Phần tính toán thiết kế máy gồm các nội dung sau: Phần I: Nghiên cứu máy t-ơng tự – phân tích máy chuẩn Phần II: Thiết kế máy mới Phần III: Thiết kế hệ thống điều khiển Phần IV: Thiết kế
Phân tích máy t-ơng tự
Xét đặc tính kỹ thuật của máy 1A62 và một số máy t-ơng tự
TÝnh n¨ng kü thuËt 1A62 T620 1K62 Đ-ờng kính gia công lín nhÊt
400 400 400 Đ-ờng kính gia công lớn nhất d-ới bàn dao
210 220 220 §-êng kÝnh lín nhÊt lỗ trục gá
Số cấp tốc độ trôc chÝnh
Số vòng quay trôc chÝnh
Ngang 0,0270,52 0,0352,08 0,0352,08 Cắt các loại ren
Công suất của động cơ chính (kW)
Công suất của động cơ chạy nhanh (kW)
Phân tích máy chuẩn 1A62
1 Sơ đồ động của máy 1A62
Từ máy 1A62 ta có sơ đồ động của máy (trang bên):
Từ động cơ điện 7 kW qua bộ truyền đai
130 vào hộp tốc độ đến trục chính
Tóm tắt đ-ờng truyền theo hình vẽ sau (các số ghi (1), (2), (3) trên sơ đồ là số cặp bánh răng ăn khớp):
Ph-ơng trình tổng quát xích tốc độ:
Từ ph-ơng trình trên ta thấy xích tốc độ gồm hai đ-ờng truyền: §-êng truyÒn thuËn cho trôc chÝnh VI:
Trên thực tế trong nhóm truyền:
1trùng nhau nên nhóm này chỉ còn 3 tỷ số truyền
Số tỷ số truyền còn lại trong đ-ờng truyền tốc độ thấp là: 1x2x3x3x1 Suy ra số cấp tốc độ Z=Zcao + Zthấp =6 + 18 $
Cả hai đ-ờng truyền tốc độ cao và tốc độ thấp đều có tỷ số truyền
1 cã ba tốc độ sẽ trùng nhau Tức là số cấp tốc độ còn lại là:
Lý do để làm trùng tỷ số truyền
1 là để cắt ren khuếch đại Đ-ờng truyền quay ng-ợc trục chính:
1x1x3x2x2x1 tốc độ thấp lý thuyết
1x1x3x3x1 = 9 tốc độ thấp thực tế
Suy ra có Zng=3+9 = 12 cấp tốc độ ng-ợc
Tuy nhiên cũng t-ơng tự nh- trên ở đây cũng có 3 tốc độ trùng nên cũng chỉ còn: Z = 12-3 =9 tốc độ ng-ợc thực tế
Vậy trục chính máy tiện ren vít vạn năng 1A62 có 21 cấp tố c độ thuận và 9 cấp tốc độ ng-ợc
2.2 Xích chạy dao cắt ren
Máy 1A62 có khả năng cắt đ-ợc 4 loại ren khác nhau ứng với 4 khả năng điều chỉnh: dùng 2 cặp bánh răng thay thế (
32 ) và nhóm cơ sở dùng cơ cấu Norton chủ động hoặc bị động Đ-ờng truyền động chung của 4 loại ren theo quy luËt:
Trục chính quay 1 vòng (1vòng tc) thì bàn xe dao mang dao phải tịnh tiến một l-ợng bằng b-ớc ren cần cắt tc
Sơ đồ nguyên lý truyền dẫn cho xích cắt ren đ-ợc mô tả bởi hình vẽ sau: t c
Uđc: tỷ số truyền đảo chiều bàn máy để cắt ren phải hoặc ren trái
Utt: tỷ số truyền cho bánh răng thay thế
Ucs: tỷ số truyền trong nhóm cơ sở ở máy 1A62 dùng cơ cấu Norton cho 8 tỷ số truyền t-ơng ứng với các số răng là: Z1= 26; Z2= 28; Z32; Z46; Z58;
Ugb: tỷ số truyền của nhóm gấp bội Nhóm gấp bội có 4 tỷ số truyền:
28 56 28 tm: b-ớc của trục vít me dọc tm
• Xích cắt ren Quốc tế (còn gọi là ren hệ mét) dùng cặp bánh răng thay thế
42 và cơ cấu Norton chủ động: ci m gb i U M4.t t
1 Trong đó Zi là một trong 8 bánh răng trong cơ cấu Norton t-ơng ứng số b-ớc ren cần cắt tci t-ơng ứng
Từ đó đ-a ra công thức điều chỉnh:
7 tci=k1.Zi.Ugb k1: tích số cho các số cố định trong ph-ơng trình trên; ta thấy tci tỷ lệ với Zi và Ugb.
• Xích cắt ren Modun: loại ren này dùng trong mối ghép động Ký hiệu
= t c m Ph-ơng trình cắt ren Modun nh- cắt ren Quốc tế nh-ng chỉ khác là dùng cặp bánh răng thay thế
Một cách tương tự, ta suy ra công thức điều chỉnh: m_i = k2 · Z_i · Ugb Trong đó k2 là tích số của các hệ số cố định xuất hiện trong phương trình trên; ta thấy m_i tỉ lệ với Z_i và với các tham số cố định khác liên quan.
Ren Anh, hay còn gọi là ren Anh Quốc, là loại ren tương tự ren quốc tế Ký hiệu K biểu thị số vòng ren trên một tấc Anh, với một tấc Anh bằng 1 inch (25,4 mm) Đường truyền cắt ren Anh được thiết kế theo cơ cấu Norton bị động và sử dụng cặp bánh răng để thay thế ren Quốc tế.
1 = Từ trên ta suy ra: gb i 3 i U
Ki tỷ lệ thuật với Zi và tỷ lệ ngịch với Ugb
• Xích cắt ren Pit: loại ren này dùng nh- ren Modun
D pi = 1 = = (Dpi ính theo đơn vị Anh, số modun trong mét tÊc Anh)
Ph-ơng trình xích động nh- cắt ren Anh dùng cặp bánh răng thay thế
Ph-ơng trình xích động: pi ci m gb i D
Từ trên ta suy ra: gb i 4 pi U
Dpi tỷ lệ thuật với Zi và tỷ lệ ngịch với Ugb
Ren khuếch đại là loại ren có bước ren lớn, thường được dùng để cắt ren ở nhiều đầu mối và tiện rãnh dầu trong bạc đạn, nhằm tăng khả năng liên kết và khả năng chịu tải của mối ghép Trong quá trình gia công, việc chọn đúng bước ren và điều chỉnh kỹ thuật cắt ren khuếch đại đảm bảo độ chính xác và độ bền của mối ghép Rãnh dầu được tiện trên bạc đạn giúp giảm ma sát và cải thiện khả năng bôi trơn, từ đó nâng cao tuổi thọ cho hệ thống Nhờ đặc tính khuếch đại, lực tác động tại các mối ghép được phân bổ đồng đều, mang lại sự ổn định và độ tin cậy cho máy móc.
4 loại ren tiêu chuẩn trên Tỷ số truyền khuếch đại là 2, 8, 32 lần và với bộ đảo chiÌu cã 2 tû sè truyÒn
1 sẽ cho ta thêm hai tỷ số truyền khuêch đại nữa là 4,
Ph-ơng trình cắt ren khuếch đại có thể tóm tắt nh- sau:
Để cắt ren chính xác, cần tối ưu đường truyền ngắn nhất; đường truyền này phải tới các ly hợp M2, M3 và M4, đóng trực tiếp và truyền động tới trục vít me XV.
Cắt ren mặt đầu là đường xoắn Acsimét trong mâm cặp ba vấu Nguyên tắc là phôi quay tròn và dao tiện tịnh tiến đều vào tâm Tiện ren yêu cầu tỷ số truyền chính xác Ở đây bố trí thêm ly hợp M4 có cặp bánh răng Z ăn khớp với bánh răng ZV lắp trên trục XVI, và từ đó truyền động qua bàn xe dao đến trục vít me ngang với t=5.
