa điếu thuốc lên vành mâm và nhờ băng dẫn hướng điếu thuốc sẽ chuyển động tịnh tiến qua dao cắt đang chuyển động tròn .Nhờ đó điếu thuốc phế phẩm được cắt dọc theo chiều dài của điếu CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC I Sơ đồ động toàn máy, Sơ đồ các cụ máy Sơ đồ động máy xé điếu Để có thể thực hiện được công nghệ xé điếu như đã nêu ở trên ,máy gồm có các cụm sau đây .Dựa vào sơ đồ kết cấu của một số loại máy xé điếu tương tự hiện có do cộng hòa liên bang Đức chế tạo ta có thể đưa ra được sơ đồ kết cấu của máy cần thiết kế gồm các cụm máy sau Cụm 1 : Là cụm mang điếu thuốc có nhiệm vụ thực hiện chuyển động sao cho điếu thuốc tiếp tuyến với lưỡi cắt . Cụm máy này gồm 2 cụm nhỏ là Cụm mâm quay mang điếu thuốc chuyển động(cụm mâm quay) Cụm dẫn hướng cho điếu thuốc Cụm máy 2 : là cụm bàn dao thực hiện thực hiện nhiệm vụ cắt vỏ giấy quấn thuốc Sơ đồ cụm bàn dao khi đang cắt Sơ đồ cụm bàn dao khi mở Cụm máy 3: là Cụm gạt điếu thực hiện nhiệm vụ chỉ cho từng điếu một được lần lượt vào cắt Cụm máy 4 :LàCụm băng rung có tác dụng sàng sợi thuốc Cụm máy 4 :Cụm băng tải có nhiệm vụ cung cấp điếu thuốc cho cụm 1. lượng thuốc do băng tải cung cấp cho mâm quay phải vừa đủ không được nhiều quá gây nghẽn quá trình cắt . và cũng không nên quá ít gây lãng phí công suất máy Các cụm máy cụm 1, cụm máy 2 , cụm máy 3 , cụm máy 4 được nối với nhau bằng các đai ốc và hệ thống khung giàn.Ngoài các cụm máy trên máy xé điếu còn có các bộ phận khác như là vỏ hộp chứa hệ thống điện . các tấm che bụi ... Vì các yếu tố như tỷ số vòng quay , mômen xoắn của các cụm máy này không yêu cầu mối liên hệ chính xác . Nên để đơn giản về mặt kết cấu . Và không cần các cơ cấu truyền động phức tạp . Để thực hiện các chuyển động của mỗi cụm máy này ,mỗi cụm ta dùng một động cơ khác nhau , việc sử dụng mỗi cụm máy này một động cơ tuy tốn nhiều động cơ nhưng tùy theo số vòng quay và momen xoắn trên mỗi cụm mà ta chọn được loại động cơ hợp lý sao cho sử dụng hết tốc độ tối đa của động cơ . Tuy các cụm máy này không yêu cầu có một mối liên hệ chính xác về số vòng quay và momen xoắn nhưng công suất làm việc của tất cả các cụm này thì liên hệ với nhau theo quan hệ tỷ lệ thuận . Nghĩa là khi mâm quay nhanh mang nhiếu điếu thuốc đến cắt thì dao phải cắt nhanh , khi đó thì băng rung cũng như băng tải phải hoạt động nhanh hơn . Vì thế tất cả các động cơ này được điều khiển tốc độ chung băng một biến tần điện để thay đổi trực tiếp tốc độ động cơ II Tính toán động học các cụm máy 1 Tính toán động học của cụm máy 1 A Cụm mâm quay Chọn động cơ 1.1.1 Xác định số vòng quay của mâm quay Để có thể thực hiện được công nghệ xé điếu như dã nêu ở trên thì ta cần phải tính được số vòng quay của mâm quay sao cho khi mâm quay thì dưới tác dụng của lực ly tâm điếu thuốc sẽ chuyển động từ dưới đáy mâm lên được vành mâm . Để điếu thuốc có thể lên được vành mâm thì lực ly tâm phải thắng trọng lực của điếu thuốc và lực ma sát giữa điếu thuốc và mâm quay Ta có sơ đồ phân tích lực như sau Phương trình cân bằng = 0 Phương trình cân băng lực chiếu theo phương thành mâm Flt.sin300 - G.cos300 - Fms = 0 Điều kiện để điếu thuốc có thể lên được vành là Flt.sin300 > G.cos300 + Fms 0,5 m .r.w2 > /2.m .g + f. g.m 0,5 .r.w2 > /2 .g + f. g. 0,5 .r.