ĐỒ án THIẾT kế máy CÔNG cụ đề tài THIẾT kế máy TIỆN REN vít vạn NĂNG

Các nhóm truyền được sắp xếp hợp lý - Các tỷ số truyền được phân bố đều Ta có đồ thị vòng quay của máy 1K62 như hình vẽ dưới:... Bảng tổng hợp lượng mở của các nhóm truyền Phương án khô

KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ

Những tính năng kĩ thuật của máy tiện cùng cỡ

Máy tiện là máy công cụ phổ thông, chiếm 40 – 50% số lượng máy công cụ trong các nhà máy, phân xưởng cơ khí Dùng để tiện các mặt tròn xoay ngoài và trong (mặt trụ, mặt côn, mặt định hình, mặt ren) xén mặt đầu, cắt đứt Có thể khoan, khoét, doa trên máy tiện.

Trong thực tế, chúng ta có các loại máy tiện vạn năng, máy tiện tự động, bán tự động, chuyên môn hoá và chuyên dùng, máy tiện revolve, máy tiện CNC

Tuy nhiên do thực tế yêu cầu thiết kế máy tiện vạn năng hạng trung, vì vậy ta chỉ xem xét, khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (đặc biệt là máy 1K62).

Công suất động cơ (KW) 10 7 4,5 10

Chiều cao tâm máy (mm) 200 200 160

Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi

Số vòng quay nhỏ nhất nmin (v/ph) 12,5 11,5 44 14

Số vòng quay lớn nhất n Max (v/ph) 2000 1200 1980

Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất

Sdmin (mm/v) Lượng chạy dao dọc lớn nhất SdMax

Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất

Snmin (mm/vp) Lượng chạy dao ngang lớn nhất

Bảng 1.1 Tính năng kĩ thuật của các máy đã có.

Nhận xét: Trên đây chưa phải là tất cả các loại máy trong nước ta có nhưng do hạn chế về tài liệu và kinh nghiệm nên ta mới chỉ phân tích được 4 loại máy trên.

Nhận thấy đề tài thiết kế với các loại máy trên ta thấy máy tiện ren vít vạn năng1K62 có đặc tính tướng tự nên ta lấy máy 1K62 để khảo sát cho việc thiết kế máy mới.

Phân tích máy tiện ren vít vạn năng 1K62

Đặc tính kĩ thuật của máy tiện ren vít vạn năng 1K62.

• Đường kính lớn nhất của phôi gia công: 400(mm) trên băng máy, 200(mm) trên bàn máy.

• Số cấp tốc độ trục chính : Z = 23 (cấp)

• Giới hạn vòng quay trục chính: ntc = 12,5 2000(vg/ph)

+ Lượng chạy dao dọc Sd : 0,07 4,16(mm/vg)

+ Lượng chạy dao ngang Sng: 0,035 2,08 (mm/vg)

+ Ren Pitch hướng kính: D p %,4 / t p = 96 1t p = 25,4 / D p (mm)

+ Công suất động cơ chính : Nđc1 = 10(kW)

+ Số vòng quay động cơ chính: nđc1 = 1450(vg/ph)

+ Công suất động cơ chạy nhanh : N đc2 = 1(kW)

+ Số vòng quay động cơ chạy nhanh: nđc2 = 1410(vg/ph)

TIEU LUAN MOI download : 2 skknchat123@gmail.com

Hình 1.1 Sơ đồ động máy 1k62 [1]

Hộp tốc độ máy

Thông số hộp tốc độ:

Số cấp tốc độ trục chính : Z = 23 (cấp)

Giới hạn vòng quay trục chính: ntc = 12,5 2000(vg/ph)

Công suất động cơ chính : Nđc1 = 10(kW)

Số vòng quay động cơ chính: n đc1 = 1450(vg/ph)

Tính trị số công bội φ

Từ các thông số của máy. n min = 12,5 v/p. n Max = 2000 v/p.

