Thiết kế máy cắt vải trong dây chuyền sản xuất lốp ô tô

ố quá tải kqt= do đó ta cần kiểm nghieemj ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc khi quá tải Ta có công thức: s txqt= s tx ´ Trong đó:                                          Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh nhỏ: [s ]txqt1= 2,5 ´ [N0tx1] = 2,5 ´ 2,6 ´ 180 = 1170 (N/mm2) Ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh lớn: [s ]txqt2= 2,5 ´ [N0tx2] = 2,5 ´ 2,6 ´ 140 = 910 (N/mm2) s txqt< [s ]txqt1 s txqt< [s ]txqt2 Thoả mản điều kiện Ưng suất uốn quá tải: Bánh nho: s uqt1= s u1´ kqt <[s ]uqt Trong đó: [s] uqt1 = 0,8 ´ s ch = 0,8 ´ 290 = 232 (N/mm2) Suy ra: [s uqt1] = 32,5 ´ 1,3 = 42,25 (N/mm2) <[s ]uqt1 Bánh lớn: s uqt2= s u2´ kqt <[s ]uqt Trong đó: [s] uqt2 = 0,8 ´ s ch = 0,8 ´ 240 = 192 (N/mm2) Suy ra: [s uqt2] = 25,25 ´ 1,3 = 32,825 (N/mm2) <[s ]uqt2 - Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng : Theo các tính toán trên và dựa vào bảng (3-2),(3-5) TKCTM và quan hệ hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng của răng trụ dịch chuyển không ăn khớp người ta xây dựng các thông số hình học như sau: Mô đun m = 2(mm) Số răng Z1 = 28 , Z2 = 126 Góc ăn khớp a = 200 Đường kính vòng chia dc1= m ´ Z1 = 2 ´ 28 = 56(mm) dc2= m ´ Z2 = 2 ´ 126 = 152(mm) Đường kính vòng lăn dc1= d1 , dc2= d2 Khoảng cách trục A = Chiều rộng bánh răng b = 60 (mm) Đường kính vòng chân răng: Di1= dc1- 2,5 ´ m= 112- 2,5 ´ 2 = 54,4(mm) Di2= dc2- 2,5 ´ m= 336- 2,5 ´ 2 = 247,4(mm) Đường kính vòngđỉnh răng: De1= dc1+ 2 ´ m = 112 + 2´ 2 = 60(mm) De2= de2+ 2 ´ m = 336 + 2´ 2 = 256 (mm) Tính lực tác dụng lên bánh răng Khi bộ truyền làm việc các răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn chịu lực pháp tuyến pn vuông góc với bề mặt răng, do đó đi qua tâm ăn khớp. Để thuận tiện cho việc tính toán ta dời lực pr về tâm ăn khớp và phân ra các lực thành phần: lực vòng , lực hướng tâm, lực dọc trục P1= Với Mx = 9,55.106.N/n= Lực vòng p tác dụng lên bánh dẫn theo chiều ngược với vận tốc còn bánh bị dẫn thì cùng chiều P = p1’ =p2’ = Lưc hướng tâm: Pr = pr1’=pr2’= p ´ tg(a ) = 4892 ´ tg(200) = 440 (N) Lực dọc trục : pa = 0 6.1.5 Thiêt kế trục và then: Việc tính toán thiết kế trục thường theo các bước sau: Chọn vật liệu chế tạo trục: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C35 vì trục chịu tải không lớn lắm. Có các cơ tính của thép như sau : sb = 520 [N /mm2] sch = 270 [N /mm2] HB = 170 Tính đường kính sơ bộ của các trục : Ban đầu do ta chưa biết được các kích thước thành phần chủ yếu của các trục như độ dài các đoạn trục và đường kính của nó. Để xác định đường kính sơ bộ của trục thì ta dùng công thức tính sơ bộ chỉ xét đến lực tác động của mômen xoắn dựa vào công thức 7-1[2] hay 7-2 [2] như sau : d ³ [mm] hoặc d ³ C. [mm] Trong đó : d : Đường kính trục [mm] n : Số vòng quay trong 1 phút của trục [v/ph] [t]x : Ứng suất xoắn cho phép [N /mm2] N : Công suất truyền [Kw] M : Mômen xoắn [Nmm] C : Hệ số tính toán phụ thuộc [t]x Ta chọn đường kính sơ bộ như sau : + Trục I: d1 ³ C . = 125. = 13,396 (mm) + Trục II: d2 ³ C . = 125. = 17,74 (mm) + Trục III: d3 ³ C . = 125. = 22,07 (mm) Tính gần đúng đường kính của các trục : Bước tính gần đúng có xét đồng thời cả mômen uốn lẫn mômen xoắn đã biết, ta chỉ cần tính mômen uốn và dựa vào các bước sau : + Định các kích thước chiều dài của trục + Dựa vào các số liệu đã tính được như L, A, b.. + Vẽ sơ đồ hộp giảm tốc. Hình vẽ 3-16 sau: Hình 6.2 : Kết cấu sơ bộ của hộp giảm tốc n1 Pa1 Pr1 P2 Pa2 n2 P3 P1 Pr2 Pr3 n3 P4 Pr4 Hình 6.3 : Mô hình phân tích lực Trước khi tính trục, ta cần xác định lực vòng Pk, lực này xuất hiện do tải trọng phân bố không đều trên các chốt của khớp nối (ta chọn khớp nối là khớp nối trục đàn hồi) Sở dĩ ta chọn khớp nối trục đàn hồi là do nó có các ưu điểm sau : + Giảm va đập và chấn động. + Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra. + Bù lai độ lệch trục. Việc chọn khớp nối dựa vào mômen tính được theo công thức sau : Mt = K . Mk ( Công thức 9-1[2] ) (Nmm) Trong đó : Mt : mômen xoắn tính (Nmm) Mx = 11754(N.mm) mômen xoắn danh nghĩa (Nmm) K = 1,3 hệ số tải trọng ( Bảng 9-1[2] ) Vậy Mt = 1,3 . 11754 = 15280 (Nmm) Mặt khác ta cũng phải dựa vào trục động cơ để chọn khớp. Động cơ ta tính và chọn cho băng tải là loại động cơ điện xoay chiều 3 pha A0C2 -22-4 đường kính trục của động cơ d = 26 (mm) Tra bảng 9-11[2] ta chọn khớp nối như sau : D = 120 (mm) : Đường kính ngoài của khớp nối d = 26 (mm) : Đường kính trục của động cơ Z = 4 (chốt) : Số chốt nối D0 = 90 (mm) : Đường kính vòng tròn qua tâm chốt d0 = 26 (mm) : Đường kính lổ lắp chốt bọc vòng đàn hồi l = 65 (mm) : Chiều dài một bên chốt dc = 14 (mm) : Đường kính chốt lv = 28 (mm) : Chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi lc = 33 (mm) : Chiều dài chốt [s] d : ứng suất cho phép Lực vòng Pk có phương tiếp tuyến với vòng tròn qua tâm các chốt. Có chiều gây ra bất lợi nhất cho khả năng chịu uốn của trục. Trị số của Pk được tính như sau : Pk = = = 261 (N ) ( Công thức 3-49[2] * Kiêm tra sức bền dập của vòng đàn hồi : Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi làm bằng cao su được tính theo công thức 9-22[2]: s d = = = 0,24 (N/mm2) Vậy sd < [s]d = 2 ¸ 3 (N / mm2) thoả mãn điều * Kiểm tra sức bền uốn của chốt : Điều kiện về sức bền cuỉa chót làm bằng thép được tính theo công thức 9-23[2] : su = = = 5,13 (N / mm2) Vậy s u < [s]u = 40 ¸ 60 (N / mm2) thả điều kiện Sau khi chọn được khớp nối ta xác định các kích thước chiều dài trục, kích thước này do các chi tiết lắp trên nó quyết định. Ta vẽ sơ đồ phát thảo kết cấu hộp giảm tốc. Các số liệu để vẽ là khoảng cách trục A, chiều dài nón L, bề rộng bánh răng b, chiều rộng ổ B và các kích thước khác theo kinh nghiệm thiết kế được dựa vào bảng 7-1[2] từ đó ta chọn như sau : Khoảng cách từ mặt cạnh đến các chi tiết quay đến thành trong của hộp = 10 (mm) Bề rộng của ổ lăn chọn sơ bộ theo kích thước trục B = 16 (mm) Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục bánh răng nhỏ : L = 3.d = 45 (mm) Khe hở giữa các bánh răng ta chọn 10 (mm) Hình 6.4: Biểu đồ mômen của trục I Theo giả thiết ở trên ta