Nghiên cứu thiết kế động học kết cấu theo mẫu máy dmu 60t

ải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại. Để tránh biến dạng dư hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực đại sHmax không được vượt quá giá trị cho phép: sHmax = sH.£ [sHmax] Trong đó: sH được xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và [sHmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I. [sHmax] = 40HRC = 40.63 = 2520 Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn không được vượt quá một giá trị cho phép: sHmax = sF.Kqt £ [sFmax] Trong đó: sF được xác định theo công thức 6.43 và 6.44 TKHDĐCK I và [sHmax] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I. [sFmax] = 2,8.sch = 2,8.950 = 2660. I.1.3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Kí hiệu và công thức tính Kết quả Khoảng cách trục aw 110 mm Mô đun pháp mn 2 mm Chiều rộng vành răng bw 35¸40 mm Tỉ số truyền i 1 Góc nghiêng của răng b 0 Số răng của các bánh răng Z1 55 mm Hệ số dịch chỉnh Z2 55 mm Đường kính vòng chia dc 110 mm Đường kính vòng đỉnh da 114 mm Đường kính vòng chân df 105 mm I.2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN: Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn được dùng để lắp đầu phay đứng có hướng vuông góc với trục chính nằm ngang. Bộ truyền bánh răng côn có tỉ số truyền i = 1, mô đun = 2,5, các thông số đầu vào để tính toán bộ truyền bánh răng côn của cụm trục chính: N = 13 kw; n = 1498 vòng/phút. I.2.1. Xác định các ứng suất cho phép: I.2.1.1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25XGT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Cr = 1.0% %Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất khác). Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn: Độ rắn: 57 ¸ 63 HRC Giới hạn bền: sb = 1150 MPa. Giới hạn chảy: sch = 950 MPa. I.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ): [sH] = .ZR.ZV.KxH.KHL. [sF] = .YR.YS.KxF.KHL.KFc. Trong đó các thông số được xác định như sau: s0Hlim và s0Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2. Þ s0Hlim1=s0Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và Þ s0Flim1= s0Flim2= 750 MPa (với 60HRC) SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có: ÞSH = 1,2 và SF = 1,55. ZR: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng. Zv: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Þ Khi tính toán sơ bộ thì ZR. Zv. KxH = 1 YZ: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng. YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn. Þ Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS. KxF = 1 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ¸ 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350). Þ KFC = 0,8 KHL và KFL: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau: KHL = và KFL = Trong đó: mH và mF: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6 và mF = 9 khi HB > 350. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; NHO = 30.HB2,4 = 30.6052,4 = 142,3.106. NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.106, đối với tất cả các loại thép. NHE và NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương; coi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh; NHE = NFE = 60.c.n.tå c : số lần ăn khớp trong một vòng quay;c = 1; n : số vòng quay trong một phút; ntốc độ cao = 1498 vòng/phút; ntốc độ thấp = 542 vòng/phút; tå : tổng số giờ của bánh răng đang xét: tå = 54 000 h; Þ NHE tốc độ cao = NFE = 60.c.n.tå = 60.1.998.54000 = 4854.106 > NHO Þ NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.tå = 60.1.165.54000 = 1756.106 > NHO theo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO) NFE = NFO (khi NFE > NFO) Þ KHL = KFL = 1 Từ các thông số trên ta tính được [sH] và [sF]: [sH] = KHL = 1380. = 1150 MPa. [sF] = KFC.KFL = 750 .= 342,86 MPa. I.2.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG: Hình 6: Sơ đồ tính toán bánh răng côn I.2.2.1. Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài: Chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc, công thức 6.52a TKHDĐCK I, như sau: Re =KR. Trong đó: KR = 0.5Kd – hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 MPa1/3; KR = 50. KHb - hệ số kể đến phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng côn, tra bảng 6.21; giá trị KHb phụ thuộcvào giá trị Kbe = 0,3 và tỉ số truyền u =1; KHb = 1,16 ứng với giá trị = 0,17( chọn » 0,2); Kbe – hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = b/Re = 0,25…0,3 (trị số nhỏ dùng khi u > 3, trị số lớn dùng khi u £ 3); Kbe = 0,3; T1 – Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; Mômen xoắn lớn khi truyền dẫn chính qua đường truyền tốc độ thấp: T = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép; [sH] = 1150 MPa. Re = KR. = 50.= 91,45 mm. I.2.2.2. Xác định các thông số ăn khớp: Số răng bánh nhỏ: de1 = 2Re/= 129,33 mm, do đó tra bảng 6.22 TKHDĐCK I và kết hợp với máy đã tham khảo được z1p = 34 răng. Với H1 và H2 > 45 HRC ta chọn z1 = z1p = 34 răng. Đường kính trung bình và môđun trung bình: dm1 = (1 – 0,5.Kbe)de1 = (1 – 0,5.0,3).129,33 = 109,93 mm. mtm = dm1/z1 = 109,33/34 = 3.215 Theo công thức 6.56, ta có: Với bánh răng côn răng thẳng: mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 3,215/(1 – 0,5.0,3) = 3.676, chọn theo dãy tiêu chuẩn, bảng 6.8 TKHDĐCK I và kết hợp với máy đã tham khảo , lấy trị số mte = 2,5, do đó: mtm = mte/(1 – 0,5.Kbe) = 2,5/(1 – 0,5.0,3) = 2,94. z1 = dm1/ mtm = 109,33/2,94 = 37.1 lấy theo máy đã nghiên cứu là z1 = 34 răng; Số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 1.34 = 34 răng; Xác định lại tỉ số truyền: u = z2/ z1= 34/34 = 1; Góc côn chia: d1 = arctg(z1/z2) = arctg(34/34) = 450. d2 = 90 - d1 = 450. Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = z1.mtm = 34.2,94 = 99,96 mm. I.2.2.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.58) TKHDĐCK I: sH = ZM.ZH.Ze.