1 U dc U tt U cs U gb M4.t m t ckd
2.3 Tiện trơn Đ-ờng truyền nh- tiện ren nh-ng đến ly hợp M4 ở giữa hai vị trí bánh răng Z( ăn khớp với bánh răng có ZV truyền qua ky hợp vào trục trơn tới trục vít bánh vít (4/30) Từ trục này truyền về hai ngả về phía trái để tiện dọc về phải và phía trái đến vít me ngang
Tiện trơn dọc: từ trục bánh vít Z0 truyền động qua cặp bánh răng 24/50 rồi qua cặp bánh răng 23/69 tới bánh răng Z với m = 3, sau đó truyền cho bàn xe dao chuyển động về phía mâm cặp Để đảo chiều ngược lại, ta gạt bánh răng di trượt trên trục vít cho ăn khớp với bánh trung gian Z3; đường truyền ngược lại được thực hiện qua bánh răng thanh răng bàn dao chạy dọc.
- Tiện trơn ngang: giống nh- tiện trơn dọc nh-ng tới trục bánh vít thì nó đi qua ngả bên phải để đến bàn dao ngang vít me t=5mm
3 Một số cơ cấu đặc biệt của máy
Cơ cấu an toàn của máy 1A62 là cơ cấu trục vít rơi Hệ truyền động từ trục trơn tới ly hợp trục vít lồng không và bánh vít đến bàn xe dao Khi quá tải, bánh vít bị giữ lại, ly hợp trượt ép lên lò xo đẩy thanh chống sang phải, khiến trục vít rơi xuống Muốn tiếp tục làm việc, phải nâng trục vít về vị trí ăn khớp được.
+ Đai ốc hai nửa : quay tay quay, đĩa quay Trên mặt đầu đĩa có rãnh cong
Ph-ơng án không gian và ph-ơng án thứ tự của máy
Tính công bội theo công thức = z 1 min max n
Từ sơ đồ động của máy ta thấy rằng: xích tốc độ chia ra thành hai đ-ờng truyền đ-ờng truyền tốc độ thấp và đ-ờng truyền tốc độ cao
Ph-ơng án không gian của máy: Z1=2x3x2x2$
Ph-ơng án thứ tự của Z1: Z1=2[1]x3[2]x2[6]x2[12] trong đó nhóm truyền 2[1] có l-ợng mở max = 12 =1,26 12 >8 Cho nên ng-ời ta khắc phục bằng cách thu hẹp l-ợng mở xuống còn 2[6]
Trong bài toán này, Z1 = 2[1] × 3[2] × 2[6] × 2[6], và số tốc độ bị trùng do thu hẹp lượng mở là: Zt − 6 = 6 Để bù lại số cấp tốc độ bị trùng, người ta tách hệ thống thành hai đường truyền riêng biệt để đảm bảo phân bổ đầy đủ các cấp tốc độ và tăng hiệu quả truyền tải.
Số cấp tốc độ của cả hai đường truyền ban đầu là 24, nhưng do phân bố các tỷ số truyền giữa hai đường truyền đã tạo ra ba cặp tốc độ trùng nhau nên số cấp tốc độ thực tế chỉ còn 21 cấp tốc độ.
Đồ thị vòng quay
Thông qua sơ đồ động học, ta xác định được số răng và mô-đun của từng cặp bánh răng; từ đó có thể tái thiết lập đồ thị vòng quay thực tế của hộp số.
Ta cã: nmin ,5 (v/ph) nmax 00 (v/ph)
Tính công bội theo công thức: z 1 min max n
2 Tính trị số vòng quay cuả trục đầu tiên của hộp tốc độ
+ Trên trục VI: Căn cứ vào nmin và ta có 21 tốc độ:
+ Xác định vị trí đặt n0 trên đồ thị vòng quay : n0 = nI = 720 765 =n19
3 Xác định độ xiên của các nhóm truyền
Xác định độ xiên của các nhóm truyền theo công thức:
Nhóm truyền thứ nhất có hai tỷ số truyền: i1 39
Tia i1 lệch sang phải 1 khoảng log:
L-ợng mở giữa hai tia [x]: x = i2/i1= 2 / = = x
Nhóm truyền thứ hai có 3 tỷ số truyền: i3 52
T-ơng tự nh- cách làm nhóm truyền 1 ta có : x3= -4,13 -4 Tia i3 lệch sang trái 4 khoảng log x4= -1,96 -2 Tia i4 lệch sang trái 2 khoảng log x5 = 0 Tia i5 thẳng đứng
L-ợng mở [x] = [2] ứng với nhóm truyền khuếch đại:
Nhóm truyền thứ ba và thứ t- có 2 tỷ số truyền i6= i8 80
50 x6= x8= -6 Tia i6 và i8 lệch sang trái 6 khoảng log
Nhóm truyền gián tiếp (từ trục V tới trục VI) có1 tỷ số truyền i10 64 32 x10= -3 Tia i10 lệch sang trái 3 khoảng log
Nhãm truyÒn trùc tiÕp cã 1 tû sè truyÒn i11 50 50 x11= 0 Tia i11 thẳng đứng
4 Vẽ đồ thị vòng quay
Công thức động học của máy 1A62
Ph-ơng án không gian chạy chậm 2x3x2x2x1= Z1
Ph-ơng án không gian chạy nhanh 2x3x1= Z2
Ph-ơng án thứ tự của Z1$=: 2[1]x3[2]x2[6]x2[12]
Trong đó nhóm truyền 2[12] có 12 =1,26 12 >8 không thoả mãn điều kiện
Nên phải tạo ra hiện t-ợng trùng tốc độ nh- sau:
Số tốc độ trùng Zt = 12 - 6 = 6 đ-ợc bù lại bằng đ-ờng truyền thứ hai có ph-ơng án không gian: 2x3
Ph-ơng án thứ tự: 2[1]x3[2]x1[0]
Thiết kế máy mới
Tính toán thiết kế động học hộp tốc độ
1 B-ớc 1: Tính thông số thứ t- và dãy số lý thuyết
Với = 1,26 ta có dãy số lý thuyết: n1 = nmin = 11,5 (v/ph) n2 = n1. 1 = 11,5.1,26 1 = 14,49 14,5(v/ph) n3 = n1. 2 = 11,5.1,26 2 = 18,26 18,5(v/ph) n4 = n1. 3 = 11,5.1,26 3 = 23,00 23(v/ph) n5 = n1. 4 = 11,5.1,26 4 = 28,99 30(v/ph) n6 = n1. 5 = 11,5.1,26 5 = 36,52 37(v/ph) n7 = n1. 6 = 11,5.1,26 6 = 46,02 46(v/ph) n8 = n1. 7 = 11,5.1,26 7 = 57,98 58(v/ph) n9 = n1. 8 = 11,5.1,26 8 = 73,06 73(v/ph) n10 = n1. 9 = 11,5.1,26 9 = 92,05 92(v/ph) n11 = n1. 10 = 11,5.1,26 10 = 115,99 120(v/ph) n12 = n1. 11 = 11,5.1,26 11 = 146,14 150(v/ph) n13 = n1. 12 = 11,5.1,26 12 = 184,14 180(v/ph) n14 = n1. 13 = 11,5.1,26 13 = 232,01 230(v/ph) n15 = n1. 14 = 11,5.1,26 14 = 292,34 300(v/ph) n16 = n1. 15 = 11,5.1,26 15 = 368,35 365(v/ph) n17 = n1. 16 = 11,5.1,26 16 = 464,12 460(v/ph) n18 = n1. 17 = 11,5.1,26 17 = 585,79 600(v/ph) n19 = n1. 18 = 11,5.1,26 18 = 736,83 750(v/ph) n20 = n1. 19 = 11,5.1,26 19 = 928,41 950(v/ph) n21 = n1. 20 = 11,5.1,26 20 = 1169,79 1200(v/ph)
2 B-ớc 2: Phân tích ph-ơng án không gian
Trong đó: pj là tỷ số truyền trong một nhóm
Ta có thể chọn các ph-ơng án không gian nh- sau:
Việc đánh giá các phương án trên cho thấy trên một trục có quá nhiều bánh răng phải hoạt động đồng thời, khiến trục dài hơn và từ đó làm giảm đáng kể độ cứng của trục.