Suy ra công bội là: −1

Hình 1.2 Phương trình xích tốc độ

+Phân tích: Đường truyền tốc độ thấp :

Từ động cơ 1→ bộ truyền đai →(I)→(II)→(III)→(IV)→(V)→(VI)→Trục chính + Đường tốc độ thấp có 24 cấp tốc độ: 2 x 3 x 2 x 2

Ta thấy từ trục (IV) tới trục (V) có khối bánh răng di trượt hai bậc có khả năng tạo ra 4 tỷ số truyền nhưng thực tế chỉ có 3 tỷ số truyền 1, 1/4, 1/16

Số cấp tốc độ thấp: Z 1 = 2x3x(2x2-1) = 18(cấp) từ n 1 n 18 = 12,5 630 (vg/ph) Đường truyền tốc độ cao:

Từ động cơ 1→ bộ truyền đai →(I)→(II)→(III)→(VI)→Trục chính

+ Đường tốc độ cao có 6 cấp tốc độ: Z2 = 2x3 từ n19 n24 = 630 2000(vg/ph) Do n18 = n19 = 630(vg/ph)

Số tốc độ thực trong hộp tốc độ: Z = (Z 1 + Z 2 ) -1 = (18+6) - 1 = 23(cấp)

Xác định số vòng quay thực của máy và so sánh số vòng quay chuẩn với số vòng quay thực tế. Để tính được sai số của các tốc độ trục chính ta lập bảng so sánh, với sai số cho phép [ n] = 10.( - 1)% = 10.(1,26 - 1)% = 2,6%. n% = 100.( ntc- ntính ) / nlý thuyết

+ Các thông số: nmin = 12,5 (vg/ph), nmax = 2000 (vg/ph) và Z = 23(cấp)

+ Tỉ số bộ truyền đai: i đ = 142/254 0,56

+ Hiệu suất bộ truyền đai = 0,985

Số vòng quay của trục I: n0 = nđc1 iđ = 1450 0.56 0,985 = 800 (vg/ph)

Ta có bảng như sau: n Phương trình xích tốc độ n tính n lý thuyết n%

TIEU LUAN MOI download : 5 skknchat123@gmail.com n11 n0× 51 × 38 × 45 × 22 × 27 130,77 126,07 -3,72

Bảng 1.2 Bảng so sánh số vòng quay chuẩn và số vòng quay thực tế

Kết luận: quay vượt quá ± 2,6% ( Sai số cho phép ) như:

Với các giá trị sai số vượt quá giá trị cho phép này sẽ ảnh hưởng đến khả năng làm việc, độ chính xác, hiệu xuất của máy khi gia công.v.v… Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62

Hình 1.3 Lưới kết cấu của hộp tốc độ máy 1k62 [2]

- Từ trục (IV) sang (V) có sự thu hẹp lượng mở do trùng tốc độ.

- Lưới kết cấu có dạng hình rẻ quạt Các nhóm truyền được sắp xếp hợp lý

- Các tỷ số truyền được phân bố đều

Ta có đồ thị vòng quay của máy 1K62 như hình vẽ dưới:

TIEU LUAN MOI download : 7 skknchat123@gmail.com n

Hình 1.4 Đồ thị vòng quaycủa hộp tốc độ máy 1k62 [1]

• Nhóm 1 từ trục I – II: có 2 tỷ số truyền đều là tăng tốc i1 = 51/ 39 1,31 = X1 x 1 ≈ 1,17