£ [sH] Trong đó: ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của ZM được tra trong bảng 6.5 TKHDĐCK I, ZM = 274 MPa1/3; ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số ZH tra trong bảng 6.12 với lưu ý trong bộ truyền bánh răng côn thường dùng dịch chỉnh đều hoặc không dịch chỉnh và bm = b; ZH = 1,76; Ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định theo công thức sau: Ze = = = 0,877 Với ea - hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức; ea = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosbm = [1,88 – 3,2(1/34 + 1/34)]cos00 = 1,692 KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb.KHa.KHv = 1,16.1.1,04 = 1,2 Với: KHb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.21 - TKHDĐCK I ; KHb = 1,16; KHa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; với bánh răng côn răng thẳng KHa =1; KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức: KHv = 1 + = 1 + = 1,04 Trong đó: u = dH.go.v.= 0,014.73.1,16.= 16.76 Với: v = = = 1.16 m/s. sH, go: được tra trong bảng 6.15 và 6.15 - TKHDĐCK I; sH = 0,014, go =73; T1 – Giá trị mômen xoắn trên trục bánh chủ động; T1 = 9,55.106N/n = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm b = Kbe.Re – chiều rộng vành răng; b = 0,3.91,45 = 27,44 [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép MPa, được xác định từ trước, [sH] = 1150. sH = ZM.ZH.Ze. = 274.1,76.0,877=1161.49 MPa sH ³ [sH] = 1150 MPa. Ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng b theo công thức sau đây: b = Kbe.Re(sH/[sH])2 = 0,3.91,45.(1161,49/1150)2 = 27,98; I.2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Tương tự bộ truyền bánh răng trụ, điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau: sF1 = £ [sF1] sF2 = sF1.YF2/YF1 £ [sF2] Trong đó: T1 – Mômen xoắn trên trục bánh chủ động; T1 = 9,55.106N/n = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm mnm – Môđun pháp trung bình( đối với bánh răng côn răng thẳng thì mnm = mtm) mtm = mte/(1 – 0,5.Kbe) = 2,5/(1 – 0,5.0,3) = 2,94. b – Chiều rộng vành răng; b = Kbe.Re = 0,3.91,45 = 27,44 dm1 - Đường kính trung bình của bánh chủ động; dm1 = z1.mtm = 34.2,94 = 99,96 Ya - Hệ số trùng khớp ngang; Ya = 1/ea = 1/1,74 = 0,575; Yb - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Yb = 1- bn0/140 = 1 YF1, YF2 - Hệ số dạng răng tra bảng 6.18 –TKHDĐCK I theo số răng tương đương zvn tính theo công thức 6.53a hoặc 6.34b. Nếu dịch chỉnh đều thì chọn x1 theo bảng 6.20 – TKHDĐCK I theo công thức 6.50 và x2 = - x1 = 0;(zvn = 48) YF1 = YF2 = 3,65; KH – Hệ số tải trọng khi tính về uốn; KF = KFb.KFa.KFv =1,25.1.1,05 = 1,31. Với: KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra bảng 6.21; KFb = 1,25; KFa - Hệ só kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14, với bánh răng côn răng thẳng KFa = 1; KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức ( tương tự như khi tính về tiếp xúc): KFv = 1 + = 1 + = KFv =1,05 Trong đó: u = dF.go.v.= 0,016.73.1,16.= 19,15 Với: v = = = 1.16 m/s. sH, go: được tra trong bảng 6.15 và 6.15 - TKHDĐCK I; sH = 0,014, go =73; sF1 = = = 407 ³ [sF1] = 342,86 MPa. Ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng b của răng lên b = 35 (có tham khảo máy chuẩn); sF1 = = = 325,72 £ [sF1] = 342,86 MPa. Cặp bánh răng đủ bền uốn. I.2.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải: Tương tự như kiểm nghiệm đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng ta có: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại. Để tránh biến dạng dư hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực đại sHmax không được vượt quá giá trị cho phép: sHmax = sH.£ [sHmax] = 2520 Trong đó: sH được xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và [sHmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I. [sHmax] = 40HRC = 40.63 = 2520. Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn không được vượt quá một giá trị cho phép: sHmax = sF.Kqt £ [sFmax] = 2660 Trong đó: sF được xác định theo công thức 6.43 và 6.44 TKHDĐCK I và [sHmax] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I. [sFmax] = 2,8.sch = 2,8.950 = 2660. I.2.3. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC HÌNH HỌC: Thông số Kí hiệu Công thức Chiều dài côn ngoài [mm] Re Re = 0,5.mte.= 0,5.2,5.= 60,1 Chiều rộng vành răng [mm] b 35 Chiều dài côn trung bình Rm 25,9 Đường kính chia ngoài de de1 = de2 = mte.z1 = 2,5.34 = 85 Góc côn chia (lăn) d 450 Môđun vòng trung bình mtm 2,5 II. TÍNH TOÁN CÁC CẶP BÁNH RĂNG Ở TRONG HỘP TỐC ĐỘ (HỘP GIẢM TỐC) Tính toán các cặp bánh răng ở trong hộp tốc độ có hai tỉ số truyền tương ứng với đường truyền tốc độ thấp (1/2,4545)2 và đường truyền tốc độ cao tỉ số bằng 1. Tại đường truyền tốc độ thấp dùng hai cặp bánh răng có cùng tỉ số (tại sao), còn ở đường truyền tốc độ cao thì sử dụng một ly hợp đóng/mở (cặp bánh răng ăn khớp trong). Hình 7: Hình vẽ hộp tốc độ truyền dẫn chính của TTGC Hai cặp bánh răng trên có cùng tỉ số, cùng mô đun, cùng số răng (bánh nhỏ bị động, bánh lớn dẫn động. Từ các nhận xét trên ta nhận thấy chỉ cần tính toán thiết kế và tính toán cho cặp bánh răng ở phía cuối đường truyền thì có thể đủ để kết luận cho khả năng tải cho cặp bánh răng ở phía đầu đường truyền vì cặp bánh răng ở phía cuối chịu mômen xoắn lớn hơn ( sự thay đổi vận tốc góc chậm hơn so với độ thay đổi công suất do có sự hiện của hiệu suất bộ truyền). II.1. Tính cặp bánh răng ở đường truyền tốc độ thấp: I.1. Chọn vật liệu: Bộ truyền nằm trong hộp tốc độ có yêu cầu nhỏ gọn có tính động học cao và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25XGT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Cr = 1.0% %Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất khác). Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn: Độ rắn: 57 ¸ 63 HRC Giới hạn bền: sb = 1050 MPa. Giới hạn chảy: sch = 950 MPa. I.