(P.n/30)2 > /2 .g + f. g. n > Để điếu thuốc có thể lên được vành thì cần phải lên được tại điểm có bán kính nhỏ nhất ta lấy r=0,2 m Hệ số ma sát giữa điếu thuốc và thành mâm lấy f= 0,2 từ đó thay số ta được n > 273 vòng /ph . Lấy n= 360 vòng /Phút (theo máy tham khảo) 1.1.2 Xác định công suất trên trục động cơ Với hệ thống mâm quay của cụm 1 ta chọn sơ bộ các kích thước của mâm như sau Đường kính vành ngoài của mâm D=780mm Đường kính vành đáy của mâm d=400mm Chièu dày trung bình của mâm l =10 mm Sử dụng thép đúc C45 Mômen quán tính của thùng quay J1 = mR2= J2 » m(R1+R2)2/2 = Mô men quán tính của thùng quay đối với tâm mâm quay là = 394 + 1056 = 1450 kgm2 Chọn n = 360v/p ® w = ® Mô men xoắn quanh tâm mâm quay là: Lực tiếp tuyến tại vòng đáy của của bánh đai là lực làm cho mâm quay Công suất thùng quay: Để đảm bảo hệ thông làm việc không bị quá tải, khi khối lượng thuốc đưa vào mâm quá nhiều . Ta chọn công suất thực tế của thùng quay là Pct = 2 (kw) Từ đó ta chọn được động cơ như sau Kiểu động cơ Công suất (kw) Vận tốc quay (v/p) cosj h (%) 4A100L2Y3 2 1440 0,84 84 2,2 2,0 1.2 Đồ thị vòng quay Tỷ số truyền từ động cơ lên mâm quay là i = 1440/360 = 4 Để truyền động từ động cơ lên trục quay của mâm quay với tỷ số truyền i = 4 . Ta chỉ cần dùng bộ truyền đai là đủ ,và để đơn gian về kết cấu từ đó ta có đồ thị vòng quay như hình vẽ n= 1440vg/Ph trục đc i=4 n= 360vg/Ph trục mâm B Cụm dẫn điếu 1 Tính toán vận tốc của bánh dẫn điếu Trước khi vẽ đồ thị vòng quay cho cụm dẫn điếu ta cần tính được số vòng quay của băng dẫn điếu. Để có thể dẫn được điếu thì vận tốc dài của băng này phải bằng vận tốc theo hướng tiếp tuyến tại điểm ngoài cùng trên vành mâm Hay V1=V2 Ta có V1=n1.R1 V2= n2.R2 Trong đó n1 : số vòng quay của bánh băng dẫn trong 1 phút n2 : số vòng quay của mâm trong 1 phút theo tính toán ở mâm ta có n2=480(vòng/ph) R1 : Là bán kính của bánh băng dẫn R1=35 mm R2 : Là bán kính của mâm R2=390 mm n1 = n2. R2/ R1 = 360.390/35 =4003(vòng/ph) Tỷ số truyền từ động cơ lên bánh dẫn là i=4003/1440=2,78 2 .Đồ thị vòng quay Với tỷ số truyền này ta chỉ cần dùng 1 cặp bánh răng là đủ nhưng do băng dẫn cùng chung 1 động cơ với mâm quay nên cần có bộ truyền đai để dẫn động Ta có 2 phương án Phương án 1 Phương án 2 Để đơn giản về kết cấu, giảm đường kính bánh đai trục 2. vì bánh đai ở trên động cơ trục chính gồm 2 bánh đai ghép với nhau nên ta chọn ta chọn phương án 1 Để thực hiện truyền động từ động cơ đến trục 1 ta dùng bộ truyền đai.Bộ truyền đai này chỉ có tác dụng dẫn động chứ không làm thay đổi tỷ số truyền. Để truyền động từ trục 1sang trục 2 ta dùng 1 bộ truyền bánh răng tỷ số truyền i2=2,78 Với tỷ số truyền i2=2,78 ta dung cặp bánh răng với số răng( theo bảng bộ bánh răng tiêu chuẩn) Z1=32 Z2= 89 tỷ số truyền thực tế sẽ là i2=89/32=2,781 Cụm gạt điếu Chọn động cơ Nhiệm vụ của cụm gạt điếu chủ yếu là quay gạt điếu nên không yêu cầu về tốc độ hay mômen xoắn chính xác . Vì thế có thể nối trực tiếp chổi