Tia i 1 lệch sang phải 1 khoảng: 1,17 lg i 2 = 56/ 34 1,65 = X2 x 2 ≈

Tia i 2 lệch sang phải 1 khoảng : 2,17 lg

Lượng mở giữa hai tia của nhóm 1: = 1 = 1,17 = 1 [X] = 1

• Nhóm 2 từ trục II – III: Có 3 tỷ số truyền i 3 = 21/ 55 0,38 = X3 x 3 ≈ - 4,19

Tia i 3 lệch sang trái 1 khoảng: 4,19.lg i4 = 29/ 47 0,62 = x 4 ≈ - 2,07

Tia i4 lệch sang trái 1 khoảng: 2,07.lg i5 = 38/ 38 1 = X5 x 5 ≈ 0

Lượng mở giữa hai tia của nhóm 2: = 3 = −4,19 = −2,12 [X] = 2

• Đến trục III có 2 đường truyền tốc độ thấp và tốc độ cao

Từ trục III đến IV: là đường truyền tốc độ thấp i 6 = 22/ 88 0,25 = X6 x 6 ≈ - 6

Tia i 6 lệch sang trái 1 khoảng : 6.lg i7 = 45/ 45 1 = X7 x 7 ≈ 0

Lượng mở giữa hai tia của nhóm 3: = 6 = −6 = −6 [X] = 6

• Nhóm 4 từ trục IV – V: có 2 tỷ số truyền i 8 = 22/ 88 0,25 = X8 x 8 ≈ - 6

Tia i8 lệch sang trái 1 khoảng : 6.lg i9 = 45/ 45 1 = X9 x 9 ≈ 0

Lượng mở giữa hai tia của nhóm 4: = 8 = −6 = −6 [X] = 6

• Nhóm 5 từ trục V – VI: có 1 tỷ số truyền i 10 = 27/ 54 0,5 = X10 x 10 ≈ -3

Tia i 10 lệch sang trái 1 khoảng : 3.lg

• Nhóm 6 từ trục: III– VI: là đường truyền tốc độ cao i 11 = 65/43 1,51 = X11 x 11 ≈1,87

Tia i11 lệch sang phải 1 khoảng: 1,87.lg

Lượng mở tia của nhóm 6: = 1,87 [X] = 2

Ta có bảng tổng hợp sau:

Nhóm truyền Tỷ số Bánh răng truyền (chủ động/bị động) [X]

Nhóm truyền Tỷ số Bánh răng truyền (chủ động/bị động) [X] i 4 29/47 0,62 - 2,07 i 5 38/38 1 0

Bảng 1.3 Bảng tổng hợp lượng mở của các nhóm truyền

Phương án không gian và phương án thứ tự :

Từ trên ta xác định được công thức kết cấu của máy là:

Z = (2 x 3 x 2 x 2) + (2 x 3 x 1) = 30 Đường truyền chính Đường truyền phụ

Ta nhận thấy máy tổ chức hai đường truyền: đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp) và đường truyền trực tiếp (tốc độ cao), như vậy là tốt, vì đường truyền tốc độ cao cần số TST ít dẫn đến sẽ giảm được ồn, rung, giảm ma sát, tăng hiệu suất… khi máy làm việc.

Theo lí thuyết tính toán để TST giảm từ từ đồng đều, đảm bảo được mô men xoắn yêu cầu thì số bánh răng các trục đầu phải nhiều hơn Do đó, đáng ra PAKG là 3 x 2 x

2 x 2 là tốt nhất Tuy nhiên, phương án 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí nhất vì:

Do yêu cầu thực tiễn, máy có truyền động quay thuận thì phải có truyền động quay nghịch để phục vụ quá trình gia công và đổi chiều (giả sử đối với bàn xe dao chẳng hạn, nếu chỉ có một truyền động thì không thể đưa bàn dao tịnh tiến ngược lại trên băng máy mà chỉ tịnh tiến được một chiều, khi cắt ren thì trục chính phải có chuyển động quay nghịch để chạy dao ra…) Muốn vậy trên trục vào (II) phải dùng li hợp ma sát (gồm 2 nửa: chạy thuận và chạy nghịch) để thực hiện nhiệm vụ đó.

Sở dĩ dùng li hợp ma sát mà không dùng các cơ cấu khác cùng tác dụng là vì ở máy tiện cho đảo chiều thường xuyên, do đó cần phải êm, không gây va đập mạnh… mà li hợp ma sát lại khắc phục được những nhược điểm đó, đồng thời dùng ly hợp ma sát cũng có tác dụng đề phòng quá tải.

Sở dĩ LHMS được đặt trên trục I mà không đặt trên các trục khác là vì:

Trục I có tốc độ không đổi và là trục vào nên có mômen xoắn nhỏ, do đó, LHMS đặt trên trục này chỉ có 1 tốc độ, mômen xoắn nhỏ nhất, để đạt kích thước li hợp là hợp lý khoảng D = 100 (mm) thì tốc độ trục I có thể đạt được khoảng n0 = 800 v/p.

Vì vậy PAKG 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí.

Về phương án thứ tự (PATT) của máy có dạng là:

Dựa vào đồ thị vòng quay của máy 1k62 ta thấy từ trục I đến trục II lượng mở tăng từ 1->2 tương tự từ (II) đến (III) lượng mở tăng từ 2->6 Từ (III) -> (IV) lượng mở lẽ ra phải tăng từ 6 -> 12 nhưng do có sự trùng tốc độ nên từ 6->6 Do vậy ta chọn PATT là I II III IV và có thêm đường truyền phụ

Dùng phương án thứ tự như trên sẽ tạo ra lưới kết cấu có hình rẻ quạt do đó làm cho kết cấu máy hợp lí ( Bản chất của lưới kết cấu hình rẻ quạt là do sự chênh lệch tỷ số truyền của nhốm truyền đầu tiên là nhỏ vì vậy cho ta kết cấu máy hợp lí ).