Mặt khác, các Z! là số tối giản nên khi phân tích thành thừa số nguyên tố sẽ tạo ra quá ít nhóm truyền, khiến việc phân phối tỷ số truyền gặp khó khăn Do đó, việc tối ưu hóa phân tích thừa số và cân bằng các nhóm truyền là cần thiết để đảm bảo phân phối tỷ số truyền được thực hiện hiệu quả.
Nên ta tăng Z$ tức là có 3 cấp tốc độ ảo
Trong quá trình tối ưu hoá không gian, có rất nhiều phương án khác nhau nên ta phải chọn ra phương án tối ưu nhất Để loại bỏ các phương án không tốt, ta xác định và tính toán số nhóm truyền tối thiểu cần thiết; từ đó đánh giá từng phương án dựa trên chi phí, hiệu suất và tính khả thi Quá trình này giúp tối ưu hoá tổng thể hệ thống và đảm bảo lựa chọn phương án tối ưu nhất cho mục tiêu thiết kế, đồng thời tối ưu hoá nguồn lực và hiệu suất truyền thông.
4 u = 1 x: sè nhãm truyÒn tèi thiÓu
Chọn động cơ có nđc40(v/ph)
LÊy x=4 Chọn ph-ơng án không gian: Z$=3x2x2x2
Ph-ơng án không gian đ-ợc lựa chọn hợp lý dựa trên các tiêu chuẩn:
+ Tổng số bánh răng trên một trục:
+Tổng số trục của ph-ơng án là nhỏ nhất:
Str = i +1 i- Số nhóm truyền động
+Chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo công thức:
Trong thiết kế liên động, L được xác định bằng L = Σb + Σf, với b là chiều rộng của mỗi bánh răng và f là khoảng hở giữa hai bánh răng và khe hở để lắp miếng gạt Các yếu tố này phối hợp nhằm tối ưu kích thước và hiệu suất truyền động Số bánh răng chịu mô-men xoắn ở trục cuối cùng được thiết kế ở mức tối thiểu để giảm tải và tăng độ tin cậy cho hệ thống.
+Các cơ cấu đặc biệt dùng trong hộp
Lập bảng so sánh ph-ơng án bố trí không gian:
Tổng số bánh răng Sz 18 18 18 18
Kết luận: Với ph-ơng án và bảng so sánh trên ta thấy nên chọn ph-ơng án không gian 2x3x2x2 vì:
- Tỷ số truyền giảm dần từ trục đầu tiên đến trục cuối
Trên trục I, hệ truyền động gồm một bộ ly hợp ma sát đĩa và một bộ bánh răng đảo chiều, đòi hỏi không gian lắp đặt tương đối lớn Do đó, trên trục I ta bố trí hai bánh răng để đảm bảo truyền động và đảo chiều một cách ổn định.
- Số bánh răng phân bố trên các trục đều hơn PAKG 3x2x2x2 và 2x2x3x2
- Số bánh răng chịu mô men xoắn lớn nhất Mmax trên trục chính là ít nhất
Do đó để đảm bảo tỷ số truyền giảm từ từ đồng đều, -u tiên việc bố trí kết cấu ta chọn PAKG 2x3x2x2
3 B-ớc 3: Tính toán ph-ơng án thứ tự
Số ph-ơng án thứ tự:
Có 24 ph-ơng án thứ tự; từ đó ta lập bảng l-ới kết cấu nhóm:
I II III IV I II IV III
I III II IV I III IV II
I IV II III I IV III II
II I III IV II I IV III
II III I IV II III IV I
III I II IV III I IV II
III II I IV III II IV I
III IV I II III IV II I
IV I II III IV I III II
IV II I III IV II III I
IV III I II IV III II I
Từ bảng l-ới kết cấu nhóm ta vẽ các ph-ơng án điển hình:
Ph-ơng án 1(ph-ơng án tốt nhất)
Ph-ơng án 2(ph-ơng án trung bình)
Ph-ơng án 3(ph-ơng án xấu nhất)
Từ bảng sơ đồ l-ới kết cấu nhóm và các sơ đồ trên chọn ph-ơng án tốt nhất là: ph-ơng án 1 ( )
Nh-ng ở sơ đồ trên có nhóm truyền 2[12] có 12 = 1,26 12 > 8 Để đảm bảo xmax 8 ta phải thu hẹp l-ợng mở tối đa từ xmax = 12 xuống xmax = 6
Do thu hẹp l-ợng mở nên số tốc độ thực tế bị giảm Ta có số tốc độ thực tế là:
Z1 = Z - lượng mở thu hẹp = 24 - 6 = 18 PATT hiện tại là: 2[1]x 3[2]x 2[6]x 2[6] Để bù đắp sự giảm tốc do thu hẹp lượng mở, ta thiết kế trên đường truyền có tốc độ cao (đường truyền tắt) nhằm duy trì hiệu suất và tốc độ truyền tải tối ưu.
PAKG đ-ờng trruyền này là: Z2= 2x3x1= 6 tốc độ
Vậy số cấp tốc độ của hộp tốc độ là: Z = Z1 + Z2= 24+6 0
Do trùng 9 tốc độ (tốc độ cuối của đ-ờng truyền tốc độ thấp trùng với tốc độ của đ-ờng truỳên tốc độ cao)
Nên số tốc độ thực của máy là : Z = 30 - 9 = 21 tốc độ
Ta có l-ới kết cấu của máy nh- sau:
4 B-ớc 4: Vẽ đồ thị vòng quay
Trong mỗi phương án kết cấu, ta có nhiều phương án đồ thị vòng quay Đồ thị vòng quay luôn ở dạng giảm tốc vì số vòng quay của động cơ lớn, trong khi khi gia công ren ta cần giảm tốc độ vòng quay của trục chính ở mức rất nhỏ, nên buộc phải thiết kế hệ truyền động có giảm tốc phù hợp để đảm bảo vận hành ổn định và độ chính xác cao.
• Chọn động cơ: chọn động cơ có nđc 40 (v/ph)
Tỷ số truyền của đai iđ 2 Mặt khác iđ 0 dc n n
Ta thấy n0 n19 u0 (v/ph); (đặt n0 ở vị trí của n19)
Theo lý thuyết, đồ thị vòng quay trên trục đầu tiên luôn cho thấy xu hướng giảm tốc do phải lắp nhiều đĩa ma sát trong ly hợp Để có không gian lắp ráp ly hợp và tăng diện tích tiếp xúc của mỗi đĩa, số lượng đĩa được tăng từ n1 đến n24, từ đó ảnh hưởng đến đặc tính truyền động và hiệu suất giảm tốc của hệ thống.