có được chiều dài của các kích thước cơ bản của trục như sau : l = 81 (mm) a = 65 (mm) b = 60 (mm) Lực vòng P1 = 533 (N) Lực hướng tâm Pr1 = 179 (N) Lực dọc trục Pa1 = 74 (N) Đường kính trung bình dtb1 = 44,1 (mm) Mômen xoắn Mx = 11754 (N.mm) Lực vòng khớp nối Pk = 261 (N) * Tính phản lực tại các gối : Ta xác định tại hai gối tựa A và B. Do các lực gây ra trên mặt phẳng YOZ : S mAY = -Pk.l + RBY .a-Pr1(a+b)-Pa1 = 0 RBY = = = 695 (N) Ta lại có : RAY + RBY + Pk - Pr1 = 0 RAY = Pr1 - RBY- Pk = 179- 695 - 261 = - 777 (N) Ta xác định phản lực tại hai gối tựa A và B. Do các lực gây ra trên mặt phẳng XOZ: S mAX = - RBX.a - P1(a+b) = 0 RBX = = = 1025 (N) Và ta có : RAX - RBX + P1 = 0 RAX = RBX - P1 = 1025 - 533 = 492 (N) Như vậy ta có được phản lực tại các gối đỡ là : RAX = 492 (N) RAY = 777 (N) RBX = 1025 (N) RBY = 695 (N) Ta tiến hành vẽ biểu đồ mômen dựa theo 4 mà ta có được biểu đồ mômen MUX, MUY, từ đó ta có được mômen tại các tiết diện nguy hiểm : Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm : Tại tiết diện II - II : Ta có : MUX = 34659 (N.mm) MUY = 48064 (N.mm) MX = 11754 (N.mm) Từ đó ta tính tổng mômen uốn tại tiết diện II-II như sau : Mu = Mu = = 59257 (N.mm) Tính đường kính trục ở tiết diện II-II theo (công thức 7-3[2]) như sau : dII-II ³ (mm) Trong đó Mtđ = Mtđ = = 60411,49 (N.mm) [s] : gọi là ứng suất cho phép, được (tra bảng 7-2[2]) ta có : [s] = 50 (N.mm) Vậy ta tính được đường kính trục tại tiết diện II-II là : dII-II ³ = 22,947 (mm) Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện II-II là dII-II = 30 (mm) Tại tiết diện I-I : Ta có : MUX = 0 MUY = 21141 (N.mm) MX = 11754 (N.mm) Từ đó ta tính tổng mômen uốn tại tiết diện I-I : Mu = Mu = = 21141 (N.mm) Tính đường kính trục ở tiết diện I-I theo (công thức 7-3[2]) như sau : dI-I ³ (mm) Trong đó Mtđ = Mtđ = = 24188,8 (N.mm) [s] : gọi là ứng suất cho phép, được (tra bảng 7-2[2]) ta có : [s] = 50 (N.mm) Vậy ta tính được đường kính trục tại tiết diện I-I là : dI-I ³ = 17 (mm) Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện I-I là dI-I = 30 (mm) Tính trục II: Theo giả thiết ở trên ta có được chiều dài của các kích thước cơ bản của trục như sau: a = 52 (mm) b = 41 (mm) c = 50 (mm) Lực vòng bánh răng nón P2 = 533 (N) Lực hướng tâm bánh răng nón Pr2 = 179 (N) Lực dọc trục bánh răng nón Pa2 = 74 (N) Đường kính trung bình dtb2 = 109 (N) Mômen xoắn Mx = 27316,2 (N.mm) Lực vòng vòng bánh răng trụ P3 = 700,42 (N) Lực hướng tâm bánh răng tru Pr3 = 254,93 (N) Đường kính vòng chia D3 = 78 (mm) Hình 6.5 : Biều đồ mômen của trục II Tính phản lực tại các gối : Ta xác định tại hai gối tựa C và D. Do các lực gây ra trên mặt phẳng YOZ: S mCY = -Pr2a-Pa2-Pr3 (a+b)+ PDY(a+b+c)-Pa3 = 0 RDY = = = 408,7 (N) Ta lại có : RCY + RDY + Pr2 - Pr3 = 0 RCY = Pr3 - RDY- Pr2 = 254,93-408,8-74 = - 227,87 (N) Ta xác định phản lực tại hai gối tựa C và D Do các lực gây ra trên mặt phẳng XOZ: S mCX = R2.a + P3(a+b) - RDX.(a+b+c) = 0 RDX = = = 649 (N) Và ta có : RCX + RDX - P2 - P3 = 0 RCX = -RDX + P2 + P3= -649+ 533+ 700,42 = 584,42 (N) Như vậy ta có được phản lực tại các gối đỡ là : RCX = 584,4 (N) RCY = 227,87 (N) RDX = 649 (N) RDY = 408,8 (N) Ta tiến hành vẽ biểu đồ mômen dựa theo 4 mà ta có được biểu đồ mômen MUX, MUY, từ đó ta có được mômen tại các tiết diện nguy hiểm : * Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm : Tại tiết diện II - II : Ta có : MUX = 28270 (N.mm) MUY = 44792 (N.mm) MX = 27316 (N.mm) Từ đó ta tính tổng mômen uốn tại tiết diện II-II như sau : Mu = Mu = = 52967 (N.mm) Tính đường kính trục ở tiết diện II-II theo (công thức 7-3[2]) như sau : dII-II ³ Trong đó: Mtđ = Mtđ = = 59595,8 (N.mm) [s] : gọi là ứng suất cho phép, được tra bảng 7-2[2] ta có : [s] = 50 (N.mm) Vậy ta tính được đường kính trục tại tiết diện II-II là : dII-II ³ = 22,8 (mm) Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện II-II là dII-II = 30 (mm) Tại tiết diện I-I : Ta có : MUX = 39140 (N.mm) MUY = 68537 (N.mm) MX = 27316 (N.mm) Từ đó ta tính tổng mômen uốn tại tiết diện I-I : Mu = Mu = = 78925,6 (N.mm Tính đường kính trục ở tiết diện I-I theo công thức 7-3[2] như sau : dI-I ³ (mm) Trong đó Mtđ = Mtđ = = 83519 (N.mm) [s] : gọi là ứng suất cho phép, được (tra bảng 7-2[2]) ta có : [s] = 50 (N.mm) Vậy ta tính được đường kính trục tại tiết diện I-I là : dI-I ³ = 25,56 (mm) Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện I-I là: dI-I = 30 (mm) Tính trục III : Theo giả thiết ở trên ta có được chiều dài của các kích thước cơ bản của trục như sau: a = 94 (mm) b = 51 (mm) c = 65 (mm) Lực vòng bánh xích RX = 620 (N) Lực hướng tâm bánh răng trụ Pr4 = 254,93 (N) Lực vòng bánh răng trụ P4 = 700,42 (N) Đường kính vòng chia dX1 = 164 (N) Mômen xoắn Mx = 27316,2 (N.mm) * Tính phản lực tại các gối : Ta xác định tại hai gối tựa E và F. Do các lực gây ra trên mặt phẳng YOZ : S mEY = Pr4.a + RFY.(a+b)+RX.(a+b+c) = 0 RFY = = = -1063,2 (N) Hình 6.6 : Biểu đồ nội lực của trục III Ta lại có : REY + RFY + RX + Pr4 = 0 REY = - RFY- Pr4 - RX = 1063,2-254,93-620 = 188 (N) Ta xác định phản lực tại hai gối tựa E và F. Do các lực gây ra trên mặt phẳng XOZ: S mEX = P4.a + RFX(a+b) = 0 RFX = = = 1025 (N) Và ta có : RAX - RBX + P1 = 0 RAX = RBX - P1 = 1025 - 533 = 492 (N) Như vậy ta có được phản lực tại các gối đỡ là : REX = 492 (N) REY = 777 (N) RFX = 1025 (N) RFY = 695 (N) Ta tiến hành vẽ biểu đồ mômen dựa theo 4 mà ta có được biểu đồ mômen MUX, MUY, từ đó ta có được mômen tại các tiết diện nguy hiểm : * Tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm : Tại tiết diện II - II : Ta có : MUX = 31346 (N.mm) MUY = 13673 (N.mm) MX = 54892 (N.mm) Từ đó ta tính tổng mômen uốn tại tiết diện II-II như sau : Mu = Mu = = 34198,6 (N.mm) Tính đường kính trục ở tiết diện II-II theo( công thức 7-3[2]) như sau : dII-II ³ (mm) Trong đó Mtđ = Mtđ = = 57260 (N.mm) [s] : gọi là ứng suất cho phép, được (tra bảng 7-2[2]) ta có : [s] = 50 (N.mm) Vậy ta tính được đường kính trục tại tiết diện II-II là : dII-II ³ = 22,5 (mm) Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện II-II là dII-II = 35 (mm) Tại tiết diện I-I : Ta có : MUX = 0 MUY = 125475(N.mm) MX = 54892 (N.mm) Từ đó ta tính tổng mômen uốn tại tiết diện I-I : Mu = Mu = = 125475 (N.mm) Tính đường kính trục ở tiết diện II-II theo (công thức 7-3[2]) như sau : dI-I ³ (mm) Trong đó: Mtđ = Mtđ = = 133616 (N.mm) [s] : gọi là ứng suất cho phép, được (tra bảng 7-2[2]) ta có : [s] = 50 (N.mm) Vậy ta tính được đường kính trục tại tiết diện I-I là : dI-I ³ = 30 (mm) Vậy ta chọn đường kính trục tại tiết diện II-II là : dI-I = 35 (mm) * Tính chính xác đường kính trục : Bước tính chính xác trục ta phải xét ảnh hưởng của 1 số yếu tố quan trọng đến sức bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ, ứng suất tập trung, ứng suất tiếp và các yếu tố kích thước. Vì vậy muốn tính chính xác trục thì ta cần phải vẽ cấu tạo cụ thể của trục (có đầy đủ góc lượn, rãnh then, độ nhặn bề mặt ...). Chọn then theo TCVN 150- 64 ở bảng (7-23)[2]. Từ dó ta chọn then cho các trục rồi tính chính xác trục Chọn then : Sơ đồ thể hiện then : Hình 6.7 : Sơ đồ mặt cắt của then Trục I: Then giữa trục và khớp nối b = 8 mm; h = 7 mm; t = 4; t1 = 3,1; k = 3,5 Then giữa trục và bánh răng b = 8 mm ; h = 7 mm ; t = 4 ; t1 = 3,1 ; k = 3,5 Trục II: Then giữa trục và bánh răng b = 10 mm; h = 8 mm; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,2 Trục III: Then giữa trục và bánh răng b =12 mm; h = 8 mm; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,2 Then giữa trục và bánh xích b = 8 mm ; h = 7 mm ; t = 4 ; t1 = 3,1 ; k = 3,5 Tính chính xác trục I: + Tại tiết diện I-I: Tính chính xác trục I, dựa trên hệ số an toàn theo công thức sau: (Công thức 7-5 trang 120[2]) Trong đó ns : hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp, được xác định như sau: (Công thức 7-6 trang 120[2]) Với nt : Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp và được tính theo công thức sau: (Công thức 7-7 trang 120[2]) Do bộ truyền quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng nên: s a = s max = -s min = Mu / W s m = 0 Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động : t a = t m = t max / 2 = Trong đó: W0 = = = 964,2 mm3 W = = = 482 mm3 Vậy ta có : N /mm2 Giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ của trục : s -1 = 0,45. s b = 0,45.520 = 234 N/mm2 t-1 = 0,25. s b = 0,25.520 = 130 N/mm2 Ys va Yt là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến ứng suất mỏi. Đối với thép Cacbon trung bình Ys = 0,1va Yt = 0,05 b = 1 : Hệ số tăng bền es, et : Hệ số kích thước es = 0,86; et = 0,75 (Bảng 7-4 trang 123 [2]) Ks , Kt: hệ số trung bình ứng suất thực tế khi còn uốn và xoắn Ks = 1,63; Kt = 1,5 (dựa vào bảng 7-8[2]) Khi đó ta có được tỉ số : Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3, áp suất trên bề mặt lấy @ 30N /mm2, tra bảng 7-10[2] ta có : Thay các giá trị vào ta có 10,93 3,96 Trong điều kiện làm việc bình thường lấy n = (1,5¸2,5) n > [n] = 1,5 ¸ 2,5 thỏa điều kiện Tính chính xác trục II: + Tại tiết diện II-II: Tính chính xác trục II, dựa trên hệ số an toàn theo công thức sau: (Công thức 7-5 trang 120 [2]) Trong đó ns : hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp, được xác định như sau: (Công thức 7-6 trang 120 [2]) Với nt : Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp và được tính theo công thức sau: (Công thức 7-7 trang 120 [2]) Do bộ truyền quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng nên: s a = s max = -s min = Mu / W s m = 0 Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động : t a = t m = t max / 2 = Trong đó : W0 = = = 2326 mm3 W = = = 1163 mm3 Vậy ta có : N /mm2 Giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ của trục : s -1 = 0,45. s b = 0,45.520 = 234 N/mm2 t-1 = 0,25. s b = 0,25.520 = 130 N/mm2 Ys va Yt là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến ứng suất mỏi. Đối với thép Cacbon trung bình Ys = 0,1va Yt = 0,05 b = 1 : Hệ số tăng bền es, et : Hệ số kích thước es = 0,86; et = 0,75 (Bảng 7-4 trang 123[2]) Ks , Kt: hệ số trung bình ứng suất thực tế khi còn uốn và xoắn Ks = 1,63; Kt = 1,5 (dựa vào bảng 7-8 [2]) Khi đó ta có được tỉ số : Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3, áp suất trên bề mặt lấy @ 30 N /mm2, tra bảng 7-10[2] ta có : Thay các giá trị vào ta có 11,36 3,86 Trong điều kiện làm việc bình thường lấy n = (1,5¸2,5) n > [n] = 1,5 ¸ 2,5 thỏa điều kiện Tính chính xác trục III: + Tại tiết diện I-I: Tính chính xác trục I, dựa trên hệ số an toàn theo công thức sau: (Công thức 7-5 trang 120 [2]) Trong đó ns : hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp, được xác định như sau: (Công thức 7-6 trang 120 [2]) Với nt : Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp và được tính theo công thức sau: (Công thức 7-7 trang 120 [2]) Do bộ truyền quay 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng nên: t a = t max = t min = Mu / W t m = 0 Ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động : t a = t m = t max / 2 = Trong đó : W0 = = = 2235 mm3 W = = = 1117,7 mm3 Vậy ta có : N /mm2 Giới hạn mỏi uốn và xoắn đối với chu kỳ của trục : s -1 = 0,45. s b = 0,45.520 = 234 N/mm2 t-1 = 0,25. s b = 0,25.520 = 130 N/mm2 Ys va Yt là hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến ứng suất mỏi. Đối với thép Cacbon trung bình Ys = 0,1va Yt = 0,05 b = 1 : Hệ số tăng bền es, et : Hệ số kích thước es = 0,86; et = 0,75 (Bảng 7-4 trang 123[2]) Ks , Kt: hệ số trung bình ứng suất thực tế khi còn uốn và xoắn Ks = 1,63; Kt = 1,5 (dựa vào bảng 7-8 [2]) Khi đó ta có được tỉ số : Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp T3, áp suất trên bề mặt lấy @ 30 N /mm2, tra bảng 7-10[2] ta có : Thay các giá trị vào ta có 5,42 4,05 Trong điều kiện làm việc bình thường lấy n = (1,5¸2,5) n > [n] = 1,5 ¸ 2,5 thỏa điều kiện. Tính then trên trục I: Kiểm nghiệm sức bền dập của then ( công thức 7-11 trang 139[2]) Tra bảng 7-20 trang 142 [2] có: [s]d = 100 N/mm2: ứng suất dập cho phép của then. Trong đó : MX : mômen xoắn trên trục truyền (N.mm) d : đường kính trục chọn (mm) l : chiều dài then (mm) b : bề rộng then (mm) k : biểu thị phần then lắp trong rảnh của trục (mm) Thay các số liệu đã được chọn ta có : l = = 2,23 mm Lắp bánh răng lên trục Chiều dài then trục và khớp l1 = 0,8 lkhớp = 0,8.65 = 52 mm Chiều dài then trục và bánh răng l2 = 0,8.lbn = 0,8 . 