Ta có: Đối với đường truyền gián tiếp:

Lượng mở [x]: [1] [2] [6] [12] Đối với đường truyền trực tiếp:

Từ đường gián tiếp ta nhận thấy, lượng mở [x] = 12 là không hợp lí Trong máy công cụ, ở hộp tốc độ có hạn chế TST i phải đảm bảo theo:

Nghĩa là: tia i1 = 4 nghiêng trái tối đa là 6 ô và tia i2 = 2 nghiêng phải tối đa là 3 ô. Với công bội = 1,26 TST i được biểu diễn trên đồ thị vòng quay như sau:

< 1 không thoả mãn điều kiện đã phân tích trên.

Vì vậy để khắc phục, người ta phải giảm bớt lượng mở của đường truyền gián tiếp từ [X] = 12 xuống [X] = 9, còn đường truyền trực tiếp giữ nguyên Giảm như vậy thì đường gián tiếp sẽ có 3 tốc độ trùng Khi đó, số tốc độ của máy sẽ là:

Z = (2x3x2x2 – 3) + (2x3x1) = 27 tốc độ, mà số tốc độ yêu cầu là 23 dẫn đến là sẽ thừa ra 4 tốc độ

Vì vậy, để khắc phục người ta đã xử lí bằng cách:

+ Vẫn giữ nguyên số cấp tốc độ của đường truyền trực tiếp (6 tốc độ) vì nó có số TST ít dẫn đến sẽ giảm được tiếng ồn, giảm rung động, giảm ma sát, đồng thời lại tăng được hiệu suất… khi máy làm việc.

+ Mặt khác, tiếp tục giảm thêm 3 tốc độ của đường truyền gián tiếp sẽ có lợi vì: máy sẽ giảm đi được số tốc độ có hiệu suất thấp dẫn đến kết cấu HTĐ sẽ nhỏ, gọn hơn, đồng thời số tốc độ mất đi đó sẽ được bù vào đường truyền trực tiếp Ngoài ra khi i = 1/ 9 khá lớn nhất là khi giảm tốc độ khích thước của cặp bánh răng khá lớn.

Như vậy đường truyền gián tiếp sẽ có lượng mở nhóm cuối là:

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z1 = 2x3x2x2x1 – 6 = 18

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là: Z2 = 2x3x1x1 = 6

Dẫn đến tổng số tốc độ là: Z = Z1 + Z2 = 18 + 6 = 24

Vì máy chỉ đòi hỏi 23 tốc độ, nên người ta đã xử lí bằng cách: cho tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp trùng với tốc độ thứ 1 (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp, do đó máy chỉ còn 23 tốc độ Nghĩa là trị số tốc độ thứ 18 (n18 = 630 v/p), có thể đi bằng 2 đường truyền (trực tiếp và gián tiếp) Tuy nhiên, khi sử dụng tốc độ này thì ta nên sử dụng đường truyền trực tiếp (vì những ưu điểm đã nói trên).

Vì vậy phương án chuẩn của máy là: Đối với đường truyền gián tiếp:

Lượng mở [x]: [1] [2] [6] [6] Đối với đường truyền trực tiếp:

TIEU LUAN MOI download 12 : skknchat123@gmail.com

Với thiết kế như vậy gây ra hiện tượng lượng mở vượt quá giới hạn cho phép Để khắc phục điều đó ta có biện pháp thu hẹp lượng mở bằng cách thêm trục trung gian dẫn đến thêm tỉ số truyền.

Nhận xét về máy 1K62

Hộp tốc độ: Máy có 23 tốc độ khác nhau của trục chính Có 2 đường truyền, đường truyền tốc độ thấp có 18 tốc độ, đường truyền tốc độ cao có 6 tốc độ và có 1 tốc độ trùng với đường truyền tốc độ thấp Với giải tốc độ rộng nên có thể đáp ứng được nhiều trong gia công cắt gọt.

Hộp chạy dao: có chuyển động cắt chính và chuyển động chạy dao, có mối quan hệ giữa chuyển động trục chính và chuyển động chạy dao nên có thể tiện trục trơn, trục bậc… và cắt ren( 4 loại ren) Có sử dụng động cơ chạy nhanh giúp việc lùi dao, tiến dao, chạy dao nhanh thực hiện dễ dàng.