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ): [sH] = .ZR.ZV.KxH.KHL. [sF] = .YR.YS.KxF.KHL.KFc. Trong đó các thông số được xác định như sau: s0Hlim và s0Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2. Þ s0Hlim1=s0Hlim2= 23HRC = 23.63 = 1449 (MPa) và Þ s0Flim1= s0Flim2= 750 MPa (với 60HRC) SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có: ÞSH = 1,2 và SF = 1,55. ZR: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng. Zv: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Þ Khi tính toán sơ bộ thì ZR. Zv. KxH = 1 YZ: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng. YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn. Þ Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS. KxF = 1 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ¸ 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350). Þ KFC = 0,8 KHL và KFL: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau: KHL = và KFL = Trong đó: mH và mF: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6 và mF = 9 khi HB > 350. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; NHO = 30.HB2,4 = 30.6052,4 = 142,3.106. NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.106, đối với tất cả các loại thép. NHE và NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương; coi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh; NHE = NFE = 60.c.n.tå c : số lần ăn khớp trong một vòng quay;c = 1; n : số vòng quay trong một phút; ntốc độ thấp = 542 vòng/phút; tå : tổng số giờ của bánh răng đang xét: tå = 54 000 h; Þ NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.tå = 60.1.542.54000 = 1758.106 > NHO theo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO) NFE = NFO (khi NFE > NFO) Þ KHL = KFL = 1 Từ các thông số trên ta tính được [sH] và [sF]: [sH] = KHL = 1449. = 1207,5 MPa. [sF] = KFC.KFL = 750 .= 342,86 MPa. I.3. Xác định các thông số bộ truyền: I.3.1. Xác địnhkhoảng các trục aw: aw = Ka (u ± 1) Trong đó: Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo 6.5 TKHDĐCK I, Ka = 49,5 MPa1/3(thép – thép, răng thẳng). [sH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, tính ở phần trước, [sH] = 1207,5 MPa. yba = bw/aw - hệ số ảnh hưởng đến chiều rộng vành răng = 0,2 ¸ 0,25. KHb - hệ số kể đến sự phối hợp không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc; theo bảng 6.7 TKHDĐCK I; ybd =0,53yba(u ± 1) = 0,53.0,25(2,45+1) = 0,457 Þ KHb = 1,05; T: mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động: T = 9,55.106.P/n với đường truyền tốc thấp: T = 9,55.106.13.0,96.0,98/(1498/2,4545.1,125) = 215302 Nmm Þ aw = Ka (u ± 1)= 49,5.(2,45+1) = 108 mm Chọn theo dãy tiêu chuẩn: aw = 100 mm. I.3.2. Xác định các thông số bộ truyền: Theo 6.17 TKHDĐCK I, m = (0,01 ¸ 0,02)aw = 1 ¸ 2 mm. Þ chọn theo máy đã nghiên cứu: m = 2 Xác định số răng z1: Z1 = = = 29 răng. Þ Chọn theo máy đã nghiên cứu: z1 = 22 răng. Z2 = u.z1 = 54 răng; Tính lại khoảng cách trục av = (z1 + z2)m/2 = (22 + 54)2/2 = 76 mm. I.3.3. Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc: Phép tính kiểm nghiệm nói chung được tiến hành khi đã biết các thông số của bộ truyền và điều kiện làm việc. Ở đây yêu cầu xác định với độ xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền, nhờ đó người thiết kế có thể thay đổi một vài kích thước yêu cầu. Theo 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: sH = ZM.ZH.Ze 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; ZM = 274 MPa1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = = = 1,764 Trong đó: (Các công thức lấy theo bảng 6.11 – TKHDĐCK I ) + bb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tgbb = cosat.tgb = cos200.tg00 = 00 với: at = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/cos00) = 200 + atw = arctg(tga/cosb) = 200 Ze - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, xác định như sau: + eb = bwsinb/(m.p) = 0 + ea = với: ea = hệ số trùng khớp ngang. db là đường kính hình trụ cơ sở; db1 = dc1cosat = 2.22.cos200 db2 = dc1cosat = 2.54.cos200 da1 là đường kính đỉnh răng; da1 = 2.22 + 2.2 = 48. da2 = 2.54 + 2.2 = 114 Þ ea = 1.674 với eb = 0 Þ Ze = = = 0.881 KH- hệ số tải trọng động khi tính đến tiếp xúc; KH = KHb.KHa.KHv = 1,01.1.1,04 = 1,05 + KH: Hệ số tải trọng động; + KHb: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 Þ KHb = 1,01 + KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của KHa = 1 đối với răng thẳng. + KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv tính theo công thức hoặc tra bảng P2.3 TKHDĐCK I , KHv = 1.04 T – mômen xoắn trên trục chủ động; T = 9,55.106.13.0,96.0,98/(1498/2,45.1,125) = 215302 Nmm U – tỉ số truyền; u = 2,4545 bv - chiều rộng vành răng; bw = yba.aw = 0,25.76 = 19 mm. sH = 274.1,674.0,881.= 1156 MPa < [sH] = 1207.5 MPa. I.3.4. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép: sF1 = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF1/(bw.dw1.m) £ [sF1] sF2 = sF1.YF2/YF1 £ [sF2] Trong đó: T1 : mô men xoắn trên bánh chủ động; T = 9,55.106.13.0,96.0,98/(1498/2,4545.1,125) = 215302 Nmm m : mô đun pháp; m = 2 mm. bw : chiều rộng vành răng; bw = 19 mm. dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 110 mm. Ye : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang tính theo 6.38 TKHDĐCK I ; Ye = = = 0,565 Yb: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (b = 0), Yb =1; YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương, số răng dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18. YF1 = 4.00 và YF2 = 3,64 KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFb. KFa. KFv = 1,01.1.1 = 1,01 Với: + KFb: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 hoặc tra trực tiếp từ bảng phụ lục 2.3; KFb = 1,01. + KFa: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với răng thẳng KFa = 1; + KFv: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: KFv = 1 + =1 + = KFv = 1. Với: uF = ==0,09 Trong đó các hệ số dF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16, v tính theo công thức 6.40 TKHDĐCK I: v = == 30.68 m/s [sF1], [sF2] – ứng suất uốn cho phép của răng 1 và 2, xác định theo công thức (6.2), (6.4), (6.6) và (6.8). sF1 = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF1/(bw.dw1.m) = = 309.3 MPa < [sF1] = 342 MPa. Nhưng ta chọn bw theo máy đã nghiên cứu: bw = 30 mm. I.3.5. Kiểm nghiệm theo độ bền quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại. Để tránh biến dạng dư hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực đại sHmax không được vượt quá giá trị cho phép: sHmax = sH.