22 giảm, hay li hợp ma sát đĩa gọn Để thỏa mẵn các yêu cầu trên thì ta buộc phải tăng tốc từ trục I tới trục II
Vậy ta vẽ đ-ợc đồ thị vòng quay của máy nh- sau:
Từ đồ thị vòng quay ta có:
Và các tỷ số truyền:
Suy ra vận tốc tại các trục tính theo tỷ số truyền và vận tốc của động cơ: n1 = i10.i8.i6.i3.i1.i®.n®c n2 = i10.i8.i6.i3.i2.i®.n®c n3 = i10.i8.i6.i4.i1.i®.n®c n4 = i10.i8.i6.i4.i2.i®.n®c n5 = i10.i8.i6.i5.i1.i®.n®c n6 = i10.i8.i6.i5.i2.i®.n®c n7 = i10.i8.i7.i3.i1.i®.n®c n8 = i10.i8.i7.i3.i2.i®.n®c n9 = i10.i8.i7.i4.i1.i®.n®c n10 = i10.i8.i7.i4.i2.i®.n®c n11 = i10.i8.i7.i5.i1.i®.n®c n12 = i10.i8.i7.i5.i2.i®.n®c n13 = i10.i9.i7.i3.i1.i®.n®c n14 = i10.i9.i7.i3.i2.i®.n®c n15 = i10.i9.i7.i4.i1.i®.n®c n16 = i10.i9.i7.i4.i2.i®.n®c n17 = i10.i9.i7.i5.i1.i®.n®c n18 = i10.i9.i7.i5.i2.i®.n®c n19 = i11.i9.i7.i4.i1.i®.n®c n20 = i11.i9.i7.i5.i1.i®.n®c n21 = i11.i9.i7.i5.i2.i®.n®c
5 B-ớc 5: Tính số bánh răng các nhóm truyền:
5.1 Tính số răng của nhóm truyền thứ I :
Theo công thức Zx x x x g f f + EK Zx'= Z - Zx
Trong đó : K là bội số chung nhỏ nhất của mọi tổng fx + gx
Z Tổng số răng trong cặp
VËy béi sè trung nhá nhÊt K = 18
Emin nằm ở tia i2 vì i2 tăng nhiều hơn i1 Khi đó bánh răng Zmin nằm ở tia thứ 2 là bánh răng bị động:
17 = 2,43 LÊy Emin=5 ta cã Z= EK =5.18 = 90 r¨ng
KiÓm tra tû sè truyÒn: i1 = 1 , 25
5.2 Tính số răng của nhóm truyền thứ II :
VËy béi sè trung nhá nhÊt K = 18
Emin nằm ở tia i3 vì i3 giảm nhiều hơn i4 Khi đó bánh răng Zmin nằm ở tia thứ 2 là bánh răng chủ động:
LÊy Emin=4 ta cã Z= EK =4.18 = 72 r¨ng
KiÓm tra tû sè truyÒn: i3 52
5.3 Tính số răng của nhóm truyền thứ III
VËy béi sè trung nhá nhÊt K = 2.5
Emin nằm ở tia i6 vì i6 giảm nhiều hơn i7 Khi đó bánh răng Zmin nằm ở tia i6 là bánh răng chủ động:
LÊy Emin ta cã Z= EK 10 = 100 (r¨ng)
KiÓm tra tû sè truyÒn: i3 80
5.4 Tính số răng của nhóm truyền thứ IV :
T-ơng tự nhóm truyền thứ III, nên ta có: Z8 ; Z8’; Z9=Z9’P
5.5 Tính số răng của nhóm truyền thứ V :
Do kết cấu của hộp tốc độ, ta chọn hai cặp bánh răng có mô-đun khác nhau và cặp bánh răng có tỷ số truyền i10 là cặp bánh răng nghiêng với góc nghiêng β = 20° Ta dùng hai loại mô-đun là m10 và m11 Điều kiện làm việc của hệ truyền động được xác định nhằm đảm bảo hiệu suất và độ bền của các bánh răng khi vận hành ở hai mức mô-đun này.
Trong đó A- Khoảng cách trục
Z10, Z11- Tổng số răng của nhóm bánh răng có môđuyn m10, m11
Tìm Z10 bằng cách phân tích:
1 , tổng số Z6 phải là bội số chung của 3 do đó ta chọn K = 32
Khoảng cách trục A là: A = m10 Z10.cos/2 = 3,25.96.cos15 0 /2 = 150 mm Và: Z11= 3.33 100 răng i11= Z11/ Z11' =1
Khoảng cách trục A là: A = m11 Z11/2 = 2,5 100/2 = 125 mm Nh- vậy các tỷ số truyền i10 , i11 dùng bánh răng dịch chỉnh
KiÓm tra tû sè truyÒn:
Từ các số liệu tính toán ở trên ta có bảng thống kê các cặp bánh răng: i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
5.6 Kiểm nghiệm sai số vòng quay trục chính
Ta có ph-ơng trình cân bằng xích động nt/c = Z Z ' i i iđ.nđ/cơ
Trong đó nđ/cơ = 1440 (v/ph)
Tính sai số vòng quay theo công thức n n n n c t tÝnh c t
Trong đó: nt/c - Số vòng quay tiêu chuẩn ntính - Số vòng quay tính toán theo ph-ơng trình xích độ Sai sè [n] 5%
Từ đó ta các bảng tính số vòng quay trục chính và sai số so với vong quay tiêu chuẩn:
TT Ph-ơng trình xích động ntính nt/c n%
5.7 Đồ thị sai số vòng quay
Từ đồ thị sai số vòng quay ta thấy: [n] max=2,34 - (-2,16) =4,50% < 5%
5.8 Sơ đồ động Hộp tốc độ:
Tên trục Tên bánh r¨ng
Mô duyn Dtb =mZ Khoảng cách trục
5.9 Hệ thống điều khiển hộp tốc độ n 1 n 3 2 n n 6 7 n n 5 4 n n 12 13 n n 1 14 n n 10 11 n n 9 8 n n 16 17 n n 19 18 n n 22 23 n n 21 20 n n 15
U 9 (D - P ) U 9 (D - P ) U 9 (D - P ) K hè i A 0 n K hè i B K hè i C K hè i D C am kh èi A C am kh èi B C am kh èi C C am kh èi D
Tính toán thiết kế động học Hộp Chạy Dao
II.1 Tính toán b-ớc tiện ren
II.1.1 B-ớc 1: số liệu b-ớc ren
II.1.2 B-ớc 2: chọn cơ cấu cho i cs và i gb
Trên cơ sở máy chuẩn 1A62, ta nhận thấy số lượng bước ren phải cắt tương đối lớn Để đáp ứng yêu cầu gia công, nhóm gấp bội được dùng bằng bánh răng di trượt, trong khi nhóm cơ sở sử dụng cơ cấu Norton gồm 8 bánh răng.
II.1.3 B-ớc 3: xếp bảng ren
Trong bảng xếp ren, số hàng biểu diễn tỷ số truyền cơ sở, còn số cột biểu diễn tỷ số truyền gấp bội (bao gồm cả tỷ số truyền gấp bội và khuếch đại) Từ dữ liệu được cho, ta thu được bảng xếp ren tương ứng với các tỷ số này.
Ren Anh Tiêu chuẩn (Gấp bội) Khuếch đại
Qua bảng sắp xếp này, ta nhận thấy bảng có 8 cột và 8 hàng Số hàng biểu thị nhóm cơ sở, còn số cột biểu thị nhóm gấp bội Mối liên hệ giữa hai nhóm được thể hiện rõ trong ma trận 8x8, cho thấy cách nhóm cơ sở phát triển thành nhóm gấp bội.
Với 8 hàng tốt nhất dùng cơ cấu Norton với 8 bánh răng là tốt nhất vì khoảng cách giữa các bánh răng nhỏ nên khoảng cách trục nhỏ đảm bảo đ-ợc độ cứng vững của trục và dộ bền của trục Vậy nhóm cơ sở dùng bánh răng hình tháp (cơ cấu Norton có 8 bánh răng)
T-ơng tự với 8 cột nhóm gấp bội tốt nhất là dung cơ cấu Mean gián tiếp, nh-ng đã có 4 tỷ số truyền khuếch đại đ-ợc lấy ở hộp tốc độ, nên chỉ còn cố 4 tỷ số truyền nữa ở igb Với 4 tỷ số truyền thì đảm bảm dễ điều khiển và khoảng cách trục nhỏ độ cứng vững lớn thì tốt nhất là dùng bánh răng di tr-ợt Vậy nhóm gấp bội dùng bánh răng di tr-ợt
II.1.4 B-ớc 4: thiết kế nhóm cơ sở
Sử dụng cơ cấu Norton cho nhóm truyền cơ sở
Gọi Z1; Z2…Zn là số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu Norton ở bảng ren Quốc tế chọn cột có b-ớc ren: 3,25; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6 làm nhóm cơ sở
+ Để cắt ren quốc tế:
= 26 : 28: 32 : 36 : 40 : 44 : 48 Tóm lại: Để cắt 3 loại ren thì cơ cấu Norton phải có số răng:
Trong cơ cấu Norton, số răng của các bánh răng không thể chọn quá lớn vì điều này sẽ làm tăng kích thước của nhóm truyền động, ảnh hưởng tới thiết kế và hiệu suất vận hành Do đó, người ta giới hạn Zi trong khoảng 25 < Zi < 60 để cân bằng giữa kích thước và khả năng truyền động, tối ưu hóa hiệu suất hệ thống Norton.