Phương án không gian và phương án thứ tự hợp lý Lưới kết cấu với lượng mở và tỷ số truyền thay đổi từ từ, đều đặn, trong giới hạn cho phép Với phương án không gian trên tạo kết cấu hộp nhỏ gọn, hiệu suất cao, dễ lắp ráp sửa chữa.

Bộ ly hợp ma sát ở trục I được làm việc ở vận tốc 800 (vg/ph) một tốc độ hợp lý, đồng thời bộ ly hợp ma sát còn tận dụng được bánh răng trên trục I nên tăng được độ cứng vững.

Máy có bộ ly hợp siêu việt, thuận tiện cho quá trình chạy dao nhanh.

Cơ cấu đai ốc bổ đôi: có nhiệm vụ quan trọng trong quá trình tiện ren với ưu điểm sử dụng dễ dàng đáp ứng nhanh, đảm bảo độ chính xác Nhược điểm kết cấu khá phức tạp khó chế tạo.

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY

Thiết kế động học hộp tốc độ

Xác định chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn Ta có = 1,26

Với việc thiết kế máy có Z = 23, dựa vào bảng tiêu chuẩn chuỗi vòng quay [1] ta có chuỗi tốc độ vòng quay như bảng 2.1

Bảng 2.1 Chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn của máy

Chọn phương án không gian

Ta có số cấp tốc độ của máy cần thiết kế là: Z = 23. Đây là một số nguyên tố, ta không thể phân tích được nên ta chọn Zảo = 24 Sau khi tính toán, ta cho trùng một tốc độ để còn lại đúng: Z#.

Với Z = 24, ta có nhiều phương án không gian (PAKG) khác nhau:

Lý luận trên cơ sở :

Với x là số nhóm truyền tối thiểu

=> x lg4 = lg ( n đc c ) n tcmin lg ( n c đc

Vì số nhóm truyền x là số nguyên nên ta chọn: x=4

Với x =4, ta chọn các PAKG sau:

So sánh các phương án không gian: Để chọn PAKG hợp lí nhất, ta lập bảng so sánh:

Chọn phương án thứ tự

Ta có số PATT là: 4! =1x2x3x4= 24 Để chọn PATT hợp lý nhất ta lập bảng lưới kết cấu nhóm rồi so sánh:

PATT I II III IV I II IV III I III II IV I III IV II I IV II III I IV III II ĐTN [1] [2] [6] [12] [1] [2] [12] [6] [1] [4] [2] [12] [1] [4] [12] [2] [1] [8] [2] [4] [1] [8] [4] [2]

Loại Loại Loại Loại Loại Loại

III I II IV III I IV II

III II IV I III IV I II

Lưới kết cấu x X max max

IV I II III IV I III II IV II I III IV II III I IV III I II IV III II I

Loại Loại Loại Loại Loại Loại

Bảng 2.3 Bảng so sánh các phương án thiết kế

Qua bảng so sánh trên ta thấy rằng các phương án thứ tự đưa ra đều có φ X max > 8 như vậy không thỏa mãn điều kiện.

Do đó để thỏa mãn điều kiên φ X max ≤ 8 ta phải thêm một trục trung gian hoặc tách ra thành hai đường truyền.

Theo sự so sánh giữa các phương án ta thấy phương án thứ tự I II III IV

( φ X max = 16) có lượng mở tăng dần theo từng nhóm truyền Mặt khác theo máy tham khảo đã chọn thì phương án I II III IV là tốt hơn cả, có lượng mở đều đặn và tăng từ từ, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn và lưới kết cấu có hình rẻ quạt đều đặn.

Lưới kết cấu mang tính định tính nên ta xác định được vị trí n 0 tại chính giữa

Mỗi đường thẳng nằm ngang biểu diễn một trục của hộp tốc độ Các điểm trên đường thẳng nằm ngang biểu diễn số cấp tốc độ của trục đó.

Các đoạn thẳng nối các điểm tương ứng trên trục tượng trưng cho các tỉ số truyền giữa các trục đó.

Lượng mở, tỷ số truyền của các nhóm thay đổi thay đổi từ từ, đều đặn và trong giới hạn cho phép Lưới kết cấu nên sít đặc, theo dạng mái nhà để đảm bảo tuổi thọ và kích thước của hộp tốc độ.