21= 16,8 mm Kiểm tra sức bền cắt của then trục và khớp nối [công thức 7-12 trang 139[2] Tra (bảng 7-21 trang 142 [2]) có [t]c = 87 N/mm2 (thỏa điều kiện) Kiểm tra về điều kiện bền cắt của then trục và bánh răng (công thức 7-12 trang 139[2]) Tra bảng 7-21 trang 142 [2] có: [t]c = 87 N/ mm2 tc < [t]c : Thỏa điều kiện bền cắt. Tính then trên trục II: Kiểm nghiệm sức bền dập của then ( công thức 7-11 trang 139[2]) Tra (bảng 7-20 trang 142 [2] ) có: [s]d = 100 N/mm2: ứng suất dập cho phép của then. Trong đó : MX : mômen xoắn trên trục truyền (N.mm) d : đường kính trục chọn (mm) l : chiều dài then (mm) b : bề rộng then (mm) k : biểu thị phần then lắp trong rảnh của trục (mm) Thay các số liệu đã được chọn ta có : l = = 4,33 (mm) Lắp bánh răng lên trục Chiều dài then trục và khớp l1 = 0,8 lkhớp = 0,8.41 = 3 (mm) Chiều dài then trục và bánh răng l2 = 0,8.lbn = 0,8 . 21= 16,8 (mm) Kiểm tra sức bền cắt của then trục và khớp nối [công thức 7-12 trang 139 [2] (N/mm2) Tra (bảng 7-21 trang 142 [2]) có [t]c = 87 (N/mm2) (thỏa điều kiện) Kiểm tra về điều kiện bền cắt của then trục và bánh răng [công thức 7-12 trang 139[2] Tra bảng 7-21 trang 142 sách TKCTM có: [t]c = 87 N/ mm2 tc < [t]c thỏa điều kiện bền cắt. Tính then trên trục I: Kiểm nghiệm sức bền dập của then [ công thức 7-11 trang 139 sách TKCTM] Tra bảng 7-20 trang [2] có: [s]d = 100 N/mm2: ứng suất dập cho phép của then. Trong đó : MX : mômen xoắn trên trục truyền (N.mm) d : đường kính trục chọn (mm) l : chiều dài then (mm) b : bề rộng then (mm) k : biểu thị phần then lắp trong rảnh của trục(mm). Thay các số liệu đã được chọn ta có : l = = 3,72 mm Lắp bánh răng lên trục Chiều dài then trục và bánh xích l1 = 0,8 lxích = 0,8.30 = 24 mm Chiều dài then trục và bánh răng l2 = 0,8.lbn = 0,8 . 40 = 32 mm Kiểm tra sức bền cắt của then trục và khớp nối [công thức 7-12 trang 139 [2] Tra bảng 7-21 trang 142 sách TKCTM có [t]c = 87 N/mm2 (thỏa điều kiện) Kiểm tra về điều kiện bền cắt của then trục và bánh răng (công thức 7-12 trang 139 [2]) Tra bảng 7-21 trang 142 [2] có: [t]c = 87 N/ mm2 tc < [t]c thỏa điều kiện bền cắt. e).Thiết kế gối đỡ trục: Chọn ổ cho trục I: Vì trục có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ đỡ chặn, ký hiệu 36000 có góc b = 16o, bố trí như hình 5-10 sau : Pa1 RA RB SA SB Hình6.6 Hệ số khả năng làm việc tính theo (công thức 8-1 trang 158 [2]) C = Q.(n.h)0,3 Cbảng Ở đây : h : thời gian phục vụ (h) n : số vòng quay của ổ (v/h) Q : tải trọng tương đương (daN) Tải trọng tương đương được tính theo (công thức 8-6 trang 159 [2]) Qtđ = (kV.R+m.At).Kn.Kt (daN) Trong đó : m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. Theo bảng 8-2 trang 161 [2], ta chọn m = 1,5 kt : hệ số tải trọng động. Theo bảng 8-3[2], ta chọn kt = 1 (va đập nhẹ ) kv : hệ số xét đến vòng nào của ổ là ổ quay. Theo bảng 8-5, chọn kv = 1 kn : hệ số nhiệt độ. Theo bảng 8-4, ta chọn kn = 1 R : tải trọng hướng tâm (daN) A : tải trọng dọc trục (daN) Ở đây : RA = = = 887,6 N = 88,76 daN RB = = = 1238 N = 123,8 daN Vậy dưới tác dụng của lực hướng tâm, trên ổ trục xuất hiện các lực dọc trục, được tính theo công thức 8-5[2]: SA = 1,3.RA.tgb = 1,3.887,6.tg160 = 331 N SB = 1,3.RB.tgb = 1,3.1238. tg160 = 462 N Mặc khác : At = S + (SA - SB) = 74 +(331-462) = -75 N = -7,5 (daN) Với S = Pa1 = 74 N Ta nhận thấy At < 0, chỉ có ổ I chịu lực dọc trục. Thay vào công thức 8-2[2] ta có: QtđA = (1.88,76+1,5.7,5).1.1 = 100 daN QtđB = (1.123,8+1,5.7,5).1.1 = 135,1 daN Ta thấy QtđB > QtđA nên ta chọn ổ cho gối đỡ B còn ổ của gối đỡ A lấy cùng kích thước với ổ của gối đỡ B để tiện việc chế tạo và lắp ghép. Tra bảng 8-7[2] tìm giá trị (n.h)0,3 ứng với h = 20000 giờ , n = 537 v/ph (n.h)3 = 126 Vậy C = 135,1.126 = 17022,6 Dựa vào bảng 8-7[2] và bảng 17p[2] ứng với loại bi đỡ chặn không thoả mãn nên ta chọn sang loại ổ đũa chặn, ứng với đường kính d = 30 mm, ta chọn loại ổ có ký hiệu như sau : Loại ổ đũa đỡ chặn, cỡ nhẹ, ký hiệu 46206 có các kích thước chủ yếu như sau: B= 16 mm ; D = 62 mm ; C = 25000 ; Q = 1220 daN Chọn ổ cho trục II: Vì trục có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ đỡ chặn, ký hiệu 36000 có góc b = 16o, bố trí như hình 5-12 sau : Pa2 RC ‘ RD SD SC Hình 6.7 Hệ số khả năng làm việc tính theo [công thức 8-1 trang 158 [2] C = Q.(n.h)0,3 Cbảng Ở đây : h : thời gian phục vụ (h) n : số vòng quay của ổ (v/h) Q : tải trọng tương đương (daN) Tải trọng tương đương được tính theo [công thức 8-6 trang 159 [2] Qtđ = (kV.R+m.At).Kn.Kt (daN) Trong đó : m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. Theo bảng 8-2 trang 161 [2], ta chọn m = 1,5 kt : hệ số tải trọng động. Theo bảng 8-3[2], ta chọn kt = 1 (va đập nhẹ ) kv : hệ số xét đến vòng nào của ổ là ổ quay. Theo bảng 8-5, chọn kv = 1 kn : hệ số nhiệt độ. Theo bảng 8-4[2], ta chọn kn = 1 R : tải trọng hướng tâm (daN) A : tải trọng dọc trục (daN) Ở đây: RC = = = 627 N = 62,7 daN RD = = = 767 N = 76,7 daN Vậy dưới tác dụng của lực hướng tâm, trên ổ trục xuất hiện các lực dọc trục, được tính theo công thức 8-5[2]: SC = 1,3.RC.tgb = 1,3.627.tg160 = 233,7 N SD = 1,3.RD.tgb = 1,3.767. tg160 = 285,9 N Mặc khác : At = S + (SC - SD) = -179 +(233,7-285,9) = -231 N = -23,1 (daN) Với S = Pa2 = 179 N Ta nhận thấy At < 0, chỉ có ổ I chịu lực dọc trục. Thay vào công thức 8-2[2] ta có: QtđC = (1.62,7+1,5.23,1).1.1 = 97,35 daN QtđD = (1.76,7+1,5.23,1).1.1 = 111,35 daN Ta thấy QtđD > QtđC nên ta chọn ổ cho gối đỡ D còn ổ của gối đỡ C lấy cùng kích thước với ổ của gối đỡ D để tiện việc chế tạo và lắp ghép. Tra bảng 8-7[2] tìm giá trị (n.h)0,3 ứng với h = 20000 giờ , n = 537 v/ph (n.h)3 = 126 Vậy C = 111,35.126 = 14030 Dựa vào bảng 8-7[2] và bảng 17p[2] ứng với loại bi đỡ chặn không thoả mãn nên ta chọn sang loại ổ đũa chặn, ứng với đường kính d = 30 mm, ta chọn loại ổ có ký hiệu như sau : Loại ổ đũa đỡ chặn, cỡ nhẹ, ký hiệu 46206 có các kích thước chủ yếu như sau: B = 16 mm ; D = 62 mm ; C = 25000 ; Q = 1220 daN Chọn ổ cho trục III: Vì trục không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ bi đỡ, bố trí như hình 5-12 sau: RE RF Hình 6.8 Hệ số khả năng làm việc tính theo (công thức 8-1 trang 158 [2]) C = Q.