gạt điếu từ trục động cơ . Theo các máy tương tự ở dây chuyền ta chon được động cơ cho phần gạt điếu là N= 0,2KW và số vòng quay n= 1400(vg/Ph) Động cơ của cụm gạt điếu được nối trực tiếp tới chổi gạt không cần quay bộ truyền nên ta không cần phải tính toán đến các yếu tố động học khác Cụm máy 3 (cụm dao cắt) 3.1 Chọn động cơ Theo máy tham khảo chọn động cơ có số vòng quay n = 1440 Công suất P =1KW Kiểu động cơ Công suất (kw) Vận tốc quay (v/p) cosj h (%) 4A100L1Y3 1 1440 0,84 84 2,2 2,0 3.2 Đồ thị vòng quay Với cụm dao cắt theo máy tham khảo chọn Tốc độ dao cắt ndc = 720(vg/ph) tỉ số truyền i = 1440 /720 = 2 Cụm máy 4 (cụm sàng rung) chọn động cơ Theo máy tham khảo chọn động cơ có số vòng quay n = 1440 Công suất P =1.5KW Kiểu động cơ Công suất (kw) Vận tốc quay (v/p) cosj h (%) 4A100L2T3 1.5 1440 0,84 84 2,2 2,0 Nguyên lý hoạt động của cụm sang rung là nhờ 1 cần gắn trên ổ ,ổ này được gắn trên một trục lệch tâm .Khi trục quay ổ này sẽ chuyển động song phẳng quanh tâm của 2 gối đỡ .Chuyển động này sẽ được truyền lên sàng 1 thanh dẫn . Sàng được gắn trên các nhíp đàn hồi và nhờ đó tạo nên hiên tượng rung trên sàng ,để thực hiện sàng thu hồi sợi thuốc. Có 2 yếu tố quan trọng của cụm này là .Độ lệch tâm của trục lệch tâm Tốc độ vòng quay của trục lệch tâm này Theo máy tham khảo chọn Độ lệch tâm e =5 mm Tốc độ vòng quay của trục lệch tâm là n=360 (Vg/Ph) . chuyển động của trục này được truyền từ động cơ tới qua bộ truyền đai Đồ thị vòng quay Tỷ số truyền i = 1440/360 = 4 5 Cụm máy 5 (cụm băng tải) 5.1 Chọn động cơ Theo các máy tham khảo chọn được tốc độ vòng của băng v= 0.3 (m/s) . Lực kéo bẳn tải F = 900 N Tốc độ băng tải bé nhưng cần mômen khá lớn do đó ta dùng hộp giảm tốc đồng trục để truyền động từ động cơ tới băng tải Theo công thức 2.11: Pct== kW Theo công thức 2.9, tra bảng 2-3 h=h4ôlh2brhđ=0,994.0,962.0,95=0,841 Do làm việc có tính dài hạn : chọn hệ số b=1 Theo công thức 2.14 Pyc == kW Số vòng quay sơ bộ theo công thức 2.18: nct ===60,3 vg/phút uhộp=20 nsơ bộ=nct.usơ bộ=20.60,3=1214 =1,7 Chọn động cơ có tốc độ Chọn động cơ K90L2. Theobảng P1-1 P(kW) n(vg/phút) Khối lượng(kg) Đk trục (mm) Hệ số quá tải 0.5 1420 20 10 2,4 5.2 Đồ thị vòng quay tỷ số truyền của hộp giảm tốc ihgt= 1420/70 = 20,2 Để bố trí gọn về không gian ta dùng hộp giảm tốc đồng trục .Tuy nhiên hộp giảm tốc đồng trục rất khó phân tỷ số truyền để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh (đảm bảo đồng trục), để tối ưu ta chọn tỷ số truyền cấp nhanh bằng tỷ số truyền cấp chậm : u nh = uch = u = = 4,5 Như vậy : uh = 20,25 ; unh = unh = 4,5 ; CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC I Tính toán bộ truyền đai Tính bộ truyền đai cụm mâm quay Trong cụm mâm quay này có 2 bộ truyền đai . Ta chỉ tính toán cho bộ truyền đai từ động cơ lên mâm quay .Theo tính toán tốc độ và mô men cần thiết ở trên ta chọn động cơ trục chính như sau Chọn động cơ K90L2. Theobảng P1-1(thiết kế hệ dẫn động cơ khí) P(kW) n(vg/phút) Khối lượng(kg) Đk trục (mm) Hệ số quá tải 2 1440 20 18 2,4 Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđc=9,55.106. =13464,8 Nmm 1. Chọn loại đai : đai vải cao su 2. Đường kính bánh đai nhỏ Theo công thức 4.1: d1=(5,2¸6,4) =(5,2¸6.4) =78,7¸106,8 mm -Theo dãy tiêu chuẩn chọn d1=90 mm -Vận tốc đai v===13,43 m/s -Đường kính bánh đai lớn theo công thức 4.2 d2=d1uđ(1-e) =90.4.