Ta có 2 lưới kết cấu điển hình :

Hình 2.2 Lưới kết cấu Để thỏa mãn điều kiện φ X max ≤ 8 ta xử lý bằng cách: Bù tốc độ còn thiếu vào một đường truyền khác mà tham khảo máy 1K62 để giữ nguyên số tốc độ trong máy ta bố trí thêm một đường truyền tốc độ cao hay còn gọi là đường truyền trực tiếp Đường truyền tốc độ cao này có ít tỷ số truyền nên giảm được tiếng ồn, giảm rung động, giảm ma sát đồng thời tăng hiệu suất khi làm việc.

Có thể bù 2 tốc độ bằng đường truyền phụ từ trục II Nhưng như vậy thì khó bố trí tỷ số truyền giữa trục II và trục chính, đồng thời không tận dụng được nhiều tốc độ cao.

Mặt khác tham khảo máy 1K62 ta giảm thêm 3 tốc độ của đường truyền gián tiếp sẽ có lợi vì máy sẽ giảm được số tốc độ có hiệu suất thấp dẫn đến hộp tốc độ sẽ nhỏ gọn đồng thời số tốc độ mất đi sẽ được bù vào đường truyền trực tiếp từ trục IV sang VI Như vậy đường truyền gián tiếp nhóm cuối sẽ có lượng mở là

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z 1 = 2x3x2x2 – 6 = 18

Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là : Z 2 = 2x3x1 = 6

Số tốc độ của máy là Z = Z 1 + Z 2 = 18 + 6 = 24 tốc độ

Vì yêu cầu Z = 23 tốc độ →

Ta xử lý bằng cách cho tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp trùng với tốc độ thứ nhất (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp, khi đó máy chỉ còn 23 tốc độ Nghĩa là tốc độ số 18 có thể truyền theo 2 đường truyền trực tiếp và gián tiếp Thường chạy theo đường truyền trực tiếp.Tốc độ n 18 là

TIEU LUAN MOI download 28 : skknchat123@gmail.com tốc độ thường được sử truyền: trực tiếp – gián dụng Làm như vậy, tốc độ 18 có thể truyền theo cả 2 đường tiếp Tăng thêm thời gian sử dụng tốc độ này.

Vì vậy phương án của máy sẽ là: Đối với đường truyền gián tiếp: Đối với đường truyền trực tiếp:

PATT : I II III IV V PATT : I II III V

Bảng 2.4 Phương án máy thiết kế

Ta có lưới kết cấu của hai đường truyền như sau: a, Lưới kết cấu thu gọn b, Lưới kết cấu bổ sung

Lưới kết cấu trên hợp lí hơn do lưới có dạng rẻ quạt, phân bố đều nên sẽ cho phép hộp nhỏ gọn.

Xác định giá trịtrên trục và tỷ số truyền cụ thể các nhóm truyền, vẽ đồ thị vòng quay Đồ thị vòng quay mang tính định lượng Nó thể hiện được tỉ số truyền cụ thể, các trị số vòng quay cụ thể của các trục nên từ đó tính toán số răng, bánh răng trong các nhóm truyền dẫn trong hộp tốc độ Cũng dựa vào nó, ta có thể đánh giá được toàn diện chất lượng của phương án thực hiện. Đồ thị vòng quay đa phần là giảm tốc do động cơ tiêu chuẩn hợp lí nhất là động cơ có

2 cặp cực và nđc = 1440 [vg/ph], trong khi đó nTCmin = 14 [vg/ph] Tuy nhiên từ trục I sang trục II, ta phải tăng tốc để số đĩa ma sát trong li hợp ma sát là ít nhất Khi ta tăng tốc, chuyển động sẽ được truyền từ bánh răng lớn sáng bánh răng bé nên ta sẽ lợi dụng được bánh răng lớn làm vỏ li hợp ma sát Khi bánh răng càng lớn thì đường kính sẽ lớn theo, do đó ta có thể lắp được những đĩa li hợp ma sát lớn vào trong lòng bánh răng, từ đó giảm được số đĩa. Đồ thị vòng quay thừa hưởng tất cả những lí luận trước đó cho lưới kết cấu.

Quy ước các điểm trên trục nằm ngang chỉ số vòng quay cụ thể Các tia nối các điểm tương ứng giữa các trục biểu diễn trị số tỉ số truyền của từng cặp bánh răng (hay các cặp truyền động khác) Tia nghiêng phải biểu thị i > 1 Tia nghiêng trái biểu thị i < 1.

