Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
CHƯƠNG 4. THIẾT KẾ KẾT CẤU CƠ KHÍ VÀ BỘ TRUYỀN CHO TRỤC X

CHƯƠNG 4. THIẾT KẾ KẾT CẤU CƠ KHÍ VÀ BỘ TRUYỀN CHO TRỤC X

Tải bản đầy đủ - 0trang

Đồ án tốt nghiệp



Trang 31



Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

 ht  1 �2 �3  0, 92 �0,98 �0,8 �0, 721



Trong đó:

Hiệu suất truyền động của bộ truyền đai ren : 1  0,92 ,

Hiệu suất truyền động của một cặp ổ lăn: 2  0,98

Hiệu suất truyền động của bộ vít me đai ốc trượt: 3 �0,8

Công suất yêu cầu của động cơ: N yc �N 



N ct 0,187



 0, 260kW

ht 0, 721



Vậy ta sử dụng động cơ có cơng suất 300W đảm bảo u cầu.

4.2. Thiết kế bộ truyền vít me - đai ốc bi

4.2.1. Các số liệu ban đầu

Lực dọc trục Fa= P=598N, Chiều dài làm việc: l0  950mm

Công dụng của bộ truyền là: dùng để biến chuyển đông quay thành chuyển

động tịnh tiến, nhờ tiếp xúc giữa ren của đai ốc với ren trên trục vít.

4.2.2. Tính tốn bộ truyền vít me – đai ốc bi.

a. Chọn sơ đồ động và vật liệu bộ truyền. Các giá trị áp suất và ứng suất cho phép.

* Sơ đồ động:



Hình 4.1. Sơ đồ động bộ truyền trục X

* Vật liệu bộ truyền vít me – đai ốc bi:

Chọn vật liệu chế tạo vít me là thép thép 45 tơi cải thiện có cơ tính như sau:



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 32



Đường kính phơi

≤ (60 ÷ 90)



σbk [N/mm2]



σch [N/mm2]



800



450



Độ rắn HB

220



Chọn vật liệu chế tạo bi là thép 40X có cơ tính:

Đường kính phôi

≤ 60



σbk [N/mm2]



σch [N/mm2]



1000



700



Độ rắn HB

270



Chọn vật liệu chế tạo đai ốc là đồng thanh bp10-1 có cơ tính:

Đường kính phôi

≤ 60



σbk [N/mm2]



σch [N/mm2]



260



150



Độ rắn HB



b. Xác định sơ bộ đường kính trong d1 của ren theo độ bền kéo (nén).

Ta xác định đường kính trong d1 của ren theo công thức: d1 �



4�

1,3 �

Fa

�

 k 



Lực dọc trục cực đại: Fa=598 N

Độ bền kéo của vật liệu:



Khi đó: d1 �



 k  



ch 450



 150 �

N / mm 2 �





3

3



4�

1,3.598

 13.6  mm 

3,14 �

150



Chọn d1 = 25 mm.



c. Chọn các thơng số của bộ truyền

Đường kính bi db

d b   0,08 �0,15  d1, [4, tr. 168]



Suy ra: d b   0,08 �0,15  d1   0, 08 �0,15  .25   2 �3,75  mm

SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 33



Do đó, ta chọn : db  3mm

Bước vít pa

Bước vít được xác định theo công thức: p  d b   1 �5  mm

Suy ra : p  3  2  5 mm

Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi c :

Góc tiếp xúc:   450

Bán kính rãnh lăn và được xác định theo cơng thức:

r1  0,52 �

d b  0,52.3=1,56mm



Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi c:

3�



c�

1,56  �

cos 450 �0,04a  mm 

2�





Đường kính vòng tròn qua các tâm bi Dtb

Xác định theo công thức:

D tb  d1  2  rl  c 



 mm



Suy ra: D tb  d1  2(r1  c)  20  2  1,56  0,04   23,04mm

Đường kính trong của đai ốc D1:

D1  D tb  2  rl  c   23, 04  2  1,56  0, 04   26, 08mm



Chiều sâu của profin ren h1

d b  0,32.3  0,96mm

Xác định theo công thức: h1  0,32 �



Đường kính ngồi của vít, đai ốc d, D



d  d1  2h1  25  2 �

0,96  26,92  mm 



D  D1  2h1  26,08  2 �

0,96  24,16  mm 





Xác định theo công thức: �



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 34



Góc vít 

�p �

5





 3,950

Xác định theo cơng thức:   arctg � a � arctg �



D tb �

23,04 �

�3,14 �

� �



Số bi trên các vòng răng làm việc Zb

k

D tb �  1

Xác định theo công thức: Zb   �

db



Trong đó, k là số vòng ren làm việc theo chiều cao đai ốc; thơng thường

k 



2



�2,5  vòng. Nếu lấy hơn giá trị này sẽ làm sự phân bố khơng đều tải trọng



cho các vòng ren. Ta lấy k = 2

2

23, 04 �  1  47, 23  48  bi 

Suy ra: Zb  3,14 �

3



Khe hở hướng tâm Δ

Chọn   0, 04mm

Khe hở tương đối 

Xác định theo cơng thức:  



 0,04



 0,0016mm

d1

25



Góc ma sát lăn thay thế φ



� 2�

ft �

Xác định theo cơng thức: 1  arctg �



sin  �

�d1 �

Trong đó:

Hệ số ma sát lăn thay thế: f t  0, 005

0,0016 �

�2 �

 0,01o

Suy ra: 1  arctg �

0�

sin 45 �

�25 �



Hiệu suất khi biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến η



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 35



Xác định theo công thức:  



Suy ra:  



tg

tg    1 



tg3,95o

 0,997

tg  3,95  0,01



d. Kiểm tra độ bền

Tải trọng riêng dọc trục

Được xác định theo cơng thức: q a 



Fa



Zb .d b2 .



Trong đó:

Hệ số phân bố tải trọng không đều cho các viên bi:   0,8

Suy ra: q a 



35000

 101, 27 �

N / mm 2 �





48 ��

9 0,8



Xác định ứng suất lớn nhất đối với bề mặt làm việc của vít và đai ốc.

Theo trên, ta có khe hở tương đối đã chọn:   0,002  mm 

Tải trọng riêng dọc trục: q a  101,27N / mm 2  11, 28MPa

Ứng suất lớn nhất cho phép :  max   5000  MPa 



max  3260  MPa  � max   5000  MPa  , [4, tr. 170]



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 36



Hình 4.2. Đồ thị xác định ứng suất lớn nhất σmax

Yêu cầu:

Bề mặt làm việc của vít và đai ốc đạt : HRC �56

Bề mặt làm việc của bi đạt : HRC �63

Độ cứng vít me theo phương dọc trục

db �

Zb

Độ cứng được xác định theo công thức: k  2 �

3 48  288  kG / m 

Suy ra: k  2 ��



Độ cứng phần làm việc của vít me

Độ cứng phần làm việc của vít được xác định theo công thức:



k vm  160



D2tb

 kG / m 

L vm



Trong đó:

Chiều dài phần làm việc của vít me: L



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



vm  950mm



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 37



Suy ra: k vmx  k vmz  160



23,062

 89,56  kG / m 

950



* Kiểm tra lại điều kiện tải trọng tĩnh cho phép trên vít me:

Đường kính bi: db  0, 6. pa  0, 6 �5  3mm

Góc tiếp xúc giữa bi và rãnh ta thường lấy:   50

Số vòng ren làm việc: K � 2 �2,5 . Ta chọn K = 1,75

Số bi trên vòng ren làm việc: zb 



 .d 0 .K

 .25.1, 75

1 

 1  44, 79 bi

db

3



Số bi trong đai ốc: z  50bi

Tải trọng cho phép trên 1 bi: P  20db 2  20.9  180 N



 Q   P.z.sin   180.50.sin 50  784, 40 N

350  Fa � Q   784, 40 N



Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Với các thơng số tính ra được ta chọn được vít me đáp ứng yêu cầu là loại

PS2525N1 của hãng NSK.



Hình 4.3. Thơng số vít me trục X



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 38



Hình 4.4. Chọn vít me trục X

4.3. Gối đỡ

Gối đỡ của trục có vai trò quyết định đối với hệ thống trục : độ cứng vững, độ

chính xác của chuyển động, độ ổn định chống rung và nhiều yếu tố khác

4.3.1. Yêu cầu của gối đỡ

Khử được lực dọc trục và đỡ trục.

Đảm bảo độ chính xác gia cơng chi tiết; đảm bảo sự chuyển động chính xác

theo hướng trục và hướng kính dưới tác dụng của lực và tải trọng thay đổi.