(1-0,01) =359,6 mm Chọn d2=360 mm -Tính lại tỉ số truyền ut===4,01 Sai lệch tỉ số truyền %u==0,25% < 4% 3. Khoảng cách trục: Theo công thức 4.3 a=(0,5¸2)(d1+d2) =(0,5¸2)(90+360) =225¸900 mm Chọn a=500 mm 4. Chiều dài đai: Theo công thức 4.4 l= 2a + 0,5p(d1+d2) + = 2.500+0,5p(90+360)+ 1028 mm . 5. Góc ôm trên bánh nhỏ: Theo công thức 4.7 a1=180-.57° =180-.57° =151,3°>150° 6. Tiết diện đai: Theo công thức 4.8: A=b.d=Kđ Lực vòng xác định theo công thức 4.9 Ft===149 N Theo bảng 4.7 với tải êm, động cơ nhóm II chọn: Kđ=1,1 -Tính ứng suất có ích cho phép theo công thức 4.10: [sF]=[sF]0 .Ca.Cv.C0 Theo bảng 4.8 chọn ()max= ® chiều dày đai d===3 mm Theo bảng 4.1 với d=3 mm chọn đai 65, đai 3 lớp ,có lớp lót Chọn ứng suất căng ban đầu s0=1,8 MPa cho bộ truyền ngang,đai vải cao su. Theo bảng 4.9 tra theo s0 có k1=2,5 k2=10 Theo công thức 4.11: [sF]0=k1-k2 =2,5-10. =2,17 MPa Theo bảng 4.10 với a=161° :Ca=0,94 Với đai vải cao su kv=0,04, tính theo công thức: Cv=1-kv(0,01v2-1) =1- 0,04.(0,01.13,432-1)=0,97 Theo bảng 4.12 bộ truyền ngang, truyền động thường C0=1 [sF]= [sF]0 .Ca.Cv.C0 =2,17.0,94.0,97.1 =1,98 MPa - Theo công thức 4.8 chiều rộng đai: b== = =14,26 mm Theo dãy tiêu chuẩn chọn b=20mm -Theo bảng 21.16 với b=20mm có Chiều rộng bánh đai B=25mm Chiều cao phần lồi h=1mm Sai lệch giới hạn ±1 7.Lực căng ban đầu: theo công thức 4.12 F0=s0.d.b =1,8.3.20 =108 N 8.Lực tác dụng lên trục: theo công thức 4.13 Fr=2F0.sin() =2.108.sin() =213 N II Tính toán bộ truyền bánh răng 1. Tính bộ truyền cặp bánh răng dẫn điếu Ta có các số liệu tỷ số truyền i1=2,78 Tốc độ động cơ n1=1440 1.1 Chọn vật liệu Theo bảng 6.1 chọn vật liệu Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, HB260,sb=850 MPa,sc=580 MPa Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện,HB240,sb=750 MPa,sc=450 MPa 1. 2 Tính ứng suất cho phép -Theo bảng 6.2: s°H lim=2HB+70 s°F lim=1,8HB -Bánh nhỏ: s°H lim1=2.260+70=590 MPa s°F lim 1=1,8.260=468 MPa -Bánh lớn: s°H lim 2=2.240+70=550 MPa s°F lim 2=1,8.240=432 MPa -Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc theo công thức 6.5: NHO=30HHB2,4 NHO1=30.2602,4=18,75.106 NHO2=30.2402,4=15,47.106 -Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương thử về tiếp xúc theo công thức 6.7: NHE=60.c.å()3.ni.ti NHE1=60.1.99.18000.(13. +0,83)=87,4.106 NHE2=60.1.27,4.18000.(13. +0,83)=24,2.106 NHE1>NHO1 ®KHL1=1 NHE2>NHO2 ®KHL2=1 -Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFO=4.106 -Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương thử về uốn theo công thức 6.8: NFE=60.c.å()mF.ni.ti/tck ,mF=6 NFE1=60.1.27,4.18000.(16. +0,86)=21,4.106 NFE2=60.1.99.18000.