Z1 = 26; Z2 = 28; Z3 = 32; Z4 = 36; Z5 = 38; Z6 = 40; Z7 = 44; Z8 = 48 Để tránh cho bộ Norton kém cứng vững do hai gối đỡ cách xa nhau, số bánh răng của cơ cấu Norton phải nhỏ hơn 10 13 bánh răng
Nh- vậy cơ cấu Norton của máy cần thiết kế ta chọn cơ cấu Norton có 8 bánh r¨ng
Mô hình cơ cấu Norton:
II.1.5 B-íc 5: thiÕt kÕ nhãm gÊp béi
Nhóm gấp bội tạo ra 4 tỷ số truyền với công bội φ = 2 Từ bảng ren quốc tế, chọn làm nhóm cơ sở các cột có bước ren 3,25; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6 Từ các bước ren này có thể tính ra toàn bộ số ren sao cho tỷ số truyền của nhóm gấp bội bằng 1/4; 1/2; 1; 2/1 Kết quả cung cấp danh sách đầy đủ các tùy chọn tỷ số truyền dựa trên các bước ren đã chọn, phục vụ thiết kế hệ truyền động hiệu quả và tối ưu hóa hiệu suất.
Hộp chạy dao có công suất nhỏ và hiệu suất thấp; các bánh răng có cùng mô-đun nên việc chọn phương án thứ tự Mx trên các trục trung gian tăng dần không còn quan trọng Mặt khác, do các bánh răng có cùng mô-đun nên việc chọn PAKG để giảm cấp số vòng quay không làm tăng kích thước bộ truyền động.
Do đó để đơn giản ta tham khảo máy chuẩn chọn ra PAKG & PATT
Số bánh răng chịu mô men xuắn
Nhận xét : PAKG 4x1 có số bánh răng trên một trục nhiều, khó chế tạo
PAKG 2x2 là hợp lý hơn, nên ta chọn PAKG Z = 4 = 2x2
Víi PAKG 2x2 cã sè PATT: K! = 2! = 2
Ta cã l-íi kÕt cÊu:
Chọn phương án 1 vì đây là phương án có hình dẻ quạt và các tia được xếp khít nhau Đồ thị vòng quay được dùng để tránh sai số trùng lặp gây ảnh hưởng đến kết quả đo; ta chọn các tỷ số giữa các bộ truyền trong nhóm sao cho chúng ở các bội khác 1 và tương tự với máy chuẩn, từ đó vẽ được đồ thị vòng quay như hình trên Tính lại các tỷ số truyền ở các bội số khác nhau để đảm bảo tính nhất quán và độ chính xác của đồ thị vòng quay.
II.1.6 B-ớc 6: Tính số răng của nhóm gấp bội
Béi sè chung nhá nhÊt: K = 3.2 = 6
Béi sè chung nhá nhÊt: K = 3
Vậy ta có các số răng của nhóm gấp bội:
Ta thấy khoảng cách của các trục là nh- nhau vì chọn Modul giống nhau, nên ta có thể lấy bánh răng Z = 56 là bánh răng dùng chung
II.1.7 B-ớc 7: kiểm tra lại i kđ
Nh- vậy trong nhóm khuếch đại chỉ đáp ứng đ-ợc 3 tỷ số truyền khuếch đại đó là:
32 còn thiếu 2 tỷ số truyền
Để cung cấp đầy đủ các tỷ số truyền trên hệ thống từ khoảng ikđ tới itt, ta lắp thêm một bộ đảo chiều (iđc) Bộ đảo chiều vừa có nhiệm vụ đảo chiều quay của hệ thống, vừa đảm bảo duy trì một tỷ số truyền đảo chiều phù hợp với thiết kế và hiệu suất của hệ truyền động.
1) vừa có nhiệm vụ cung cấp thêm 2 tỷ số truyền thuận
1 Khi đó kết hợp ikđ&iđc ta sẽ có thêm 2 tỷ số truyền ikđ nữa là
Trên cơ sở máy chuẩn 1A62 ta cố thể bố trí các bánh răng ở nhóm đảo chiều nh- sau:
- Tỷ số truyền đảo chiều gồm 3 bánh răng 38x2 và các trục nằm trên 3 đỉnh của tam giác
- Tỷ số truyền thuận 2 cặp bánh răng
Kiểm tra khoảng cách trục (a1 > a2 để bánh răng 1 và 3 không va đập vào nhau):
a1 > a2 thỏa mãn các bánh răng không va vào nhau
II.1.8 B-ớc 8: thiết kế các nhóm truyền còn lại
Tính tỷ số truyền còn lại (ibù) bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao
Ph-ơng trình cân bằng động:
1vtc ibù ics igb tv = tp vì ibù = itt icđ
Nên có ph-ơng trình mới:
1vtc itt ic® ics igb tv = tp
Trong đó ibù là tỷ số truyền còn lại được bù vào xích truyền động; itt là tỷ số truyền của bộ bánh răng thay thế; icđ là tỷ số truyền của một số bộ bánh răng cố định còn lại nằm trong xích truyền; ics là tỷ số truyền của nhóm cơ sở; igb là tỷ số truyền của nhóm gấp bội; tv là tỷ số truyền của vít ren.
40 bước ren cần được cắt trên phôi Để tính lực cắt, ta chỉ cần thử cắt một bước ren bất kỳ Ví dụ, ta thử bước ren quốc tế có pitch (tp) = 5 mm Vì nhóm gấp bội có bốn tỷ số truyền (Z = 4) là:
1 , nên qua bảng xấp ren Quốc tế ta có
1 i gb = 1 Dựa vào máy chuẩn
1A62 chọn tv mm; Z0 ( thì ics 28
4 = (cơ cấu Norton chủ động)
Dựa vào máy chuẩn chọn icđ 36 25
Suy ra: ibù = itt icđ
Thông th-ờng bánh răng thay thế
42 cũng đ-ợc để cắt ren Anh Nh-ng khi cắt ren Anh thì đi theo đ-ờng khác Bộ bánh răng Norton bị động
Giả sử cắt ren Anh với n = 10(v/ph);
Tỷ số truyền cố định icđ
Con số 36 được dùng khi gia công ren Pict, vì ren Anh và ren Pict có chung một đường cơ cấu Norton bị động, nhưng hai cặp bánh răng thay thế lại khác nhau Việc chọn đúng quy cách ren giúp đảm bảo tính tương thích giữa hai loại ren và tối ưu hóa hoạt động của hệ Norton Do đó, trong thiết kế cơ cấu bánh răng, cần cân nhắc đặc tính của ren Anh và ren Pict cùng với các cặp bánh răng thay thế để duy trì độ chính xác và hiệu suất của hệ thống.
Tìm bánh răng thay thế khi cắt ren Pict (và ren Modun):
Cắt thử ren Pict với Dp = 12
II.1.9 Kiểm tra lại các b-ớc ren đ-ợc cắt
II.2 Tính toán b-ớc tiện trơn
Theo đầu bài l-ợng chạy dao:
Trong hệ thống gia công, Smin theo hướng dọc là 0,082 mm/vòng và Smin theo hướng ngang là 0,027 mm/vòng, cho thấy mức nhẵn của bề mặt gia công ở hai chiều Đường truyền động được thiết kế để tiện trơn tương tự tiện ren, nhưng ly hợp M4 đóng ở vị trí giữa hai bánh răng Z và ZV, truyền qua ly hợp vào trục vít me Từ trục này động lực được chuyển tiếp về hai nhánh: phía trái để tiện dọc và phía phải để tiện ngang Như vậy, tiện trơn là hệ quả của tiện ren, với bước tiện trơn có bề dày lớn hơn nhiều so với bước tiện ren chuẩn.
Dựa vào máy chuẩn ta lấy các tỷ số truyền nh- máy chuẩn, khi đó ta có các ph-ơng trình cân bằng nh- sau:
1vt/c.itt.ic®.ics.igb 3 12
1vt/c.itt.ic®.ics.igb 5
Tiện trơn theo con đ-ờng cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại ph-ơng trình cân bằng nh- sau:
- Đi qua ittB/100, Norton chủ động :
Trong đó: Zi = 26 48 (số răng trong cơ cấu Norton); igb=1/4; 1/2; 1/1; 2/1; x: sè ®Çu mèi trôc vÝt
Tiện trơn theo con đ-ờng cắt ren Modun:
- Đi qua itt= 32/97, cơ cấu Norton chủ động:
Từ các phương trình trên, khi cơ cấu Norton chủ động có tổng răng Zn từ 26 đến 48 và các giá trị igb đều cho ra kết quả không đúng yêu cầu, ta phải điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp xe dao để bảo đảm đáp ứng các thông số đã định Tuy nhiên, để duy trì khoảng cách trục của hệ chuẩn, ta phải giữ nguyên tổng số răng ΣZ ở mức cố định.