£ [sHmax] = 2520 Trong đó: sH được xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và [sHmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I. [sHmax] = 40HRC = 40.63 = 2520. Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn không được vượt quá một giá trị cho phép: sHmax = sF.Kqt £ [sFmax] = 2660 Trong đó: sF được xác định theo công thức 6.43 và 6.44 TKHDĐCK I và [sHmax] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I. [sFmax] = 2,8.sch = 2,8.950 = 2660. I.3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Kí hiệu và công thức tính Kết quả Khoảng cách trục aw 76 mm Mô đun pháp mn 2 mm Chiều rộng vành răng bw 30 Tỉ số truyền I 2,45 Góc nghiêng của răng b 0 Số răng của các bánh răng Z1 22 Hệ số dịch chỉnh Z2 54 Đường kính vòng chia dc dc1 = 44, dc1 = 108 Đường kính vòng đỉnh da da1 = 48, da1 = 112 Đường kính vòng chân df df1 = 39.5, df1 = 107.5 Hình 8: Hĩnh vẽ kết cấu trục C. TÍNH TRỤC: Tính toán thiết kế trục nhằm mục đích xác định đường kính và có chiều dài và các đoạn trục đáp ứng các yêu cầu về độ bền, kết cấu, lắp ghép và công nghệ… Sau đây xin trình bày tính toán thiết kế bằng tay và bằng công cụ tin học (Chọn trục trung gian của hộp tốc độ để tính toán và thiết kế ). I.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC (BẰNG TAY) BAO GỒM CÁC BƯỚC SAU ĐÂY: Chọn vật liệu. Tính và thiết kế trục. Xác định tải trọng tác dụng lên trục. Tính sơ bộ đường kính trục. Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh. Kiểm nghiệm trục về độ cứng. Kiểm nghiệm về độ cứng uốn. Kiểm nghiệm về độ cứng xoăn. I.1.Chọn vật liệu: Với kiểu máy DMU 60T làm việc với chế độ tải trung bình, nên ta chọn thép 40X thẩm Nitơ đạt độ rắn 55 ¸ 67 HRC; Cơ tính của thép; Giới hạn bền: sb = 1000 MPa Giới hạn chảy: sch = 800 MPa I.2. Tính và thiết kế trục: I.2.1. Xác định tải trọng tác dụng lên trục: Tải trọng tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi đóng li hợp. Tải trọng được tính như sau: Đối với bộ truyền bánh răng trụ: Lực vòng: Ft11 = 2.T1/dw11 = Ft21 = 2.215302/108 = 3987 N. Ft12 = 2.T1/dw12 = Ft22 = 2.215302/44 = 9786 N. Lực dọc trục: Fa11 = 0, bởi bánh các cặp bánh răng nằm trên trục là bánh răng thẳng. Lực hướng kính: Fr11 = Fr11.tgatw/cosb = 3987.tg200/cos00 = 1451 N. Fr12 = Fr12.tgatw/cosb = 9786.tg200/cos00 = 3562 N. I.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục: Đường kính trục được xác định chỉ bằng theo công thức: d ³ = = 43,75 Đường kính trục được xác định và chọn theo dãy tiêu chuẩn d = 40 mm. Hình 9: Bản vẽ kích thước của các đoạc trục I.2.3. Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng: Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Căn cứ vào sơ đồ động ta tính được khoảng cách sau (có tham khảo máy đã nghiên cứu): I.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: Các kích thước như sau: Khoảng cách từ ổ đến bánh răng bên phải d1 = 30 mm. Khoảng cách giữa hai bánh răng: d2 = 80 mm. Khoảng cách từ ổ đến bánh răng bên trái d3 = 30 mm. Đường kính chia bánh răng nhỏ dc1 = 44 mm. Đường kính chia bánh răng nhỏ dc2 =108 mm. 1.2.4.1. Vẽ sơ đồ chi tiết máy quay và lực từ các chi tiết máy quay trên trục: 1.3.2. Tính phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy, zOx: Xét lực trong mặt phẳng xOz, ta có: Fx1 = (Ft1.110 + Ft2.30)/140 = (9786.110 – 3987.30)/140 = 6834.6 N Fx2 = Ft1 + Ft2+ Fx1 = 1305.5 N Xét lực trong mặt phẳng yOz, ta có: Fy1 = (Fr1.110 + Fr2.30)/140 = 1903.4 N Fy2 = Fr1 + Fr2 + Fy1 = 3109.6 N 1.3.3. Vẽ biểu đồ mômen uốn My và Mx trong các mặt phẳng zOy, zOx và vẽ biểu đồ mômen xoắn T: 1.3.4. Tính mômen uốn tổng Mj và mônen tương đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục: Giá trị mômen tổng và giá trị mômen tương đương được xác định như sau: Mt = = 308045 Nmm. Mtđ = = 377169 Nmm. 1.3.5. Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: d2 = = = 39, chọn theo dãy tiêu chuẩn d2 = 40 mm. I.3. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi: Khi xác định đường kính trục theo bước trên ta chưa xét đến tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt v.v… Vì vậy sau khi định kết cầu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: sj = ³ [s] Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 ¸ 2,5 (khi cần tăng độ tăng độ cứng [s] = 2,5 ¸ 3,0 , như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục); ssj và stj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: ssj = = = 5,09 stj = == 22,85 Trong các công thức trên: s-1 và t-1 giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng: s-1 = 0,35 sb + (70 ¸ 120) = 0,35.1000 + (70 ¸ 120) = 450 MPa t-1 = 0,58 sb = 580 MPa; saj, taj, smj, tmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j; saj = ; smj = ; Với: smj = 0; saj = smaxj = Mj/W = Mj/(pd3/32) = 377169 /(p.443/32) = 45,10 Khi trục quay hai chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: tmj = 0 và taj = Tj/W0j = Tj/(pdj/16) = 251302/(p.443/16) = 15,02 ys và yt: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7, ys = 0,1; yt = 0,05 Ksdj và Ktdj: hệ số được xác định theo công thức sau: Ksdj = = = 1.96 Ktdj = = = 1.69 Kx: hệ số tập trung ứng suất do tải trọng bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8, Kx =1; Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, Ky = 1,2; es và et: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10; es = 0,73 và et = 0,78; Ks và Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số Ks/es và Kt/et; Ks = 1,72 và Kt =1,58; sj = = = 4,97 ³ [s] = 2,5 ¸ 3,0 Vậy ta có kết cấu trục như sau: (chèn hình vẽ về kết cấu trục và có hình vẽ). I.4. Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: I.5. Kiểm nghiệm trục về độ cứng Thường khi độ bền mỏi được thoả mãn thì độ bền tĩnh và độ cứng coi đã thoả mãn. II. GIỚI THIỆU PHẦN MỀM VÀ CÁCH SỬ DỤNG MECHANICAL DESTOP 4.0 ĐỂ TRỢ GIÚP TÍNH TOÁN &THIẾT KẾ TRỤC: Mechanical Destop 4.0 (MD) là một phần mềm tính toán thiết kế các chi tiết cơ khí rất hiệu quả và đã được thế giới công nhận. Các chi tiết cơ khí được thiết kế sẵn là: thiết kế cam, tính mômen quán tính và đường đàn hồi, tính toán và thiết kế trục, vẽ bánh răng và trục, chọn ổ lăn, thiết kế bộ truyền đai và xích và các chi tiết khác. (Về cơ bản thì Mechanical Destop 4.0 không khác nhau nhiều lắm với Mechanical Destop 5.0, xin trình bày các phương pháp tính toán, và thiết kế trên nền Mechanical Destop 5.0) Các thông số đầu vào của phần mềm Mechanical Destop 5.0 cần thiết để tính toán trục như sau: Thiết kế sơ bộ kết cấu trục. Công suất truyền dẫn chính và các yếu tố cần thiết như gối tựa đặt lực… II.1. BẮT ĐẦU VÀ ĐỊNH CẤU HINH SHAFT GENERATOR: Bắt đầu thực hiện Amshaft2d: Xuất hiện dòng nhắc sau: Specify starting point or select center line [New shaft]:100,100 ¿ Specify centerline a endpoint: @200<0 ¿ Hộp thoại Shaft Generator xuất hiện dưới dạng sau: Chọn nút Config… xuất hiện hộp thoại Shaft Generator – Configuration và định cấu hình theo hình sau: Chọn nút OK. Bạn trở về hộp thoai Shart Generator II.2. TẠO CÁC ĐOẠN TRỤC TRỤ VÀ BÁNH RĂNG: Chọn nút Cylinder bên phải trên và nhập số liệu tại các dòng nhắc như sau: Specify length : 30 ¿ Specify diameter : 30 ¿ Chọn nút Gear và trên hộp thoại Gear chọn nút tiêu chuẩn là Din và nhập các giá trị Modul, số răng, chiều rộng, góc ăn khớp, góc nghiêng răng, hệ số dịch chỉnh, hệ số chiều cao đỉnh răng, hệ số chiều cao đáy răng. Chọn nút Cylinder góc trái phía trên để xác định đoan trục kế tiếp bằng cách nhập giá trị vào các dòng nhắc sau: Specify length : 80 ¿ Specify diameter : 40 ¿ Chọn nút Gear và nhập các giá trị tương tự bước hai để xác định bánh răng thứ hai theo hộp thoại sau: Chọn nút Cylinder góc trái phía trên để xác định đoạn trục kế tiếp bằng cách nhập giá trị vào các dòng nhắc sau: Specify length : 30 ¿ Specify diameter : 30 ¿ Ta có kết quả của tính toán như sau: II.3. TÍNH TOÁN TRỤC: Tạo đường bao trục: Bắt đầu bằng lệnh: Command: Amshaftcalc ¿ Select contour or [Create contour/Strength] :c Select objects: Specify opposite corner: 29 found Select objects: Working Specify position … Xuất hiện hộp thoại như sau: Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu chế tạo trục theo tiêu chuẩn DIN, bằng cách nhấp chuột vào nút Edit (Material) -> Table -> chọn DIN standard và chọn vật liệu như các hộp thoại sau: Gán các gối tựa: Các gối tựa ổ đây là ổ cố định, hạn chế hai bậc tự do: Chọn biểu tượng Gối cố định và xuất hiện các dòng nhắc sau: Specify insert point: Specify insert point: Gán tải trọng: Tải trọng tác dụng ở đây là mômen tác dụng vào bánh răng có giá trị: 287,634 Nm. Ta chọn biểu tượng Gear và gắn các giá trị như sau: Specify insert point: Và tương tự cho bánh răng thứ hai ta có hộp thoại như sau: Ta có kết quả sau khi gán gối đỡ và tải trọng như hình vẽ sau: Tính trục và chèn kết quả: Chọn nút Moments and Deformations, xuất hiện hộp thoại: Kết quả mô men như sau: D. CHỌN Ổ LĂN: Hình 11: Sơ đồ bố trí ổ lăn Kích thước ổ lăn được xác định theo hai chỉ tiêu: khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư. Trình tự tính toán và lựa chọn ổ như sau: Số liệu đầu vào để chọn ổ: Số vòng quay: n = 542 vòng/phút. Thời hạn sử dụng: tS = 54000 h. Phản lực tại các ổ đã được tính: I. CHỌN LOẠI Ổ LĂN: Với tải trọng chỉ có lực hướng tâm ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho 2 gối đỡ trục. II. CHỌN SƠ BỘ KÍCH THƯỚC Ổ: Với kết cấu trục trên và đường kính trục ngõng trục d = 35 mm, chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 307 có: đường kính d = 35 mm; đường kính ngoài D = 80 mm; khả năng tải động C = 26.2 kN; khả năng tải tĩnh C0 = 17.90 kN. III. TÍNH KIỂM NGHIỆM KHẢ NĂNG TẢI CỦA Ổ: Tính khả năng tải động của ổ: Cd = Q.; Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi; L – Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay; Lh = 106L/(60n); L = 60.n.Lh/106 = 60.542.6,5.103/106 = 211,4 Q – Tải trọng động quy ước, kN; Q = (X.V.Fr + Y.Fa)kt.kđ Q0 = (1.1.7905 + 0).1.1 = 7905 N = 7,905 kN; Q1 = (1.1.3373 + 0).1.1 = 3373 N = 3,373 kN Trong đó: Fa: Lực dọc trục Fa = 0; hệ số tải trọng dọc trục Y = 0; Với ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm: X = 1; V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay, v = 1; Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh , Kđ = 1; Ft: tải trọng hướng tâm với: Ft = Ft0 = = 7095 N Ft1 = = 3373 N Þ Cd1 = Q1. = 3,373.= 20,1 < C Þ ổ vị trí 0 thoả mãn điều kiện. Þ Cd0 = Q0. = 7,095.= 42,26 > C Þ Chọn lại ổ ban đầu, ổ đũa trụ ngắn cỡ trung rộng (m = 10/3 ) có khả năng tải C = 46,7 kN, C0 = 34,8 kN, ta có: Þ Cd0 = Q0. = 7,095.= 35.36 < C Þ ổ vị trí 1 thoả mãn điều kiện. Tĩnh theo khả năng tải tĩnh: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr Qt0 = 7,095 < C0 = 34,8 kN; Qt1 = 3,373 < C0 = 17,90 kN; Vậy ta có hai ổ như sau: Ổ bi đỡ 307 và ổ bi đũa trụ ngắn 2607. E.TÍNH BỘ TRUYỀN VÍT ĐAI ỐC – BI: I. KẾT CẤU BỘ TRUYỀN: Bộ truyền vít me – đai ốc bi thường dùng trong chuyển độngchạy dao của máy công cụ NC, CNC và dùng trong các máy công cụ chính như máy mài, máy doa tốc độ và các loại máy khác. Đôi khi còn dùng trong các máy tiện, đầu tổ hợp, dùng trong truyền dẫn di động xà, trụ … và các máy công cụ hạng nặng. Ngoài ra còn dùng ở trong bộ truyền dẫn chính của các loại máy có chuyển động tịnh tiến khứ hồi như máy bào giường, máy chuốt. Các ưu điểm : Khắc phục độ rơ khớp ren, chịu lực kéo với kết cấu đảm bảo độ cứng vững chiều trục cao. Tổn thất do ma sát bé, hiệu suất bộ truyền đạt tới 0,9 so với vít me đai ốc trượt là 0,2 ¸ 0,4. Gần như độc lập hoàn toàn với lực ma sát (biến đổi theo tốc độ), ma sát tĩnh rất bé nên chuyển động êm. Hình 1 : Sơ đồ truyền vít me Hình 2 : Bộ truyền vít me đai ốc lăn (dùng bi) đai ốc lăn (dùng con lăn) Kết cấu bộ truyền vít me – đai ốc bi (hình 1 & 2) gồm vít me 1, đai ốc 2, dòng bi chuyển động trong vít me đai ốc bi 3 và rãnh hồi vật lăn 4 đảm bảo cho tuần hoàn liên tục của vật lăn. Truyền động vít me – đai ốc bi dùng con lăn hiện nay chưa được sử dụng rộng rãi như dùng bi do khó chế tạo , kết cấu cồng kềnh, tổn thất do ma sát lớn và giá thành cao hơn. Nhưng dùng con lăn khả năng tải và khả năng chịu chấn động tốt hơn nhiều. I. Profin ren vít me và đa ốc : Các dạng profin ren của vít me và đai ốc như : Dạng chữ nhật (Hình 3.a), dạng hình thang (3.b), dạng nửa cung tròn và dạng dạng rãnh (dạng cung nhọn). Hình 3 : Các dạng tiết diện ren Dạng profin ren hình chữ nhật và dạng profin ren hình thang có khả năng tải thấp, chỉ dùng khi máy có khả năng chịu tải trọng chiều trục bé và độ cứng vững không cao. Dạng nửa cung tròn (hình 3.c) được dùng phổ biến nhất, bán kính rãnh r2gần bằng bán kính viên bi r1 sẽ giảm tối đa ứng suất tiếp xúc; có thể chọn r1/r2= 0,95 ¸ 0,97. Giá trị r1/r2 lớn sẽ làm tăng tổn thất do ma sát một cách rõ rệt (do có liên quan đến diện tích tiếp xúc lăn). Tại các góc tiếp xúc bé thì bộ truyền có độ cứng vững bé và khả năng tải bé, lực hướng kính sẽ lớn. Do tăng góc tiếp xúc thì khả năng đảo và độ cứng vững truyền động tăng và hạ thấp tổn thất do ma sát vì vậy khe hở đường kính Dd phải chọn để góc tiếp xúc đạt 450 : Dd = 4(r2 – r1)(1 – cosa ). Dạng rãnh cung nhọn (3.d) có nhiều ưu điểm hơn loại cung nửa tròn, nó còn cho phép truyền động không rơ hoặc chọn được độ dôi của đường kính viên bi. Còn ở dạng nửa tròn muốn chọn độ rơ và tạo độ dôi đều dùng thêm đai ốc thứ hai để chỉnh. II. Các phương pháp hồi bi : Có 4 phương pháp. .Rãnh kiểu ống cong, có đầu mút lắp với lỗ đa ốc khoan tiếp tuyền với bề mặt ren (Hình 4), bi tuần hoàn trong ống cong nhỡ : Vít (H – 4.a); thanh ngắn cong (H – 4.b) và miệng ống (H – 4.c). Để dễ dàng chui bi qua ống tuần hoàn thì dọc chiều dài ống đặt 2 hoặc 3 ống đảm bảo dẫn và phân bố bi thành 2 hoặc 3 dòg tuần hoàn kín. Kết cấu này có nhược điểm là : Có đường hướng kính của bộ truyền tăng đáng kể và sẽ không thuận lựi nến điều kiện kết cấu chung không cho phép có sự nhô ra của cụm đai ốc này. Độ bền mòn ở mút ống thấp, kẹp chặt ống không đủ tin cậy. 2.Rãnh hòi bi được thay trực tiếp trong đai ốc. Các mức rãnh liên hệ với ren đai ốc qua lỗ thông, phía trong của rãnh được che bằng thành trong của cốc bao đai ốc (Hình 5) hoặc lắp gắn với đai ốc. Dẫn hướng bi vào lỗ (rãnh) nhờ chỗ giao, nó được gắn hay vặn với đai ốc. Kết cấu này thuận lợi cho ccs máy cần kích thước hướng kính bé (so với kết cấu trước) nhưng phức tạp ché tạo khó đối với vật liệu mềm như đồng thanh, đồng đỏ, thép không tôi và kết cấu này khó kẹp chặt vào đai ốc. Hinh 5 : Hồi bi qua rãnh có ở trong đai ốc. 3.Rãnh hồi bi là lỗ dọc khoan trong đai ốc (nối đầu cuối với ren) là những rãnh được phay trong các mặt đầu của đai ốc. Chỗ giao lỗ (ống) dẫn với rãnh ren được đặt ở mặt đầu (Hình 6). Hình 6 : Hồi bi theo lỗ hướng trục trong đai ốc Ưu điểm : Có độ chặt và tính công nghệ của kết cấu. Nhược điểm : Cần thiết tồn tại trên bộ phận rãnh ngắn chỗ xoay của viên bi, làm cho khả năng phần tách toàn bộ bi khó với một số bi tuần hoàn độc lập. 4.Rãnh hồi bi nối 2 vòng ren kế tiếp, rãnh này ở trong nắp đặc biệt được lắp thành cửa sổ của đai ốc (Hình 7). Hinh 7 : Hồi bi qua rãnh ở lắp. Phương pháp lắp bộ truyền : Kết cấu này phân biệt với các kết cấu khác là ở chỗ là không dùng nối từ chỗ tiếp xúc với bề mặt vít me mà theo hướng từ rãnh của một đường vít trong rãnh đường vít kế tiếp, từ đó các vien bi rơi và lăn qua phần lồi đường ren của vít me. Trong đa số trường hợp thì đai ốc có 3 cửa sổ cách nhau 1200. Các viên bi nhờ đó tuần hoàn thành 3 nhóm độc lập. Các lắp đệm được chế tạo bằng thép tôi, Tiếp xúc hoàn toàn chính xác với các cửa sổ của đai ốc của đai ốc và được lắp lại. Việc lắp bạc, đai ốc và bi nhờ một trục nhẵn (trục đó có lỗ làm chuẩn địng vị) lồng lên cổ trục vít me, sau đó các bộ phận đã chọn được vặn vào vít me (Hình 8) Hình 8 : Phương pháp lắp bộ truyền. –Ưu điểm : Kích thước hướng kính be thường không vượt qúa kích thước bộ truyền vít me đai ốc thông thường (bộ truyền vít me đai ốc trượt) có cùng đường kính vít me, không bị mòn nhanh, độ tin cậy của các chi tiết được ghép cao, chiều dài rãnh hồi bi rất bé. + Các bộ truyền vít me – đai ốc bi thường không dùng rãnh hồi bi : Có thể chia thành 2 nhóm. 1/. Bộ truyền với vít me bé : (Hình 8). Để đơn giản kết cấu và ddamr bảo độ êm cao của chuyền động thì không dùng rãnh hồi bi, phải làm vít me dài đáng kể sao cho vị trí biên vít me thì bi không rơi ra khỏi đai ốc. 2/. Bộ truyền ma sát hành tinh : Nến vít me nhiều mối, thì mỗi tiết diện thẳng góc với trục của nó có phân bố bi với số lượng bằng số mối mối vít me. Dùng lắp vành ôm bi (Như lắp ổ bi) cũng có được bộ truyền không rãnh hồi bi. Ngoài ra còn còn một số kết cấu truyền động ma sát – hành tinh bi hoặc con lăn (như kết cấu hình 9). Hình 9 : Bộ truyền kiểu ma sát hành tinh Với bộ truyền ma sát – hành tinh thiếu sót của bộ truyền này là độ chính xác động học thấp do không có tỷ số truyền cố định vì nó phụ thuộc vào hiện tượng trượt trong các miền tiếp xúc. Do đó bộ truyền này không dùng được trong ccác máy cần di động chính xác. Hãng Technique Intergrale của Pháp đã chế tạo ra bộ truyền vít me – đai ốc con lăn hành tinh có độ chính xác động học cao, ở bộ truyền này tồn tại mối liên kết động học cứng giữa các con lăn