(16. +0,86)=77.106 NFE1>NFO1®KFL1=1 NFE2>NFO2®KFL1=1 -Bộ truyền quay một chiều: KFC=1 -Theo bảng 6.2: SH=1,1 SF=1,75 -Tính ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức 6.1 [sH]=ZR.ZV.KxH.KHL Tính sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH=1. Do đó: [sH]1=KHL1=.1=536,4 MPa [sH]2=KHL2=.1=500 MPa ®ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]=500 MPa -Tính ứng suất uốn cho phép theo công thức 6.2: [sF]=YRYSKxFKFCKHL Tính sơ bộ lấy YRYSKxF=1 [sF]1=KFC1KFL1=.1.1=267,4 MPa [sF]2= KFC2KFL2=.1.1=246,9 MPa -Tính ứng suất cho phép khi quá tải theo công thức 6.13 và 6.14: [sH]max1=2,8.sch1=2,8.580=1624 MPa [sH]max2=2,8.sch2=2,8.450=1260 MPa [sF]max1=0,8.sch1=0,8.580=464 MPa [sF]max2=0,8.sch2=0,8.450=360 MPa 1.3 Thông số bộ truyền -Khoảng cách trục aw Theo bảng 6.6: chọn yba=0,45 ybd=0,53.yba(u+1) =0,53.0,45.(2,78+1)=1,1 Theo bảng 6.5 Ka=49,5 Kd=77 ZM=274 Theo bảng 6.7 với ybd=1,1 có KHb=1,03 KFb=1,05 Khoảng cách trục theo công thức 6.15a : aw=Ka(u+1) =49,5.(2,78+1) =79,4 mm Chọn aw=80 mm. 1.4 Thông số ăn khớp - Modun theo công thức 6.17 m=(0,01 ¸ 0,02)aw =(0,01 ¸ 0,02).80 =0,8¸1,6 Theo bảng 6.8 chọn m=1 -Số răng báng nhỏ theo công thức 6.31: Z1= = =21,2 Chọn Z1=22 răng -Số răng bánh lớn theo công thức 6.20: Z2=u.Z1 =22.2,78 =61,16 Chọn Z2=62 răng -Số răng tổng Zt=Z1+Z2=22+62=84 -Tỷ số truyền thực ut===2,81 Sai lệch tỷ số truyền %u===1,1% < 4% -Các thông số bộ truyền theo bảng 6.11: atw=at=a=20° Chiều rộng bánh răng bw=aw.yba=80.0,25=23 mm Hệ số trùng khớp ngang tính gần đúng ea=[1,88-3,2(+)]cosb ,b=0 =1,88-3,2(+)=1,74 Hệ số trùng khớp dọc eb=bw=0 ,vì b=0 Đường kính lăn dw1===42,3 mm dw2=dw1.u=42,3.2,78=117mm Đường kính chia d1=2mZ1=2.22=44 mm d2=mZ2=2.62=124 mm Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m=42+2.1=44 mm da2=d2+2m=124+1.2=128 mm Đường kính đáy răng df1=d1-2,5m=42-2,5.1=39,5 mm df2=d2-2,5m=124-2,5.1=121,5 mm Vận tốc vòng v===0,31 m/s 1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33: sH=ZMZHZe £ [sH] -Tra bảng 6.5 : ZM=274 -Hệ số biến dạng bề mặt tiếp xúc Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở bb=0 -Theo công thức 6.34: ZH===1,76 -Có eb=0 do đó Ze===0,87 -Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức 6.39: KH=KHaKHbKHv Trong đó: KHb=1,03 theo bảng 6.7 Vận tốc vòng v=0,31 m/s tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác động học 9. Với bánh răng thẳng KHa=1 Tra bảng P2.3 chọn KHv=1,05 - Do đó sH=ZMZHZe =274.1,76.0,87. =436,56 MPa -Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức 6.1: [sH]=ZR.ZV.KxH.KHL Chọn cấp chính xác tiếp xúc 8, khi đó bề mặt gia công có độ nhám Ra=2,5¸1,25 mm do đó Zr=0,95 Vận tốc vòng v=0,31 m/s <5 m/s chọn Zv=1 Có da1<da2<700 mm :KxH=1 Vậy: [sH]’=[sH].ZR.Zv.KxH =500.0,95.1.1 =475 MPa sH=436,56 MPa<[sH]’ .Vậy bánh răng đảm bảo đủ bền tiếp xúc 1. 6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo điều kiện 6.43 và 6.44: sF1=2.T2KFYeYbTF1[sF1] sF2=£[sF2] -Có Ye===0,57 Yb=1-=1-0=1 -Số răng tương đương ZV1=Z1=30 ZV2=Z2=110 Tra bảng 6.18 có YF1=3,8 YF2=3,6 - Theo công thức 6.45: KF=KFbKFaKFv Theo bảng 6.7 KFb=1,05 Theo bảng 6.14 KFa=1 với bánh răng thẳng Theo bảng P2.3 KFv=1,13 ® KF=1,05.1.1,13=1,1865 -Do đó sF1==60,66 MPa sF2==57,47 MPa - Tính lại ứng suất cho phép [sF]¢=[sF]YRYSKxF Chọn YR=1 YS=1,08-0,0695.ln(m) =1,08-0,0695.ln2 =1,032 Vì da1<da2<400 mm ® KxF=1 Do đó [sF]¢1=[sF]1.1.1,032.1 =267,4.1,032 =276 MPa [sF]¢2=[sF]2.1.1,032.1 =246,9.1,032 =254,8 MPa ® sF1<[sF]¢1 sF2<[sF]¢2 ®Điều kiện bền uốn thoả mãn 1.7 Kiểm nghiệm về quá tải Hệ số quá tải Kqt==1,7 sHmax=sH=458,86.