Nhiệm vụ chung
Hệ thống điều khiển hộp chạy dao có nhiệm vụ thay đổi cơ cấu truyền động để có thể cắt được các loại ren khác nhau Quá trình thay đổi đường truyền được thực hiện thông qua đóng mở các ly hợp, cho phép điều chỉnh nhanh và chính xác các chế độ gia công Dựa trên tham khảo máy chuẩn T620, ta bố trí hai nhóm tay gạt 1 và 2 để thực hiện các nhiệm vụ điều khiển truyền động trên hộp chạy dao.
I.1 Đối với nhóm I (Tay quay tổ hợp I)
- Nhóm này có nhiệm vụ thay đổi các b-ớc tp khi cắt mỗi loại ren
- Thay đổi vị trí ăn khớp của bánh răng Z34 ăn khớp với 1 trong 8 bánh của bộ Norton để thực hiện các b-ớc ren trong các cột cơ sở
- Thay đổi vị trí của khối bánh răng di tr-ợt Z28 + Z42 trên trục XII và Z28+Z56 trên trục XIV để thực hiện các b-ớc ren trong các cột cơ sở
I.2 Đối với nhóm II (tay quay đơn)
Nhóm này được dùng để điều chỉnh chuyển động khi cắt các loại ren khác nhau theo yêu cầu Với mỗi loại ren, vị trí tương ứng của tay gạt sẽ khác nhau, cho phép người vận hành chọn đúng chế độ cắt và đạt được độ chính xác cao Việc thiết lập vị trí tay gạt phù hợp cho từng loại ren không chỉ tối ưu hóa hiệu suất gia công mà còn đảm bảo chất lượng ren được cắt đồng đều và tin cậy trong quá trình vận hành.
Cụ thể: + Vị trí tiện ren quốc tế và môdun
Vị trí tiện ren và pit, vị trí tiện ren chính xác, vị trí tiện ren mặt đầu và vị trí tiện trơn là các vị trí cần được xác định rõ Để thực hiện các yêu cầu trên, nhóm gạt II phải điều khiển sự ăn khớp ra vào của bốn ly hợp M2, M3, M4 và bánh răng dịch chuyển trên trục IX có Z% Vì vậy nhóm I và II không thể thay thế lẫn nhau Trong cùng một lúc không thể cắt được hai loại ren; chỉ có thể cắt một loại ren, và để thực hiện việc này phải gạt hai tay gạt.
Cấu tạo- nguyên lý- cách tính toán hệ thống tay gạt
Cấu tạo giống nh- nhóm I ở máy chuẩn
Điều khiển nhóm cơ sở:
Trong tổ hợp kéo tay quay I, với giá trị H được truyền qua hệ thống đòn và tỷ lệ cánh tay đòn, Zđ được làm quay quanh tâm O2 với một góc β Hệ thống đòn và sự điều chỉnh tỷ lệ cánh tay đòn cho phép biến đổi lực kéo thành chuyển động quay, khi Zđ quay quanh O2 theo góc β.
Cụm tay quay của hộp số ở trạng thái kéo ra và quay vào để Zđ di trượt và lần lượt ăn khớp với các Zn Lúc đó, cụm điều khiển kéo càng (lắp bánh Zđ) nhờ chốt chạy trên rãnh xiên song song với độ côn của bánh răng Vị trí ăn khớp được xác định bởi một trong tám lỗ trên rãnh Khi đẩy tay quay vào, quá trình xảy ra ngược lại khiến bánh đệm Z34 ăn khớp với một trong tám bánh của bộ Norton và kết thúc nhóm điều khiển cơ sở.
§iÒu khiÓn nhãm gÊp béi:
Khi kéo tay quay của tổ hợp ra, chốt sẽ đi vào một trong bốn lỗ trên bánh răng Z34; việc quay tay điều khiển nhóm cơ sở khiến chốt quay và tác động lên hai bánh răng còn lại, bánh răng quay làm chốt dịch chuyển và tác động vào càng gạt, đẩy khối 2 bậc Z28-56 vào vị trí ăn khớp của nó; các bánh răng còn lại sẽ truyền động tác động tới càng, làm dịch chuyển khối bánh răng 2 bậc Z28-42 trên trục XII.
II.2.Tính toán nhóm I (tay quay tổ hợp)
+ Những điều cần chú ý khi nghien cứu máy chuẩn Độ nâng a của rãnh A bằng bao nhiêu để khi lắc thì bánh đệm Z34 thoát ra hoàn toàn khỏi khối Norton tạo ra 1 khoảng hở để khi bộ bánh đệm chuyển động dọc trục không bị va chạm
Góc có trị số bao nhiêu để phù hợp hành trình gạt và chốt chạy đ-ợc dễ dàng trong rãnh Để trình độ nâng a cần tìm độ lắc yêu cầu của bánh đệm Z34 ăn khớp với bộ nooctong và tỷ số lắc (tỷ số lắc hằng, tỷ số giữa khoảng dịch chuyển của điểm tiếp xúc trên Z34 với khối Norton và khoảng dịch chuyển của chốt Q)
Qua hình vẽ cho thấy khi khối bánh răng đệm Z34 ăn khớp với Z48, độ lắc yêu cầu phải lớn hơn một lượng nhất định so với chiều cao răng để khi gạt không bị ảnh hưởng bởi va đập.
Khi đó khoảng cách từ tâm quayO của cần lắc p tới tâm chốt B là nhỏ nhất
Do đó llắc là nhỏ nhất
Khi bánh răng đệm ăn khớp với Z1(Z26) thì yêu cầu độ lắc là:
X = r + − ( h r : h r¨ng) Độ lắc lúc này là lớn nhất nh-ng khi đó khoảng cách từ tâm O của cần p tới chốt B lúc này cũng lớn nhất
Khi kéo từ bánh răng Z1 đến Z8 của bộ Norton, độ nâng tăng lên và độ lắc cũng tăng lên; hai tham số imin và xmin được lấy tại bánh răng Z8 Đối với rãnh A trên thanh n, độ nâng a tỷ lệ thuận với độ lắc x và tỷ lệ nghịch với tỷ số lắc i Do đó, khi tính độ nâng a, ta phải thực hiện tính toán ở hai vị trí tương ứng với bánh răng ăn khớp Z1 và Z8 để chọn giá trị a lớn hơn.
Tính toán độ nâng a khi ăn khớp với Z4
Từ số răng và modun của bánh răng ta tính đ-ợc khoảng tâm lúc ăn khớp
= Để lắc khối đệm Z34 tách ra khỏi vị trí ăn khớp với bộ nooctong thì khoảng cách các tâm nh- sau:
Gọi góc lắc của O 3 là thì = O ˆ 1 − O ˆ 1 Ta có:
Khi ¤3 quay quanh O1 mét gãc th× T còng quay quanh O 1 1 gãc = 3 0 2 Nh- vậy chốt T dịch chuyển 1 đoạn bằng t, vì góc nâng nhỏ nên coi t bằng cung quay đ-ợc
Nh- vậy chốt B phải dịch chuyển một đoạn đ-ờng bằng a (a bằng độ nâng của rãnh trên thanh n) a=3,96/50.150=7,92mm
-Tính độ nâng a khi bánh đệm Z34 ăn khớp với Z1 của bộ Norton
Góc cần thiết khi gạt là = O ˆ 1 − O ˆ 1
T-ơng tự nh- trên ta có: ˆ 43 0 3
Nh- vậy chốt T phải quay 1 góc = 24 0 1 5
T-ơng ứng với chốt T phải dịch chuyển 1 đoạn t
So sánh 2 vị trí ta có thể chọn a#(mm)
- Tính góc nâng của rãnh A
Trong cơ cấu liên kết, α ảnh hưởng trực tiếp đến động học của chốt Q trong rãnh A và sự phối hợp với thanh n Nếu α càng nhỏ, chốt Q di chuyển trong rãnh dễ dàng hơn; tuy nhiên nếu α quá nhỏ thì thanh n và rãnh A cần có kích thước dài hơn để đảm bảo quá trình chuyển động diễn ra trơn tru Ngược lại, α lớn làm cho thanh n ngắn và dẫn đến những ảnh hưởng đến cách thanh n di chuyển, từ đó tác động đến hiệu suất của toàn bộ cơ cấu.