(n.h)0,3 Cbảng Ở đây: h : thời gian phục vụ (h) n : số vòng quay của ổ (v/h) Q : tải trọng tương đương (daN) Tải trọng tương đương được tính theo (công thức 8-6 trang 159 [2]) Qtđ = (kV.R+m.At).Kn.Kt (daN) Trong đó : m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. Theo bảng 8-2 trang 161 [2], ta chọn m = 1,5 kt : hệ số tải trọng động. Theo bảng 8-3, ta chọn kt = 1 (va đập nhẹ ) kv : hệ số xét đến vòng nào của ổ là ổ quay. Theo bảng 8-5, chọn kv = 1 kn : hệ số nhiệt độ. Theo bảng 8-4, ta chọn kn = 1 R : tải trọng hướng tâm (daN) A : tải trọng dọc trục (daN) Ở đây : RE = = = 309,8 N = 30,98 daN RF = = = 1156 N = 115,6 daN. Mặc khác: At = S + (SE - SF) = 0 Thay vào công thức 8-2[2] ta có : QtđE = (1.30,98+1,5.0).1.1 = 30,98 daN QtđF = (1.115,6+1,5.0).1.1 = 115,6 daN Ta thấy QtđF > QtđE nên ta chọn ổ cho gối đỡ F còn ổ của gối đỡ E lấy cùng kích thước với ổ của gối đỡ F để tiện việc chế tạo và lắp ghép. Tra bảng 8-7[2] tìm giá trị (n.h)0,3 ứng với h = 20000 giờ , n = 537 v/ph (n.h)3 = 126 Vậy C = 115,6.126 = 14566 Dựa vào bảng 8-7[2] và bảng 14p[2] ứng với loại bi đỡ chặn không thoả mãn nên ta chọn sang loại ổ đũa chặn, ứng với đường kính d = 35 mm, ta chọn loại ổ có ký hiệu như sau : Loại ổ bi đỡ, cỡ nhẹ, ký hiệu 107 có các kích thước chủ yếu như sau : B = 14 mm ; D = 62 mm ; C = 18500 ; Q = 860 daN Hình 6.9 f).Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác và kiểu lắp : Thân nắp và hộp: Thân và vỏ hộp được chế tạo bằng phương pháp đúc, vật liệu bằng gang và ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường nối giữa tâm các trục để việc lắp ghép dễ dàng. Dựa vào bảng 10-9[2] cho ta chọn các kích thước của hộp : + Chiều dày thành thân : d = 10 mm + Chiều dày thành nắp : d = 10 mm + Chiều dày mặt bích dưới của thân : b = 15 mm + Chiều dày mặt bích trên của nắp : b1 = 15 mm + Chiều dày mặt đế không có phần lõi : p = 25 mm + Chiều dày gân ở thân : m = 10 mm + Chiều dày gân ở nắp : m1 = 10 mm + Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : D= 10 mm Các chi tiết khác : Dựa vào bảng 10-9[2] cho phép ta chọn các chi tiết khác của hộp : + Đường kính bu lông nền dn = 16 mm ; số bulông Z = 16 (chiếc) + Đường kính các bulông : Nắp và thân : dnt = 12 mm ; Số bulông Z = 8 chiếc Nắp ổ trục I : d1 = 6 mm ; Số bulông Z = 4 chiếc Nắp ổ trục II : d2 = 6 mm ; Số bulông Z = 4 chiếc Nắp ổ trục III : d3 = 8 mm ; Số bulông Z = 6 chiếc Mặt bích nắp và thân : dmb-t = 10 mm ; Số bulông Z = 4 chiếc Lựa chọn các kiều lắp ghép : +Then và rãnh then trên trục : + Then và rãnh then trên may ơ : + Vòng trong của ổ lăn với trục : + Vòng ngoài của ổ lăn với hộp : + Bánh răng với trục : 6.1.6 .Hệ thống dẫn động dao cắt : a).Thiết kế bộ truyền đai cấp chậm: Đặc điểm : Tỉ số truyền : icc = 0,607 Số vòng quay của trục dẫn n1 = 1450 [v/ph] Số vòng quay của trục bị dẫn n2 = 2388 [v/ph] Công suất của trục bị dẫn N = 0,45 [kw] Chọn loại đai: Ta chọn loại đai cho bộ phận dao cắt là đai hình thang.Đai hình thang được chia làm sáu loại đai (từ nhỏ đến lớn ) : Z , O , A , B , C , D tương ứng với 6 loại đai của Liên Xô cũ : O , A , s , B, G .Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai được tiêu chuẩn hoá .Dựa vào bảng tiêu chuẩn 8.2 , 8.5 ,hình 8.16 [2] để chọn loại đai . Giả thiết vận tốc của đai v < 25 m\s nên ta chọn loại đai O Ta chọn tiết diện đai : O Kích thước tiết diện đai b . h (m.m) 10*6 Diện tích đai (m2) 47 Định đường kính bánh đai: Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo bảng tiêu chuẩn cho 1 dãy các đường kính tiêu chuẩn.Dựa vào bảng (8.2) [2] mà ta chọn Đối với bộ truyền đai mà ta thiết kế thì bánh đai nhỏ là bánh bị dẫn,và để cho bộ truyền đai nhỏ gọn thì ta nên chọn đường kính đai nhỏ nhất * Đối với đai O: Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d2 = 70 (mm) Vận tốc đai v =Vmax = 25 (m/s) v = = 8,75 (m/s) Do đó : v = 8,75 Vmax = 25 (m/s) Vậy điều kiện kiểm nghiệm vận tốc luôn thoả mãn . Tính đường kính bánh đai lớn d1 theo công thức (8.14) [2] d1 = (mm) Trong đó : x = 0,02 hệ số trượt của đai hình thang d1 = = 117,67 (mm) Các đường kính d1 và d2 là đường kính vòng tròn qua lớp trung hoà của đai khi vòng qua bánh đai, cũng là đường kính danh nghĩa của bộ truyền đai hình thang, chúng được dùng trong tính toán cho bộ truyền. Vậy ta chon d1 và d2 theo tiêu chuân cho trong bảng (8.5) [2] Chọn d1 = 125 mm d2 = 65 mm Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai : i = = = 0,52 Số vòng quay thực tế của trục bị dẫn : n ‘2 = (1-x). .n1 n’ 2 = (1- 0,02) .1450 = 2732 (v/ph) So sánh số vòng quay yêu cầu và số vòng quay thực tế để xem sự chênh lệch giữa chúng : % n = = = 3,44% Định chính xác khoảng cách trục A và chiều dài đai L: Theo A ta tính chiều dai đai L theo công thức (8.29)[2] như sau L = L = 2 .200 + (65+125)+ = 703 (mm) Dựa vào bảng (8.2)[2] ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn : L0 = 710 (mm) Vì chiều dài đai < 1700 (mm) nên chiều dài đai được tính như sau L = Lo + 25 = 735 (mm) Từ L tiêu chuẩn ta tính lại khoảng cách trục A theo công thức (8.28)[2] A = = A = = 216 mm Khoảng cách trục A nhỏ nhất để mắc dai : Amin = A - 0,015.L = 216 - 0.015.735 = 205 (mm) Khoảng cách trục A lớn nhất để tạo lực căng đai : Amax = A + 0,03.L = 216 + 0,03.735 = 238 (mm) Khoảng cách trục A lớn nhất để tạo lực căng đai : Amax = A + 0,03.L = 358 + 0,03.825 = 383 (mm) Tính và kiểm nghiệm góc Ôm: Góc ôm a1 = 180o - (d2 - d1)57o/A Yêu cầu a1 ³ 1200 (nếu góc ôm nhỏ sẽ ảnh hưởng xấu đến khả năng kéo của đai) Điều kiện được thoả mãn. Xác định số đai cần thiết: Số đai phải nguyên và không nên quá 6,vì z càng lớn, tải trọng phân bố càng không đều cho các đai, đồng thời làm tăng chiều rộng bánh đai. Ap dụng công thức (8.26)[2] Z = Với : P1 : công suất của động cơ ; P1= 0,75 (kw) Kđ : hệ số khi dẫn động bằng động cơ nhóm; Kđ = 1,25 (theo bảng 8.7[2]) Ca: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm,phụ thuộc góc ôm trên bánh đai nhỏ a1 ; Ca = 0,95 (theo mục 8.4.2 [2]) Cu : hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền ; Cu  = 1 C1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai,phụ thuộc tỉ số l/lo ; C1 = 0,89 và C1 = 0,86 (tra theo bảng 8.9 , 8.10 và 8.11) [2] Cz: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đai, số đai càng lớn, tải trọng phân bố càng không đều ; Cz = 0,95 (tra theo mục lục 8.4.2[2]) Po: công suất có ích cho phép ; P0 = 0,83 và P0 = 1,17 (kw) Xác định số đai khi dùng loại đai O : Z = = 1,4 Chọn Z = 1 Định các kích thước chủ yếu của bộ truyền đai: * Đối với kích thước chủ yếu cho loại đai O: Tính chiều rộng bánh đai theo (8.2) và bảng (8.5) [2] B = (Z-1)t + 2e Đường kính ngoài, áp dụng công thức (5-24)[2] da1 = d1 + 2.ho da2 = d2 + 2.ho ho được tra trong bảng (8.5)[2] ; ho = 2,5 Các kích thước t, e tra trong bảng (8.5)[2] t = 12 e = 8 ® B = (1-1).12 + 2.8 = 16 (mm) da1 = 125 + 2.2,5 = 130 (mm) da2 = 65 + 2.2,5 = 70 (mm) Tính lực căn ban đầu tác dụng lên trục : + Lực căng đối với mỗi đai, dựa vào công thức (5-25)[2] So = do.F (N) Trong đó : do : ứng dụng căng ban đầu ; do = 1,8 (N/mm2) F : diện tích tiết diện đai (mm) + Lực tác dụng lên trục , theo công thức (5-26)[2] R = 3.So.Z.Sin(l1/2) + Tính lực căng cho loại đai O : So = 1,8 . 47 = 48,6 (N) R = 3.48,6.1.Sin(183o38’/2) = 254 (N) b).Thiết kế bộ truyền đai cấp nhanh: + Giống bộ truyền đai cấp chậm + Đặc điểm : Tỉ số truyền icn = 1 Số vòng quay của trục dẫn n1 = 1450 (v/ph) Số vòng quay của trục bị dẫn n2 = 1450 (v/ph) Công suất truc dẫn N = 0,6 (kw) Chọn loại đai: Ta chọn loại đai cho bộ phận dao cắt là đai hình thang. Đai hình thang được chia làm sáu loại đai (từ nhỏ đến lớn ) : Z , O , A , B , C , D tương ứng với 6 loại đai của Liên Xô cũ : O , A , s , B, G . Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai được tiêu chuẩn hoá .Dựa vào bảng tiêu chuẩn 8.2 , 8.5 ,hình 8.16 [2] để chọn loại đai. Giả thiết vận tốc của đai v < 25 m\s nên ta chọn loại đai O Ta chọn tiết diện đai : O Kích thước tiết diện đai b . h (m.m) :10 x 6 Diện tích đai (m2) : 47 Định đường kính bánh đai Chọn đường kính bánh đai d2 (mm):100 Kiểm nghiệm vận tốc theo điều kiện: v =Vmax = 25 (m/s) Tính đường kính bánh đai bị dẫn d1 d1 = (mm) = 102(mm) (Công thức trang 85[2]) Số vòng quay thực tế của trục dẫn : n ‘2 = (1-x). .n1 (v/ph) = 1450 (v/ph) (Công thức 5-8[2] Số đai vòng quay) % n = = 0 Tỉ số truyền thực tế : i = = 0,98 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A:Ta chọn khoảng cách trục A phải thoả mãn điều kiện sau : 0,55.(d1+ d2) + h £ A £ 2.(d1 + d2) = 200 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A: Tính L theo khoảng cách trục A đã chọn : L = (mm) = 717 (Công thức 5-1[2] ) Lấy Lo theo tiêu chuẩn: Xác định lại khoảng cách trục A với chiều dài lấy theo tiêu chuẩn : A = (mm) (Công thức 5-2[2] ) Với từng loại: 214 Khoảng cách trục nhỏ nhất cần thiết để mắc đai : Amin = A - 0,015.L (mm) = 202 Khoảng cách trục A lớn nhất để tạo lực căng đai : Amax = A + 0,03.L (mm) = 236 Tính và kiểm nghiệm góc ôm: Góc ôm a1 = 180o - (d2 - d1)57o/ A Yêu cầu a1 ³ 1200 (nếu góc ôm nhỏ sẽ ảnh hưởng xấu đến khả năng kéo cảu đai) Điều kiện được thoả mãn. Xác định số đai cần thiết: Số đai phải nguyên và không nên quá 6,vì z cáng lớn tải trọng phân bố càng không đều cho các đai,đồng thời làm tăng chiều rộng bánh đai. Ap dụng công thức (5-22[2] ) Z = = 0,92 Chọn số đai Z : 1 Định các kích thước chủ yếu của bộ truyền đai : Tính chiều rộng bánh đai theo công thức (5-14) hoặc bảng (5-10 [2] ) B = (Z-1)t + 2e (mm) = 16 Đường kính ngoài, áp dụng công thức (5-24)[2] da1 = d1 + 2.ho = 105 da2 = d2 + 2.ho = 107 Tính lực căng ban đầu tác dụng lên trục : + Lực căng đối với mỗi đai, dựa vào công thức (5-25)[2] So = do.F (N) = 56 + Lực tác dụng lên trục , theo công thức (5-26)[2] R = 3.So.Z.Sin(l1/2) = 169 CHƯƠNG VII LÁP RÁP ,VẬN HÀNH, BẢO DƯỠNG MÁY VÀ BÔI TRƠN Lắp rắp máy Quá trình lắp rắp máy cắt vải tráng cao su kết hợp các cụm máy 1 cách hợp lý nhất để tạo nên không gian cho toàn máy . Quá trình lắp rắp đươc thực hiên một cách tuần tự qua các bước sau: + Tạo các khung máy bằng cách hàn các thanh thép theo kích thươc tạo nên một than máy để ta lắp các bộ phận và các cụm chi tiết lên giá máy. + Tiến hành lắp rắp các trục vào các ổ đỡ sau đó lắp vào các vị trí cần lắp , các con lăn và ổ đỡ được lắp rắp trên các giá đỡ . + lắp rắp các bộ phận, các cơ cấu truyền động cho các cụm. + Đôi với bằng tải ta tiến hành lắp tấm bằng .sau khi lắp hết toàn bộ con lăn của cụm bang tải này ta tiến hành căng băng với một lực căng thích hợp để tấm bang không bị trượt trên tang dẫn động. + Đối với cụm cấp vải ta phải cần láp các gối ma sát cho các trục nhả vải truc cuốn vải lót. + Tiến hành lắp cụm dao cắt lên băng tải, việc lắp ráp cum này đòi hỏi có độ chính xác cao nên ta tiến hành như sau : Lắp ráp gối đỡ dao cắt lên than máy của băng tải .kiểm tra mức độ đồng tâm, mức độ chính xác cúa chúng. Lắp giá của cơ cấu dao cắt lên tấm đỡ. Lắp píton xilanh khí nén kiểu cảm ứng từ lên giá dao cắt. lắp ray dẫn hướng cho bàn dao , ở đây là hai ray dẫn hướng Lắp hộp trượt lên hai ray dẫn hướng.kiêm tra sơ bộ bằng tay độ song song tiến hành diều chỉnh. Lắp động cơ dẫn động dao cắt lên bàn trượt. Lắp các bộ truyền động và dao cắt. Lắp các phụ kiện cho cụm dao cắt này. Lắp các hộp bảo vệ cho các bộ truyền như bộ tuyền xích. Lắp các phụ kiện lên máy khí nén. *Việc lắp rắp máy cắt vải cần chú ý nhưng điểm sau: - Tang dẫn động và tang đuôi,tang dẫn hướng ,tang kéo căng…của băng tải cần phải lắp sao cho các đường tâm đi qua trục của nó phải song song với nhau để khi hoạt động không bị lệch tâm. - Các của cụm lắp vải cũng được lắp sao cho các đường tâm của trục phải song song với nhau để vải không bị chùng và lệch tâm khi hoạt động. - lắp các bộ truyền xích của cụm cơ cấu cấp vải cần phải điều chỉnh lực căng vừa phải để cơ cấu hoạt động được êm. - Hai ray dẫn hướng của cum dao cắt được lắp lên gía sao cho hai ray này tuyệt đối song song với nhau để cho quá trình trượt được nhẹ nhàng. 