=598,3 MPa<[sH]max2=1260 MPa<[sH]max1 sFmax1=sF1Kqt=60,66.1,7=103,122 MPa<[sF]max1=464 MPa sFmax2=sF2Kqt=57,47.1,7=97,7<[sF]max2=360 MPa Điều kiện quá tải được thoả mãn theo 6.48 và 6.49. 1.8 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ==1,282<1,3 Thoả mãn điều kiện bôi trơn 2 . TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1 .Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh trụ răng nghiêng 2.1.1 Chọn vật liệu. Thép 45 tôi cải thiện đạt được cơ tính sau : Bánh nhỏ : HB3 = 245 (HB); sb3 = 850 (MPa); sch3 = 580 (MPa). Bánh lớn : HB4 = 230 (HB); sb4 = 750 (MPa); sch4 = 450 (MPa). 2.1.2 Xác định ứng suất cho phép. - ứng suất tiếp xúc cho phép : Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc __ SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB + 70 Þ s*Hlim3 = 560 (MPa); s*Hlim4 = 530 (MPa) KHL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng : KHL= mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc __ mH = 6 . NHO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30.H HHB : độ rắn Brinen. NHO4 = 30 . 2302,4 = 1.397 . 107 NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni , ti : Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng j đang xét. Nhận thấy : NHE3 > NHO3 , NHE4 > NHO4 => lấy NHE = NHO để tính, => KHL3 = KHL4 = 1 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH]3 = (MPa) ; [sH]4= (MPa) Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được lấy theo giá trị trung bình của [σH3] và [σH4] : (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng Bánh 3 : [sH3 ]Max = 2,8 . sch3 = 2,8 . 580 = 1624 (MPa) Bánh 4 : [sH4 ]Max = 2,8 . sch4 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa) Vậy ta chọn [sH ]max = 1260 (MPa) - ứng suất uốn cho phép : Chọn sơ bộ YR . YS . KxF = 1 => : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2 : s°F lim = 1,8HB s°F lim3 = 1,8 . 245 = 441 (MPa). s°F lim4 = 1,8 . 230 = 414 (MPa). SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn . Bảng 6.2, ta có SF = 1,75 KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Với tải trọng một phía => KFC = 1 KFL : hệ số tuổi thọ KFL= mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn , mF = 6 với HB <350 hoặc có mài lượn chân răng. NFO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép NEE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Ta có : NFE > NFO => để tính toán ta lấy NFE = NFO => KFL3 = KFL4 = 1 Thay vào công thức trên ta tính được : [sF3] = 441.1,1 / 1,75 = 252 (MPa) [sF4] = 414.1,1 / 1,75 = 236,57 (MPa) ứng suất uốn cho phép khi qúa tải : [sF3 ]Max = 0,8 . sch3 = 0,8 . 580 = 464 (MPa) [sF4 ]Max = 0,8 . sch4 = 0,8 . 450 = 360 (MPa) 2.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục : aw2 = Ka (u + 1) T3: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (N.mm) T3 = 86343,585 (N.mm) Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=43 Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,4 => ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (4,5 + 1) = 1,166 KHB : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng . Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , ta có : KHB = 1,13 [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]=495,4 (MPa) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục : aw2 = 43 .(4,5 + 1). (mm) Chọn aw2 = 155 (mm) 2.1.4 Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp m = ( 0,01 ¸ 0,02 ) aw2 = 1,1 ¸ 2,1 (mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm) Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: b = 10 o => cosb = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Ta lấy Z3 = 22 (răng) => số răng bánh lớn (bánh 4) : Z4 = u.Z3 = 4,5.22 = 99 (răng) ta lấy Z4 = 99 (răng) Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z4 / Z3 = 99/ 22 = 4,5 Tính lại b : cosb = m(Z3 + Z4) / 2aw2 = 2,5.(22 + 99)/ 2. 155 = 0,9758 => b = 12,6289 = 12037’44” Như vậy, ta có các thông số về bánh răng : Đường kính vòng lăn : dw3 = 2aw2/ (u+1) = 2 .75/(4,5 + 1) = 36,364 (mm) dw4 = 2aw2 - dw3 = 2.75 - 56,364 = 125,636 (mm) Đường kính vòng chia : d3 = dw3 = m . Z3/ cosb = 2,5 . 22 / 0,9758 » 36,364 (mm) d4 = dw4 = m . Z4/ cosb = 2,5 .99 / 0,9758 » 125,636 (mm) Chiều rộng vành răng bw = ya . aw = 0,4 .75 = 32 (mm) Hệ số trùng khớp eb = bw . sinb / p.m = 62 . sin12,6289 / 3,14 .2,5 =1,7268 2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH] sH = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa) ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = βb : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg βb = cosαt . tg β => βb = arctg(cosαt . tgβ) αt : góc prôfin răng : αt = arctg(tgα/ cosβ) bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên góc ăn khớp αtw = αt α : góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy α = 20o => αtw = αt = arctg(tg20/0,9758) = 20,4553 => βb = arctg(cos20,4553 . tg12,6289) = 11,8558 => ZH = = 1,7288 - Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng εβ : hệ số trùng khớp dọc : εβ = bwsinβ/лm với bw = . aw = 0,4 . 155 = 62 (mm) => εβ = 62 . sin12,6289/ (3,14 . 2,5) = 1,7268 εβ > 1 => Zε được xác định bằng hệ thức Zε = , với εα là hệ số trùng khớp ngang : => Zε = = 0,7759 - KH : Hệ số tải trọng KH = KHβ .KHα . KHv Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw3 = 56,364 (mm) => vận tốc vòng v3 = (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 ta được KHβ = 1,13 KHα : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 => KHα = 1,13 KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Với vH = Trong đó : dH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có : dH =0,002 go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 ta có go= 73 => => KHv = = 1,0126 => KH = KHβ .KHα . KHv = 1,13 . 1,13 . 1,0126 = 1,293 Từ các thông số trên ta tính được : (MPa) * Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH Với v = 0,9308 (m/s) < 5 (m/s) Þ lấy ZV = 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ữ 1,25 (mm). Do đó ZR = 0,95, với da< 700 (mm) Þ KxH = 1 Þ [sH] = 495,4 . 