Sau khi nghiên cứu cách bố trí không gian và kích th-ớc máy ta tính rồi so sánh Nếu 48 0 là đ-ợc
Theo kinh nghiệm = 38 0 là tốt nhất
Theo máy chuẩn ta chọn đ-ợc các kích th-ớc tg mm tg
Khi thay đổi tỷ số truyền ở nhóm cơ sở phải kéo trục ra để xoay theo máy chuẩn khoảng cách đ-ợc tạo ra khi đó
30(mm) Ta chọn 33mm Do đó khi chuyển động kéo ra thì O → O 1 ; O → O 1 mm O
OO 1 = 1 = 33 Tức là thanh n chuyển động đ-ợc 1 đoạn là 33mm.Từ đó rút ra đ-ợc min
Để đồng bộ hệ thống, tính góc quay cần thiết để dịch chuyển khối D sao cho ăn khớp với từng bánh răng của khối nốc-tông Khi thay đổi bước ren của nhóm cơ sở, quay tay gạt F một lượt để thiết lập lại vị trí và đảm bảo các bánh răng ăn khớp chính xác trong quá trình vận hành.
50 góc t-ơng ứng, nghĩa là thay đổi sự ăn khớp cuả khối D với bánh răng của khố i
TÝnh gãc quay cÇn thiÕt:
Đây chính là góc giữa 2 lỗ định vị kế tiếp nhau trên tay gạt
II.3 Tính toán nhóm II (tay quay đơn)
Tay quay II điều khiển trục mang 3 cam thùng I, II, III
Cam I: điều khiển ly hợp M2 và bánh răng Z25 trên trục IX
Cam II: Điều khiển ly hợp M3
Cam III: Điều khiển ly hợp M4
Nhiệm vụ của các cam thùng là đóng mở ly hợp để cắt các loại ren khác nhau, bao gồm ren Quốc tế, ren Modun, ren Anh, ren PICT, ren Mặt đầu, ren Chính xác và ren Tiện trơn Quá trình này đảm bảo sự tương thích giữa các chuẩn ren và cho phép thiết kế, chế tạo đạt chuẩn trên nhiều hệ thống đo lường khác nhau Việc điều khiển chính xác các ly hợp giúp tối ưu hóa chu trình gia công, giảm sai số và nâng cao hiệu quả sản xuất.
Phân tích các chuyển động khi cắt các loại ren ta có các vị trí các ly hợp
➢ Khi cắt ren quốc tế và môđuyn (đ-ờng Norton chủ động):
➢ Khi cắt ren Anh+Pít (đ-ờng Nooctong bị động):
➢ Khi cắt ren chính xác:
Trôc IX- M2-XI- M4-XIV- M4-XV
Khi cắt ren mặt đầu, đường truyền giống như ren quốc tế, chỉ khác ở chỗ nối trục XV không nối trực tiếp vào vít me mà qua tỉ số truyền 28/56 – XVI để truyền dẫn cho vít me nằm ngang.
➢ Tiện trơn: Đ-ờng truyền giống ren quốc tế chỉ khác ở chỗ nối trục XV không nối vào trục vít me mà qua 28/56 truyền động cho trục XVI
Nhận xét cho thấy khi tay gạt I quay một vòng, cơ cấu sẽ thực hiện việc điều chỉnh và cắt tất cả các loại ren theo yêu cầu thiết kế máy Vì vậy, nhóm gạt II phải được trang bị đầy đủ hệ thống điều khiển và các chức năng hỗ trợ phù hợp để đảm bảo quá trình gia công ren diễn ra chính xác, an toàn và đồng bộ với thiết kế máy.
5 vị trí t-ơng ứng với 5 loại ren kể trên.Tính l-ợng nâng thông qua hành trình gạt L:
Ly hợp M2: khi gạt để làm việc thì đồng thời phải cắt sự ăn khớp của bánh r¨ng 25/36; L2=B+f+2mm
SƠ Đồ KHAI TRIểN RãNH CAM
360 0 Quốc tế + Môdul T T P a - Tính độ nâng của cam
+ Cam M2: Theo vị trí của máy, độ gạt yêu cầu của bánh răng là 25 (mm), tỷ số truyền cam M2 = 1 nên độ nâng của cam M2 là X= 25/2 = 12,5 (mm)
+ Cam M3: Độ gạt yêu cầu là 28 (mm), tỷ số truyền của cam M3 = 1 nên độ nâng của cam II là X = 28/2 = 19(mm)
+ Cam M4: Độ gạt yêu cầu là 28 (mm), tỷ số truyền cam M4 = 1, nên độ nâng của cam IV là X = 28/2 = 19 (mm) b- Các kích th-ớc của cam
Dcon l¨n = 12 (mm); b = Dcl¨n + 1 = 12 + 1 (mm) §-êng kÝnh chèt d = 10 (mm)
Bán kính góc l-ợn của rãnh cam r = Rcon l¨n + 0,5 = 6 + 0,5 = 6,5 (mm)
53 c- Kiểm tra điều kiện làm việc của cam
Thiết kế động lực học toàn máy
xác định lực trong các cơ cấu truyền dẫn
I.1 Xác định lực cắt và lực chạy dao
Các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành (dao và phôi) của máy 1A62 nh- sau:
Công thức tính lực cắt: PX = C t X S Y
PZ = C t X S Y Trong đó: C - là hệ số kể đến sự ảnh h-ởng của tính chất vật liệu gia công t - là chiều sâu cắt
S - l-ợng chạy dao Tra bảng II.1 (Tính toán thiết kế Máy Cắt Kim Loại) ta có:
Công thức tính lực cắt c x y
Chi tiết 115 x 2000, thép 45, HB = 200, dao tiện th-ờng P18, chế độ cắt n 40 v/ph, S = 1,4 mm/vòng, t = 6 mm thì đ-ợc:
Chế độ 70, l = 350 mm; thép 45 có tỳ mũi nhọn, dao T15K6
Tốc độ n = 400 vg/ph; S = 0,39, t =5mm
PX = C t X S Y = 650 5 1,2 0,39 0,65 = 2431N c Tính lực chạy dao (Q)
Theo công thức thực nghiệm do Rêsêtôp và Lêvít với máy tiện có sống tr- ợt l¨ng trô: Q=k P X + f ( P Z + G )
Với: G: trọng l-ợng phần dịch chuyển %0 kg %00 N f: hệ số thu gọn ma sát trên sống tr-ợt = 0,15 đến 0,18 k: hệ số tăng lực ma sát do P X tạo ra mômen lật; k=1,15
Thay vào công thức trên có: Q = 1,15.6945+0,16.(15445,6+2500)
I.2 Tính mômen xoắn của động cơ điện
Khi máy tiện làm việc trong hộp tốc độ Mx của động cơ cân bằng với Mx của lực cắt và Mx ma sát trong các cặp truyền động
Ta có ph-ơng trình:
Với i 0 : tỉ số truyền tổng cộng xích i k: tỉ số truyền từ cặp có M Xms tới trục chính η: hiệu suất toàn xích
M XPc: mômen xoắn do lực cắt gây ra M XPc = P Z d/2
P Z: lực cắt tiếp tuyến d: đ-ờng kính chi tiết gia công
(ở đây hiệu suất η=0,75 và tỉ số truyền i 0 1440
37 ) -Khi th- ở chế độ thử công suất: dp, n75 v/p , P Z= 4935
Tính công suất động cơ điện
II.1.Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính
Công suất động cơ gồm: N dc = N c + N 0 + N p
N p: công suất phụ tiêu hao theo hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh h-ởng đến sự làm việc của máy
N c = P Z (kW) Theo chế độ thử công suất P Z = 4935(N), n75(v/p), dp(mm)
Th-ờng thì N c = ( 70 85 ) 0 0 N dc nên có thể tính gần đúng:
Xác định công suất chạy không :
Với:Km - hệ số phụ thuộc chất l-ợng chế tạo các chi tiết và điều kiện bôi trơn
Trong thiết kế máy, Km được xác định theo hai tham chiếu: Km nằm trong khoảng từ 3 đến 6 và có thể lấy Km bằng 5n, với n là tổng số vòng quay của tất cả các trục (trừ trục chính); dtb là đường kính trung bình của tất cả các ngõng trục của máy (đơn vị mm) Khi thiết kế máy, cần tính sơ bộ các trục dựa trên các tham số này để đảm bảo kích thước và hiệu suất hoạt động phù hợp.