7.2. VÂN HÀNH MÁY Để đảm bảo máy vận hành lien tục,an toàn,và ổn định .Tang tuổi bền choc ac chi tiêt may và tăng tuổi thọ của máy ta cần tuân thủ theo các bước vận hành như sau: kiểm tra máy trước khi khởi động ,vạn chặt các đinh vít, tra dầu mỡ cho các cụm chi tiết ,cụm cơ cấu,chi tiết có bị vướng kẹt hay không . Đóng điệ cho máy ở bộ phận điều khiển để kiểm tra xem xét điên áp lưới có bị tụt hay không. Khởi động máy và cho máy chạy ở chế độ dao cắt để kiểm tra hoạt động của cụm này. Khởi động toàn bộ máy théo chế độ lạp trình ở chế độ không tải ,lắng nghe tiếng máy phát hiện sự cố. Khi máy làm việc ổn định mới đưa vào hoạt động ở chế độ bình thường,kiểm tra kích thước sản phẩm sau khi cắt có đạt yêu cầu hay không để tiến hành điều chỉnh đạt yêu cầu. Khi làm việc cần kiểm tra định kì kích thước sản phẩm,chú ý tiếng máy lạ phòng sự cố. trước khi dương máy cần phải dường bộ phân cấp vải để máy cắt hết vải ra ngoài ,sau đó mới lặp lại các trình tự trên. Sau mỗi ca làm việc ta phải làm sạch sơ bộ toàn máy.Tra dầu mỡ và kiểm tra các đinh ốc. Sau 50 đến 60 giờ làm việc của máy ta cần phải kiểm tra lại kỹ thuật toàn máy. Nội dung kiểm tra bao gồm như sau: kiểm tra khe hở giữa các vòng bi , ổ bi .Nếu khe hở ít thi điều chỉnh lại ,còn quá lớn thì cần phải thay mới . kiểm tra sức căng của đai và xích .Nếu sức căng giam thì điều chỉnh lại . Kiểm tra độ mòn của dao . Kiểm tra độ song song của các tang và các ray dẫn của bàn trượt. Kiểm tra lực căng của bang tải và điều chỉnh khi cần thiết. kiểm tra dầu mỡ bôi trơn ,các bulông, đinh ốc tiến hành thay thế khi cần thiết. 7.3. BẢO DƯỠNG VÀ THAY THẾ Bảo dưỡng và thay thế là việc không thể thay thế được đối vơới các thiết bị ,máy móc trong quá trình hoạt động .Chính vì vậy cho nên người thiết kế phải chú ý đến nhiệm vụ bảo dưỡng các chi tiết máy quan trọng . Việc bảo dưỡng cần phải thương xuyên.Viẹc thay thế cần phải tuân thủ theo yêu cầu kỹ thuật của chi tiết máy được thay. Việc bảo dưỡng cần phải đáp ứng kịp thời để tạo điều kiên giảm bớt thời gian dừng máy để sửa chữa. Đối với máy cẳt vải ta cần phải chú ý đến các bộ phận sau đây: Hệ thống piston –xilanh khí nén kiểucảm ứng từ. Bộ phận ray trượt dẫn động cho dao cắt. các bộ truyền xĩch và đĩa xích. Các bộ truyền đai. các ổ đỡ và gối đỡ. 7.4. BÔI TRƠN: 7.4.1. Bôi trơn các bánh răng hộp tốc độ và các bộ truyền bánh răng khác của máy: Bôi trơn bộ truyền bánh răng nhằm giảm ma sát và giảm nhiệt sinh ra ở chỗ ăn khớp của bánh răng khỏi bị mài mòn và rỉ bôi trơn có tác dụng làm giảm ứng suất ở chỗ mặt răng. Bôi trơn các bánh răng trong hộp tốc độ bằng dầu và bôi trơn liên tục ,dung phương pháp bắn toé còn các bộ phận khác được bôi trơn địng kì. Ta cần chọn loại dầu bôi trơn thích hợp để bôi trơn tốt ,phải chọn loại dầu có độ nhớt thích hợp . Vì nếu độ nhơt quá lớn thì phải mất công xuất việc khuấy dầu .Còn độ nhớt thấp thì làm tăng ma sát giữa các mặt răng và nhanh làm mòn răng . Vì vậy ,ta can cứ vào các yếu tố sau để chọn dầu bôi trơn: Vận tốc của bộ truyền động bánh răng. Tải trọng của bộ trưyền động bánh răng. Điều kiên làm việc của bánh răng Khi đã tổng hợp được các yếu tố này ta chọn đươc dầu bôi trơn phù hợp. 7.4.2. Bôi trơn bộ truyền xích Để cho bộ truyền xích làm việc bình thường thi ta bôi trơn các bản lề xích ,răng và con lăn xích nếu không bộ truyền nhanh mòn và xích chóng hỏng . Vì trong máy này do xích làm việc với vận tốc không cao lắm nên ta dung dầu có độ nhớt cao .Xích làm việc sau 50 đến 60 giờ thì bôi trơn một lần. Bôi trơn ổ lăn Bôi trơn các ổ lăn rất cần thiết để ngăn rỉ, giảm ma sát, ngoài ra bôi trơn ổ có tác dung làm nguội các bề mặt làm việc của ổ và giảm tiếng ồn. Để bôi trơn ổ lăn có thể dung dầu khoáng hoặc mỡ. Mỡ bôi trơn đươc sử dụng rộng rãi khi nhiệt độ của ổ không cao lắm(< 1000C).Dùng mỡ có các ưu điểm sau: Mỡ có khả năng che bui nên tránh cho ổ không bị các hạt mài mòn do dầu dư vào. Mỡ ít chảy ra ngoài nên it bị tiêu hao dầu. Đối với các ổ lăn lam việc trong môi trường bẩn khó chăm sóc hàng ngày thì dung mỡ tốt hơn nhiều. Trong điều kiên làm việc của máy ta chon loại mỡ canxi hay mỡ natri vì vận tốc trục không quá 10m/s. *Cách cho mỡ vào nắp ổ : Bên trong nắp ổ có khoảng trống, vì n<1500v/p nên ta cho mỡ vào khoảng 2/3 diện tích trong đó.Sau khoảng thơi gian làm việc ba tháng cho them mỡ vào còn sau một năm thi tháo ra rửa sạch thay mỡ mới. Bôi trơn ránh trượt và bàn dao: Vì bàn dao có chuyển động tịnh tiến trên rãnh trượt nên nhằm mục đích giảm ma sat và chống mài mòn giưa hai bề mặt tiếp xúc thì ta cần bôi trơn nó. Bôi trơn rãnh trượt bằng dầu,trước và sau mỗi ca làm việc phai lau sạch rãnh và bơn dầu vào. ĐÁNH GIÁ VÀ KẾT LUẬN. Sau gần 4 tháng làm đồ án tốt nghiệp đến nay thời gian đã hết. Bản thân em đã nổ lực để hoàn thành các công việc dưới sự hướng dẫn tận tình của các Thầy giáo trong khoa Cơ Khí của Trường Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng cùng các cán bộ kỹ thuật của Công ty cổ phần Cao Su Đà Nẵng và Thầy giáo Lưu Đức Hòa trực tiếp hướng dẫn. Nhờ vậy mà đồ án này của em đã được hoàn thành. Trong quá trình nghiên cứu thiết kế em đã cơ bản đi vào lĩnh vực công nghệ sản xuất cao su là nguyên liệu của sản phẩm máy thiết kế, phân tích các phương pháp hình thành sản phẩm dưới dạng lốp khác nhau để đề ra các phương án cắt vải. Rồi sau đó phân tích qua những phương án để cắt được vải theo các khuôn khổ nhất định. Từ đó mà em chọn phương án tối ưu nhất và có thể sản xuất được tại các nhà máy cơ khí ở nước ta . Từ trên cơ sở của máy chuẩn đã có mà ta nắm được nguyên lý làm việc của các máy, các đường truyền truyền động để chọn những chuyển động hợp lý nhằm bố trí các bộ truyền đảm bảo công suất và tiết kiệm nhiên liệu. Công việc tính toán chọn động cơ và thiết kế các bộ phận truyền phải đảm bảo kế cấu máy nhỏ gọn, bớt đi những khâu trung gian, làm giảm hiệu suất của máy. Đồ án tốt nghiệp của em thể hiện các vấn đề sau: + Đồ án được áp dụng những công nghệ tiến tiến hiện đại . + Vận dụng các hình thức kết hợp một cách hợp lý . + Máy được thiết kế với hình dáng thẩm mỹ đảm bảo. + Vì là một máy dùng để sản suất, nên phần lớn các chi tiết máy được thiết kế phù hợp với khả năng chế tạo hay được chọn theo tiêu chuẩn của nhà nước nên dễ mua ngoài, tạo điều kiện thuận lợi cho việc sữa chữa và thay thế . + Máy được sử dụng bằng hệ thống điều khiển bằng lập trình PLC nên dễ điều