Đảm bảo tuổi thọ cao nhất có thể.

Đảm bảo tính ổn định chống rung. Có độ chính xác cao cũng như chế độ ma

sát đảm bảo.

Có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và lắp ráp, dễ điều chỉnh khe hở.



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 39



4.3.2. Phân tích – lựa chọn gối đỡ

Hiện nay hầu hết các máy điêu khắc gỗ CNC Router điều có các phương pháp

lắp ráp vít me như các hình dưới đây:

 Phương án 1: Cố định hai đầu lại bằng gối đỡ chặn cả hai đầu

Trong phương pháp này thì thường áp dụng cho tải lớn và yêu cầu cao về độ

ổn định.



Hình 4.5. Phương án 1

 Phương án 2: cố định một đầu bằng một gối bi đỡ chặn và một đầu tự do

Trong phương pháp này thì thường áp dụng cho trục Z của máy vì hành trình

nhỏ nên đảm bảo được yêu cầu



Hình 4.6. Phương án 2

 Phương án 3: cố định một đầu lại bằng gối bi đỡ chặn và đầu còn lại là gối

bi đỡ một dãy mục đích chính là chống võng vít me.



Hình 4.7. Phương án 3



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 40



Đây cũng chính là phương án mà nhóm em áp dụng thiết kế máy, ở phương án

này có nhiều ưu điểm và quan trọng hơn cả là quá trình lắp ráp cũng đơn giản hơn

so với phương án 1.

a. Lựa chọn ổ lăn.

Ổ trục dùng để đỡ gối trục, giữ cho trục có vị trí chính xác trong khơng gian,

tiếp nhận tải trọng và truyền tới bệ máy. Tùy theo dạng ma sát trong ổ, người ta

phân ra ổ trượt và ổ lăn. Chúng khác nhau về cấu tạo, lắp ghép, phạm vi sử dụng và

phương pháp tính tốn thiết kế ổ.

Nhờ có ưu điểm như mômen ma sát và mômen mở máy nhỏ, ít bị nóng khi

làm việc, chăm sóc, bơi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa, thay thế v.v…nên ổ lăn

được dùng ngày càng rộng rãi. Khi thiết kế máy, cơ cấu hoặc bộ phận máy, không

thiết kế ổ lăn mà chọn ổ lăn tiêu chuẩn để dùng, dựa theo hai chỉ tiêu cơ bản: khả

năng tải động C và khả năng tải tĩnh C0.

Ổ bi đỡ - chặn có thể tiếp nhận đồng thời lực hướng tâm và lực dọc trục một

phía, khi bố trí hai ổ đối nhau có thẻ hạn chế di động dọc trục về cả hai phía.

b. Kết cấu ổ.

Ta dùng loại ổ bi đỡ chặn một dãy (vì trong quá trình làm việc lực dọc trục lớn

và có kết cấu như sau:



Hình 4.8. Kết cấu gối đỡ

* Cơ sở lựa chọn:

Chọn ổ theo khả năng tải trọng động.



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Đồ án tốt nghiệp



Trang 41



Ta có số vòng quay trục: n = 125 v/ph > 10 v/ph nên ta chọn kích thước theo

khả năng tải trọng động Cd để tránh hiện tượng tróc vì mỏi.

Khả năng tải trọng tính tốn của ổ lăn Cd:



Cd  Q.m L �Cb

Trong đó:

Tải trọng động quy ước : Q =350 N

Bâc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn: m = 3 vì ta chọn ổ bi đỡ chặn.



106.L

Tuổi thọ tính bằng giờ Lh: Lh 

60.n

3

Ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc, ta có: L h =  20 �30  .10 giờ, [4, tr. 214]



Ta chọn L h =30000 (giờ). Suy ra: L 



Lh .n.60 30000.125.60



 225 (giờ).

106

106



Do tải trọng không đổi nên ta lấy:

= > Cd  Q.m L  350 �3 225  2128, 77 N �18000 N  Cb

Như vậy, ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải trọng động



Hình 4.9. Thơng số của ổ bi



SVTH: NGUYỄN PHƯỚC



Lớp: DCK09



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

CHƯƠNG 4. THIẾT KẾ KẾT CẤU CƠ KHÍ VÀ BỘ TRUYỀN CHO TRỤC X

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×