K1 - hệ số tổn thất công suất riêng tại trục chính, K1 =1,5 ntc - số vòng quay trục chính
Xác định công suất phụ:
k - hệ số các bộ truyền cùng loại ik - số l-ợng các bộ truyền cùng loại
Do đó chọn động cơ tiêu chuẩn N=7(kW) và n40(v/ph)
II.2 Xác định công suất chạy dao:
- Khi tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính: dcV dcS K N
-Khi tính theo lực chạy dao:
Với: V S : tốc độ chạy dao, V S =S.n=0,39.3756,25(mm/p)
cd : hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ( 0,150,2)
Q: lực kéo (N) Thay vào công thức trên:
Tính sức bền chi tiết máy
III.1 Lập bảng tính sơ bộ đ-ờng kính trục
Số vòng quay tính toán trên trục, Theo công thức: nt = nmin 4 min max n n (vg/ph)
Công suất trên trục thứ i đối với hộp tốc độ:
Với i: hiệu suất từ động cơ tới trục i
Chọn: br = 0,97; ôl = 0,994; đai = 0,95; lh = 0,95
Mômen xoắn trên trục i: Mi = 716200 ( N mm ) n
N t trôc Đ-ờng kính sơ bộ của trục i: dsb = C ( ) mm n
Mômen xoắt trên trục động cơ:
Bảng tính sơ bộ đ-ờng kính các trục trong Hộp tốc độ:
Trục n min n max n tính i N i M i d sb d chọn Ghi chú
Bảng tính sơ bộ đ-ờng kính các trục trong Hộp chạy dao:
Ni = Ncd.i = 0,32 i; Với i - hiệu suất động cơ tới trục i
Trục n min n max n tính i N i M i d sb d chọn Ghi chú VII 11,32 1185,88 36,21 0,699 0,22 59008,01 19,47 20
III.2 TÝnh trôc trung gian (trôc XII)
Pr2 = Pv2.tgw = 16117.tg20 0 = 5866 (N) b Tính các phản lực tại các gối tựa b.1 Xét trong mặt phẳng yoz ta có:
Ph-ơng trình chính tắc:
Mômen của từng mặt cắt:
ME = VyC.50 = 5399.50 = 269950 (Nmm) b.2 Xét trong mặt phẳng xoz ta có:
Ph-ơng trình chính tắc:
Mômen của từng mặt cắt:
65 d Tính đ-ờng kính trục tại mặt cắt nguy hiểm
Ta có công thức xác định sơ bộ đ-ờng kính trục:
Theo bảng 10.5/195 (TTTKHDĐCK Tập I) có:
Với vật liệu thép 45 có b = 850 (Mpa) [] = 67 (Mpa)
Theo biểu đồ momen uốn, mặt cắt tại vị trí E có giá trị momen lớn nhất và được xem là mặt cắt nguy hiểm nhất cho độ bền của kết cấu Vì vậy, những tính toán và kiểm tra độ bền cần tập trung tại mặt cắt này, trong khi các mặt cắt khác được cho là đủ bền so với yêu cầu thiết kế.
Chọn d = 35mm e Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi tại mặt cắt nguy hiểm
Trong đó: mj aj dj j mj aj dj j
Trục quay chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng và mô men xoắn biến đổi theo chu kỳ động; với trục làm bằng thép carbon có σ_b0 MPa, thiết kế cần xác định tải trọng tối đa, phạm vi ứng suất và chu kỳ mỏi để đảm bảo độ bền làm việc lâu dài và an toàn cho hệ thống.
=0,05; =0 Hệ số ảnh h-ởng của ứng suất trung bình (Bảng 10-7); k dj=(k/+kx-1)/ky k dj =(k/+kx-1)/ky
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt: kx=1,1 (Bảng 10-8);
Hệ số tăng bền ky = 1,65 Các hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn được ký hiệu lần lượt là kσ và kτ (theo Bảng 10-9) Đối với rãnh then và gia công rãnh then bằng dao phay đĩa, kσ = 1,65 và kτ = 1,5.
, : Hệ số kích th-ớc phụ thuộc vào đ-ờng kính trục (Bảng 10-10); d5mm =0,86; =0,8 k E=(k/+kx-1)/ky =(1,65/0,86+1,1-1)/1,7=1,19 k E=(k/+kx-1)/ky=(1,52/0,8+1,1-1)/1,7=1,18 ứng suất trên trục: j j mj aj mj j j max aj
Tại mặt cắt nguy hiểm nhất trục đủ bền Trục đủ bền và không cần kiểm tra độ cứng vững của trục
Vậy chọn đ-ờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng d = 35 mm; còn đ-ờng kính ngõng trục chọn dng = 30mm f Tính và chọn then trên trục XII
Chọn then hoa răng hình thân khai, tính độ bền cho thên: ứng suất dập:
d< [d] Vậy then đủ điều kiện bền
68 g Tính và chọn ổ lăn cho trục XII
Mômen xoắn: Mx 38462,26 Nmm §-êng kÝnh ngâng trôc: d = 30mm
Thời hạn sử dụng: Lh H000 giờ
Mặc dù chỉ cố tải trọng h-ớng tâm nh-ng ta vấn chọn ổ đũa côn cỡ trung cho các gối A & C để tăng độ cứng vững
Còn tại gối trục B ta dùng ổ bi đỡ một dãy
Với d = 30mm theo bảng P2.11/262 (TTTKHDĐCK Tập I) chọn ổ có số hiệu là: Ký hiệu: 7606 d
Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm Đ-ờng kính bi, mm C, kN C0, kN
• Kiểm tra khả năng tải của ổ
Lực dọc trục do lực h-ớng tâm gây ra:
Kiểm tra ổ theo khả năng tải động:
Tải trọng quy -ớc: Q=(XVFr+YFa)ktkđ
V: Hệ số ảnh h-ởng của vòng nào quay; Vòng trong quay V=1; kt : Hệ số ảnh h-ởng nhiệt độ: kt =1 kđ: Hệ số ảnh h-ởng tải trọng động kđ =1,5 (Tải trọng va đập vừa)
Kiểm tra ổ theo khả năng tải động của ổ chịu tải trọng lớn hơn:
Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Với X0, Y0: Hệ số tải trọng h-ớng tâm và tải trọng dọc trục (Bảng11.6[1])
Với ổ đũa côn có: X0=0,5; Y0=0,22cotg= 0,22cotg(12 0 ) 1,04
Thoả mãn khả năng tải tĩnh
Lực tác dụng lên gối B:
Kiểm tra ổ theo khả năng tải động:
Tải trọng quy -ớc: Q=(XVFr+YFa)ktkđ
V: Hệ số ảnh h-ởng của vòng nào quay; Vòng trong quay V=1; kt : Hệ số ảnh h-ởng nhiệt độ: kt =1 kđ: Hệ số ảnh h-ởng tải trọng động kđ =1,3 (Tải trọng va đập vừa) Lực dọc trục do lực h-ớng tâm gây ra:
Víi lge=[lg(Fr/C0)-1,144]/4,73 =[lg(14680/17,90)-1,144]/4,73
Khả năng tải động của ổ:
Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Với X0, Y0: Hệ số tải trọng h-ớng tâm và tải trọng dọc trục (Bảng11.6[1]) ổ bi đỡ: X0=0,6, Y0=0,50
Qt =0,6.14680+0,5.9131,6373,8(N) 14 (kN)