và đai ốc. ở bộ truyền ma sát hành tinh, hai đầu con lăn có làm răng, các vành răng này ăn khớp với các vành răng đã cắt ở trên đai ốc. Các con lăn có ren và được định vị trong 2 các rãnh cách, tiếp xúc theo bề mặt ren của của vít me và đai ốc để thực hiện chuyển động hành tinh. III. Phương pháp điều chỉnh độ rơ và độ dôi : ở dạng rãnh profin nửa cung tròn của ren thì các phương pháp khắc phục khe hở và khắc phục độ dôi là do điều chỉnh tương hợp giữa hai đai ốc. Có thể điều chỉnh đai ốc phân bố tương hợp theo 2 khả năng sau : Theo hướng trục ki không biến đổi góc phân bố tương quan của các đai ốc. Theo hướng góc khi cố định phân bố chiều trục tương quan của các đai ốc. Hình 10 : Phương pháp chỉnh khe hở chiều trục. – Có thể tạo ra lực căng bằng cách làm biến dạng bề mặt tiếp xúc của vật lăn, hoặc tạo ra bằng lực ép lò xo. Với các bộ truyền chính xác thì phương pháp thứ nhất có ưư diểm là cho phép tạo ra lực căng (độ dôi) lớn lên đảm bảo độ cứng vững cao hơn. – Phương pháp thứ 2 lực lò xo có liên quan đến momen tác dụng lên vít me do việc chế tạo bộ truyền không chính xác nhưng lại không phải điều chỉnh có chu kỳ (vì Plò xo có giá trị tự điều chỉnh lực ép và giá trị lực ép Pép >0, Pép =Plò xo ). Các giải pháp kết cấu đặc trưng nhất để điều chỉnh khe hở và tạo lực ép căng (tạo độ dôi) sẽ được giới thiệu ở phần sau(Hình 10 – 12). – Điều chỉnh khoảng cách giữa các đai ốc nhờ bộ đệm mỏng 1 (Hình 10–a), kết cấu nàyđơn giản, có thiếu sót là điều chỉnh độ dôi khó. – Một đai ốc di động điều chỉnh, còn một được giữ hướng trục bằng các lò xo (Hình 10–b). Kết cấu này phức tạp và độ cứng vững nhỏ hơn so với kết cấu trên. – Các đai ốc được khớp với các vành răng do các vành răng này có ở bên trong các vành răng của cốc (Hình 10–b). Số răng của các vành răng khác nhau một dơn vị, do đó có thể xoay một đai ốc tương đối với đai ốc kia một góc rất bé. Lực căng sinh ra tác động vào gờ trong của cốc, trong đó các mặt đầu của đai ốc tỳ vào. Cốc, các đai ốc, các viên bi tì lên trục nhẵn đã được lắp trrên ngõng trục của trục vít me, sau đó vặn các bộ phận đã chọn vào vít me (Hình 8). + Ưu điểm của phương pháp này là chỉnh tinh được độ dôi, có độ cứng vững cao do vắng mặt mối ghép bu lông. + Quay một trong hai cốc, dưới tác dụng của lò xo 1 tạo ra sức căng không đổi, giữa các mặt mút của đai ốc lắp ổ kim 2 để có thể dễ dàng xoay đai ốc. +Quay tương đối 1 trong 2 đai ốc, dưới tác dụng của truyền động bi phụ 1 cũng tạo ra sức căng điều chỉnh (Hình 12). Hình 11 : Bộ truyền tự hãm một chiều. Ở dạng ren cung kim cũng tạo ra sức căng do một đai ốc. Độ dôi được thực hiện do các bi có kích thước lớn hơn một ít so với kích thước danh nghĩa. Hình 12 : Bộ truyền tự hãm hai chiều IV. Phương pháp bảo đảm tính tự hãm Truyền động vít me – đai ốc lăn không có đọ dôi sơ bộ cho ta hiệu suất 0,9 ¸ 0,95 và không có tính tự hãm. Khi có độ dôi thì bộ truyền này tự hãm chỉ khi chịu tải trọng chiều trục bé. Do đó khi thiết kế bộ truyền có hàng loạt các vấn đề phát sinh cần thiết cần thiết phòng tự di động của bộ phận động khi ngừng truyền động. Có các giải pháp sau : ở đầu vào có phanh ma sát để hãm momen ms sát. Nếu momen này không lớn lắm thì không đặt phanh. Khi cần thiết có thể đảm bảo ngắt phanh tự động bằng đóng truyền dẫn. Hình 13 : ổ đỡ cơ vít me có cơ cấu phanh hãm. 2. Lắp hai ly hợp siêu việt 2 và 3 (Hình 13) quay phải và quay trái (2 ly hợp siêu việt có tác dụng ngược chiều nhau). Phần vành trong của ly hợp lắp tự do lên ngõng trục vít, momen tác dụng lên ly hợp chỉ truyền được truyền từ vít me chỉ qua các vành 1 và 4 (vành 1 và 4 của ly hợp đươck làm bằng vật liệu chịu ma sát). Lực chiều trục sinh ra từ truyền dẫn do quay vít me, Lực này tác dụng vào vành 1 hoặc 4 tuỳ theo chiều quay (Thí dụ khi quay phải thì tác dụng vào vành 4) tới mặt đầu thành trong của ly hợp, tạo ra chiều quay đã cho của ly hợp. Ly hợp quay ngược lại (quay trái) bị ngắt và vít me vẫn quay theo chiều cũ, khắc phục sự ma sát không lớn giữa đầu vành trong của ly hợp và vành ma sát 1. Nếu ngắt truyền dẫn thì bộ phận di động hướng trục có chuyển vị giật, khi đó vành trong của ly hợp phải bị tách với các mặt đầu nhờ có lực ma sát và ly hợp này được ngắt với chuyển động quay của vít me, do đó ngắt với bộ phận di chuyển. 3. Kết cấu vít me đai ốc hình 11 đảm bảo tính tự hãm truyền động khi có tác dụng của lực chiều trục 1 chiều. Kho đó momen sinh ra từ các đai ốc động có xu hưỡngoay nó và toạ ra sức căng chêm, lực này tác động lên bộ phận động tỷ lệ với tải trọng chiều trục. V. Vật liệu và nhiệt luyện. Các yêu cầu cơ bản đảm bảo độ bền mòn và độ chính xác của bộ truyền như sau : Độ cứng của bề mặt làm việc không nhỏ hơn 60 HRC, khi làm cứng lớp bề mặt thì chiều dày lớp có độ cứng cao phải đủ để chịu ứng suất tiếp xúc. Độ ổn định (về ứng suất nhỏ nhất) bảo đảm để duy trì các kích thước, hình dáng theo thời gian trong suất quá trình gia công. Thoả mãn yêu cầu trên cần chọn các mác thép và chế độ nhiệt luyện vít me đặc biệt để thoả mãn các yêu cầu công nghệ, đặc biệt là vít me dài.Hãng Rotacks dùng hàng trục nhãn thép chế tạo vít me. Vít me có độ chính xác cao (có sai số tích luỹ bước 8 ¸ 10 mm trên 300 mm) được chế tạo từ vật liệu 40C, Ni tơ hoá sâu khoảng 0,4 mm, độ cứng bề mặt 60 HRC. Thành phần hoá học 0,3 ¸ 0,5 %C; 0,1 ¸ 0,35 %Si; 0,4 ¸ 0,8 %Mn; 0,4 %Ni; 2,5 ¸ 3 %Cr; 0,7 ¸ 1,25 %Mo; 0,1 ¸ 0,3 %V; S < 0,05 %; P < 0,05 %. Các vít me có độ chính xác giảm hơn được chế tạo bằng mác thép EN9 (Gần với thép s5) tôi bề mặt hoặc tôi cao tần. Các vít me công dụng đặc biệt được chế tạo từ thép chịu bền mòn có 18 %Cr và 9 %Ni hoặc 13 ¸ 17 %Cr có thêm Titan. Theo kinh nghiệm của Nga, Bộ truyền vít me đai ốc lăn dài 1 m thì dùng mác thép XBG (Cr, W, Mn) tôi thẻ tích đạt 58 ¸ 60 HRC nếu đường kính vít me không vượt quá 50 mm. Nếu dV > 50 mm thì dùng 7XG2BM nếu yêu cầu cao hơn thì dùng 8XB tôi cẩm ứng hoậc thép 20X3MBf có