1 . 0,95 . 1 = 470,63 (MPa). Như vậy sH [sH], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF] sF3 = 2.T3.KFYeYbYF3/( bwdw3.m) sF4 = sF3YF4/YF3 Trong đó : T3 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T3 = 86343,585 (N.mm) m : môđul pháp, m = 1,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 32 (mm) dw3 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw3 = 36,364 (mm) Yε = 1/εα : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Yε = 1/εα = 1/1,661 = 0,602 Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1- 12,6289/140 = 0,91 YF3 , YF4 : hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, phụ thuộc vào số răng tương đương Ztđ3 và Ztđ4 : Ztđ3 = Z3/cos3b = 22/(0,9758)3 = 23,678 Ztđ4 = Z4/cos3b = 99/(0,9758)3 = 106,55 tra bảng 6.18, ta có YF3= 4,00 ; YF4= 3,60 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb.KFa.KFv KFb = 1,3 (tra bảng 6.7 với Ψbd = 1,166) KFa = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9) với go= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9) dF =0,006 (bảng 6.15, dạng răng nghiêng) => => => KF = KFb . KFa . KFv = 1,3 . 1,37 . 1,0272 = 1,829 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được : sF3 = 2 . 86343,585 .1,829 . 0,602 . 0,91 . 4 / (62. 56,364 . 2,5) = 79,22 (MPa) sF4 = sF3 . YF4 / YF3 = 79,22 . 3,6 / 4 = 71,298 (MPa) Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn : sF3 < [sF3] =252 (MPa), sF4< [sF4] = 236,57 (Mpa) Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn . 2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải. Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4 sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max sF3max = sF3. Kqt = 79,22. 1,4 = 119,908 (Mpa) sF4 max = sF4. Kqt = 71,298. 1,4 = 99,817 (Mpa) Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 2.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh Đối với hộp giảm tốc đồng trục thì các thông số của bộ truyền cấp nhanh lấy giống các thông số của bộ truyền cấp chậm. Riêng chiều rộng của bánh răng bộ truyền cấp nhanh lấy nhỏ hơn chiều rộng răng của bộ truyền cấp chậm, cho nên vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh cũng không đòi hỏi yêu cầu cao như ở cấp chậm. 2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh Vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có thể chọn thép 45 thường hoá đạt các chỉ tiêu sau : HB1 = 190 (HB) ; σb1 = 600 (MPa) ; σch1 = 340 (MPa) HB2 = 170 (HB) ; σb2 = 600 (MPa) ; σch2 = 340 (MPa) 2.2.2 Xác định ứng suất cho phép - ứng suất tiếp xúc cho phép : Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc __ SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB + 70 Þ s*Hlim1 = 450 (MPa); s*Hlim2 = 410 (MPa) KHL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng : KHL= mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc __ mH = 6 . NHO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30.H HHB : độ rắn Brinen. NHO2 = 30 . 1702,4 = 0,764 .107 NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni , ti : Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ._.