khiển và vận hành. + Các bộ phận điều chỉnh được bố trí phù hợp giúp cho việc điều chỉnh dể dàng và nhanh chóng. + Ngoài ra cũng chọn những chi tiết thường áp dụng chung cho các nhà máy cơ khí trong nước được tiêu chuẩn hoá (Tiêu chuẩn Việt Nam). Việc này cũng góp phần quan trọng giảm giá thành của máy. + Các hệ thống an toàn trong máy được thiết kế đầy đủ, đảm bảo an toàn cho công nhân khi làm việc với máy. Cuối cùng em xin có lời cảm ơn chân thành đặc biệt đến Thầy Châu Mạnh Lực. Em xin cảm ơn các Thầy Cô giáo trong khoa Cơ khí của Trường Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng cùng các anh chị cán bộ Kỹ thuật của công ty Cổ phần Cao Su Đà Nẵng đã giúp em hoàn thành đúng tiến độ. TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Hoàng Trọng Bá [1] Sử dụng vật liệu phi kim loại trong ngành Cơ Khí. 2. Nguyễn Trọng Hiệp [2] Thiết kế Chi Tiết Máy Nhà xuất bản Giáo Dục - 1998 3. Nguyễn Văn Hợp [3] Máy trục vận chuyển Nhà xuất bản Giao Thông Vận Tải Hà Nội 4. Nguyễn Ngọc Phương [4] Hệ thống điều khiển bằng khí nén Nhà xuất bản Giáo Dục - 1999 5. Trần Xuân Tuỳ [5] Điều khiển bằng khí nén 6. Ngô Phú Trù [6] Kỹ thuật chế biến và gia công cao su Trường ĐHBK Hà Nội-1985 7. TS Nguyễn Đăng Cường (Chủ biên) [7] TS Lê Công Thành-Bùi Văn Xuyên-Trần Đình Hoà Máy nâng chuyển và thiết bị cửa van. Nhà xuất bản xây dựng. 8. PGS. TS. Ninh Đức Tốn và GVC. Nguyễn Thị Xuân Bảy. Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường. [8] 9. Phạm Xuân Hộ- Trường Cao đẳng Công nghệ. [9] d 1 Giáo trình vẽ kỹ thuật. Và nhiều tài liệu liên quan khác. MỤC LỤC Trang Nhiệm vụ thiết kế đồ án tốt nghiệp. 1 Lời nói đầu. 2 Chương I: CƠ SỞ LÝ THUYẾT CÔNG NGHỆ C ÁN LUYỆN CÁN CAO SU 3 1.1. Nguyên vật liệu trong công nghệ cao su. 4 1.1.1. Cao su. 4 a). Cao su thiên nhiên. 4 b). Cao su tổng hợp. 8 c). Cao su tái sinh. 9 1.1.2. Các chất phối hợp cho cao su. 10 a). Chất hữu cơ. 10 b). Các chất xúc tiến lưu hóa. 11 c). Các chất chống lão hóa. 11 d). Các chất trợ xúc tiến. 12 e). Các chất làm mềm. 12 f). Các chất độn. 12 g). Các chất màu. 12 h). Các chất phòng tự lưu. 13 i). Các chất công dụng đặc biệt. 13 1.1.3. Vật liệu dệt. 13 a). Vải mành. 13 b). Vải bạt. 13 c).Vải phin. 13 d). Vật liệu kim loại. 14 e). Vật liệu phụ. 14 1.2. SƠ, HỖN LUYỆN CAO SU. 14 1.2.1. Sơ luyện. 14 a). Sơ luyện trên máy luyện hở. 14 b). Sơ luyện trên máy luyện kín. 15 1.2.2. Hỗn luyện. 15 a). Các yếu tố ảnh hưởng đến hỗn luyện. 15 b). Quá trình thao tác trên máy luyện hở. 15 c). Hỗn luyện trên máy luyện kín. 16 1.2.3. Nguyên nhân hư hỏng và cách khắc phục. 16 1.3.: Khái quát qui trình công nghệ sản xuất lốp Ôtô 17 1.3.1. Kết cấu. 17 a). Cấu tạo. 17 b). Tác dụng của các phần trong lốp. 18 c). Ký hiệu. 18 1.3.2. Luyện. 19 1.3.3). Sơ đồ dây chuyền công nghệ sản xuất lốp ôtô. 20 a). Ép đùn cao su mặt lốp 20 b). Gia công vòng tanh. 21 c). Cắt vải 21 d. Dán cao su 21 e). Dán ống 21 f). Thành hình 21 g). Lưu hóa 21 h). Kiểm tra chất lượng sản phẩm. 21 Chương II: PHÂN TÍCH VÀ CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ MÁY. 22 2.1. Lý thuyết về quá trình cấp vải. 23 2.1.1. Quá trình cấp vải. 23 2.1.2. Yêu cầu kỹ thuật của quá trình cấp vải. 24 2.1.3. Các phương án cấp vải. 24 2.2. Lý thuyết về quá trình cắt vải. 24 2.2.1. Quá trình cắt vải. 24 2.2.2. Các phương pháp cắt vải. 24 a).Phương pháp cắt vải bằng cách xén đứt một lần. 24 b).Phương pháp cắt vải bằng cách cắt tuần tự bằng dao đĩa 24 2.3. Phân tích, chọn phương án hệ thống cấp vả 25 2.3.1. Quá trình cấp vải . 25 2.3.2. Yêu cầu kỹ thuật của hệ thống cấp vải . 25 2.3.3. Các loại hệ thống cấp vải 26 a).Hệ thống cấp vải bằng trục cán. 26 b).Hệ thống cấp vải bằng các tang 26 c) Ưu và khuyết điểm của phương án cấp vải bằng trục cán. 27 d) Ưu và khuyết điểm của phương án cấp vải bằng các tang. 28 e) Nhận xét và lựa chọn phương án tối ưu. 28 2.4. Phân tích chọn phương án cho hệ thống cắt vải 28 2.4.1. Các phương pháp cắt vải . 28 a). Phương pháp cắt vải bằng dao song song 28 b). Phương pháp cắt vải bằng dao đĩa. 29 c) Nhận xét và lựa chọn phương án tối ưu. 31 2.4.2. Chọn phương án dẫn động cho các hệ thống khác trong dây truyền cấp vải. 31 a) Băng tải . 31 b).Bộ phận dao cắt. 33 c).Phương pháp dẫn động cho hệ thống cấp vải. 35 Chương III: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY CẮT VẢI. 36 3.1. Lập sơ đồ động toàn máy. 37 3.2. Nguyên tắc hoạt động máy cắt vải. 39 3.3. Chọn sơ bộ thông số cần thiết cho việc thiết kế máy. 40 Chương IV: THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY CẮT VẢI. 43 4.1.Tính toán và thiết kế băng tải . 44 4.1.1.Tính chiều rộng băng . 44 b).Tính lực căng của tấm băng . 44 c). Tính đường kính tang và chiều dài tang. 45 4.1.2. Công suất trên trục dẫn động băng tải. 46 4.1.3. Công suất cần thiết của động cơ điện dẫn động cho băng tải 46 4.2.Tính toán thiết kế cơ cấu cắt. 47 4.2.1.Tính mômen của trục mang dao . 48 4.2.2.Công suất trên trục mang dao 48 4.2.3. Hiệu suất của bộ truyền 48 4.2.4. Tính và chọn công suất của động cơ dao cắt 48 4.3.Tính toán và thiết kế bộ phận cấp vải 49 4.3.1: Tính khối lượng của khối cuộn vải 49 4.3.2. TÍnh mômen quán tính làm quay cuộn vải 50 4.3.3. Tính công suất động cơ 50 4.3.4. Hiệu suất của bộ truyền động 50 4.3.5. Tính và chọn công suất động cơ nhả vải . 51 CHƯƠNG V: ĐỊNH KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN CÁC BỘ PHẬN MÁY 52 5.1. Bộ phận kéo căng băng tải 53 5.2. Các loại tang. 54 5.3. Chọn kết cấu khung và thép làm khung. 56 5.4. Xác định thông số khí nén , chọn piston, xilanh khí nén. 57 CHƯƠNG VI : TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ PHẬN TRUYỀN ĐỘNG 61 6.1.Hệ thống dẫn động băng tải 62 6.1.1.Phân phối tỉ số truyền. 62 6.1.2.Thiết kế bộ truyền xích. 63 6.1.3.Thiết kế bộ truyền bánh răng nón. 72 6.1.4.Thiêt kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 72 6.1.5 Thiêt kế trục và then. 78 6.1.6 .Hệ thống dẫn động dao cắt 106 Chương VIII: Lắp ráp, vận hành, bôi trơn và bảo dưỡng- thay thế máy 112 8.1. Lắp ráp 113 8.2. Vận hành. 114 8.3. Bôi trơn. 115 8.4. Bảo dưỡng, thay thế máy. 115 Đánh giá và kết luận. 117 Tài liệu tham khảo. 119 Mục lục. 120