Nitơ hoá. Ở các hãng Presizn Gir Machine với vít me dài 1 m phải Xê men tít và tôi, với vít me dài 2,5 m thì tôi bề mặt công tua ren bằng tôi cao tần 60 HRC. Chọn các mác thép cho đai ốc ít phức tạp cần kích thước đai ốc bé và độ cứng vững không lớn. Dùng thép dụng cụ để chế tạo đai ốc, các mác thép 9XC, yX15, XBG, còn dùng mác thép qeu Xê man tít 18XGT, 12XH3A, 12XH4A. Bộ truyền chia thành 3 nhóm theo điều kiện làm việc. Nhóm 1. Bộ truyền không cần khử độ hở và điều chỉnh độ hở, độ hở luôn theo một hướng cùng chiều với chiều trọng lượng tác dụng lên bộ phận di động, thí dụ truyền dẫn của bộ phận nặng di chuyển đứng như xà ngang của máy doa toạ độ, máy bào giường, máy phay giường, máy tiện đứng… Nhóm 2. Bộ truyền không cho phép có khe hở nhưng yêu cầu cầu độ cứng vững chiều trục không lớn. Phải lắp và điều chỉnh sức căng sơ bộ không lớn. Giá trị này được xác định từ điều kiện chịu lực chiều trục không lớn, thí dụ như bộ truyền ở máy doa toạ độ di động bộ phận nó đặc trưng ma sát ở đường hướng không lớn (như đường hướng lăn) hoặc opử máy mài toạ độ, máy điều chỉnh chương trình di động vị trí… Nhóm 3. Bộ truyền không cho phép có khe hở, yêu cầu độ cứng vững chiều trục cao.Phải lắp có độ dôi, giá trị lực ép căng sơ bộ được tính theo độ cứng vững chiều trục. Chương 2 : Các thông số cơ bản và tiêu chuẩn hoá bộ truyền vít me đai ốc lăn Gam kích thớc của bộ truyền và dạng profin ren vít me và đai ốc thuộc tiêu chuẩn hoá H23-7 (Bảng 1.h14). d0 T d1 r1 r2 r3 r4 dKB dHB dK2 dB2 C1=C2 20 25 30 30 35 35 40 40 45 45 50 50 60 60 70 70 80 80 90 90 100 100 4 5 6 10 6 10 6 10 8 12 8 12 8 12 10 16 10 16 12 20 12 20 2,5 3,0 3,5 6,0 3,5 6,0 3,5 6,0 5,0 7,0 5,0 7,0 5,0 7,0 6,0 10,0 6,0 10,0 7,0 12,0 7,0 12,0 1,25 1,5 1,75 3,0 1,75 3,0 1,75 3,0 2,5 3,5 2,5 3,5 2,5 3,5 3,0 5,0 3,0 5,0 3,5 6,0 3,5 6,0 1,30 1,56 1,82 3,12 1,82 3,12 2,60 3,64 2,60 3,64 2,60 3,64 3,12 5,20 3,12 5,20 3,64 6,24 3,64 6,24 3,64 6,24 0,25 0,3 0,4 0,6 0,4 0,6 0,4 0,6 0,5 0,7 0,5 0,7 0,5 0,7 0,6 1,0 0,6 1,0 0,7 1,2 0,7 1,2 0,2 0,2 0,3 0,4 0,3 0,4 0,3 0,4 0,4 0,5 0,4 0,5 0,4 0,5 0,4 0,7 0,4 0,7 0,5 0,9 0,5 0,9 18,23 22,88 27,53 25,76 32,53 30,76 37,53 35,76 41,46 40,05 46,46 45,05 56,46 55,05 64,76 62,93 75,76 72,93 85,05 81,52 95,05 91,52 19,3 24,2 29,0 28,2 34,0 33,2 39,0 38,2 43,5 42,9 48,5 47,9 58,5 57,9 58,2 67,0 78,2 77,0 87,9 86,4 97,9 96,4 21,77 27,12 32,47 34,24 37,47 39,24 42,47 44,25 48,54 49,95 53,54 54,95 63,54 64,95 74,24 77,02 84,24 87,07 94,95 98,48 104,95 108,48 20,3 25,4 30,5 30,9 35,5 35,9 40,5 40,9 45,7 46,0 50,7 51,0 60,7 61,0 70,9 71,5 80,9 81,5 91,0 91,8 101,0 101,8 0,035 0,042 0,049 0,085 0,049 0,085 0,049 0,085 0,070 0,099 0,070 0,099 0,070 0,099 0,085 0,140 0,085 0,140 0,099 0,170 0,099 0,170 Chỉ tiêu chủ yếu đối với truyền động vít bi là độ bền và ổn định. Thiết kế truyền động vít bi tiến hành theo các bước sau: a. Sơ đồ xđ khe hở hướng tâm b. Sơ đồ xđ khả năng tải Hình 12: Sơ đồ các thông số của bộ truyền vít me đai ốc bi CHỌN VẬT LIỆU LÀM VÍT VÀ ĐAI ỐC: Chọn vật liệu của vít và đai ốc được dựa vào công dụng của bộ truyền, điều kiện làm việc và phương pháp gia công ren. Vật liệu chế tạo vít me và đai ốc phải đáp ứng những yêu cầu sau đây: Độ cứng bề mặt không thấp hơn 60 HRC. Ổn định về kích thước và hình dáng theo thời gian. Ta nên chọn 40X thấm Nitơ đạt độ rắn bề mặt 55…67 HRC, có sb = 850 MPa và sch = 550 MPa. XÁC ĐỊNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRONG d1 CỦA REN THEO ĐỘ BỀN KÉO ( HOẶC NÉN): Theo công thức 8.19 TKHDĐCK I, ta có: d1 ³³ = 9.5 mm chọn theo máy đã nghiên cứu d1 = 40 mm. Trong đó: Fa: lực dọc [N], lực dọc được xác định dựa vào lực cắt và khối lượng của bàn máy( ta tính với vít me chịu tải trọng lớn nhất , trục z, chiều nâng của bàn máy), chọn Fa = 10000 N. [sK] = [sN] = sch/3 với sch – giới hạn chảy của vật liệu, [sK] = sch/3 = 550/3 [MPa] CHỌN CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN: (Các thông số của bộ truyền được chọn theo kích thước của bộ vít me tiêu chuẩn) Đường kính bi db = (0,08 ¸ 0,15) d1 [mm] Þ db = 0,15.40 = 6 mm. Chọn theo tiêu chuẩn db = 6 mm. (rb = 3 mm) Bước vít p = db + (1 ¸ 5) mm. Bán kính rãnh lăn rl , rl = 3,64 mm Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi. c = = = 0.453 mm. Trong đó: b - góc tiếp xúc, nên chọn khe hở hướng tâm sao cho b = 450 như thế độ cứng dọc và khả năng tải của vít tăng. Đường kính vòng chia qua tâm bi: Dtb = d1 + 2(rl – c) = 40 + 2(3,64 – 0,453) = 46,37 mm Đường kính trong của đai ốc: D1 = Dtb + 2(rl - c) = 46,37 + 2(1,84 – 0,06) = 52,75 mm. Chiều sâu của prôfin ren: h1 = (0,3…0,35)db Đường kính ngoài của vít và đai ốc: d = d1 + 2h1; D = D – 2h1 Góc vít g = arctg p/(pDtb) Số vòng ren làm việc theo chiều cao đai ốc không nên quá 2¸2,5 vòng, nếu không sẽ làm tăng sự phân bố không đều tải trọng cho các vòng ren. Số bi trên các vòng ren làm việc: Zb = == 59,7 = 60. Xác định khe hở hướng tâm: D = D1 – (2.db + d1) = (Trường hợp không quy định điều kiện kỹ thuật thì nên chọn D = 0,03 …0.12 mm.) Khe hở tương đối: c = D/d1 = Góc ma sát thay thế: j1 = arctg[2.f1/(d1.sinb)] = Trong đó: f1 = 0,004…0,006 – hệ số ma sát thay thế. Hiệu suất khi biến chuyển động quay thành tịnh tiến: h = tgg/tg(g + j1) Mômen quay đai ốc: T = Fa.Dtbtg(g + jt)/2 Bảng thông số các bộ truyền: d0 T D1 r1 R2 R4 dkb dhb dk2 db2 db2 C1 = C2 40 10 6.0 3.0 3.64 0.6 0.4 35.76 38.2 44.25 40.9 0.085 TÍNH KIỂM NGHIỆM VỀ ĐỘ BỀN: Tải trọng riêng dọc trục được xác định theo công thức: qa = = = 5.7 Trong đó: l: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi. Từ khe hở tương đối đã chọn và tải trọng riêng dọc trục qa theo đồ thị trên hình 8.10 TKHDĐCK I để xác định ứng suất lớn nhất lớn nhất smax > [smax]. Ta tiến hành chọn lại vật liệu 35XM (sb = 1600MPa và sch = 1400 MPa ) ta tiến hành thiết kế và kiểm nghiệm lại, ta có smax = 2200 MPa < [smax] = (2.8 …3) sch = 3920 MPa Þ Thoả mãn điều kiện bền.