Tia thẳng đứng biểu thị i = 1.

Xác định vị trí n đc c : Từ đề bài ra n đc c = 1440[vg/ph] ta xác định vị trí thích hợp của n đc c trên trục động cơ.

Ta có: n0 = nđc.iđ ηvớivới 1 ≤ i ≤ 2

- n đc – số vòng quay của động cơ; n đc = 1440 [vg/ph]:

- iđ – tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục đầu tiên của hộp tốc độ( thường dung dây đai)

- ηvới: hệ số trượt bộ truyền đai, ηvới=0,98

- n0 – tốc độ của trục đầu tiên

Thay ngược lại kiểm tra: i đc = n 0

Truyền từ trục I sang trục II có 2 tỷ số truyền i1 và i2, đặc tính nhóm là 2[1] Cũng như máy 1K62, do phải bố trí ly hợp ma sát nên để kết cấu hợp lí, nhỏ gọn thì ta cần phải tăng tốc độ ở đoạn này (như đã phân tích ở phần chọn PAKG).

Do đó, dựa vào máy mẫu ta chọn tỉ số truyền i1 = 1 = 1,26 1

Tức tia i 1 nghiêng phải 1 khoảng lg , từ đó ta có thể xác định được i 2 thông qua quan hệ: i 1 : i 2 = 1 : 2 i2 = 1,26 2 = 1,5876 tia i2 nghiêng phải 2 khoảng lg Tương tự như vây ta chọn tỉ số truyền cho các nhóm truyền khác.

Truyền từ trục II sang trục III, có 3 tỉ số truyền (i3, i4 & i5), đặc tính của nhóm truyền 3[2], đoạn truyền giảm tốc nên i 1 Ta chọn i5 = 1, nghĩa tia i5 thẳng đứng Từ đó xác định hai tỉ số truyền còn lại thông qua quan hệ: i 5 : i 4 : i 3 = 1 : -2 : -4 i4 = -2 = 1,26 -2 = 0,63 tia i4 nghiêng trái 2 khoảng lg i3 -4 = 1,26 -4 = 0,40 tia i3 nghiêng trái 4 khoảng lg

➢ Nhóm truyền thứ ba (theo đường gián tiếp):

Truyền từ trục III sang trục IV, có 2 tỉ số truyền (i6 & i7), đặc tính của nhóm truyền 2[6], đoạn truyền giảm tốc nên i 1 Ta chọn i7 = 1 Từ đó ta có: i7 : i6 = 1 : -6 i6 = -6 = 1,26 -6 = 0,25tia i 6 nghiêng trái 6 khoảng lg

➢ Nhóm truyền thứ tư (theo đường gián tiếp):

Thiết kế hộp chạy dao

Yêu cầu kĩ thuật hộp chạy dao

- Số cấp chạy dao Zs phải đủ.

- Quy luật phân bố của các lượng chạy dao phân bố theo quy luật cấp số cộng.

- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao Smin Smax.

- Tính chất của lượng chạy dao liên tục.

- Độ chính xác của lượng chạy dao yêu câu chính xác cao.

- Độ cứng vững xích động nối liền giữa trục chính và trục kéo.

* So với hộp tốc độ, hộp chạy dao có những đặc điểm sau:

- Công suất truyên bé thường chỉ bằng (5 10)% công suất truyền dẫn chính.

- Tốc độ làm việc chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ,do vậy cho phép sử dụng các bộ truyền như là vít me-đai ốc (có hiệu suất thấp).

- Cho phép sử dụng bộ truyền có kết cấu không đòi hỏi độ cứng vững cao.

-Lưới kết cấu không nhất thiết phải có hình rẻ quạt

- Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền động: 1/5 is 2,8;

Tính toán thiết kế hộp chạy dao.

Máy ta cần thiết kế là máy tiện ren vít vạn năng hạng trung, hộp chạy dao có 2 công dụng là tiện trơn và tiện ren, tuy nhiên ta cần chú ý đến khâu tiện ren là chủ yếu, sau khi thiết kế xong ta có thể kiểm tra lại các bước tiện trơn, có thể bị trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng.

Có 2 dạng hộp chạy dao cơ bản là hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton và hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt Để thuận tiện cho quá trình thiết kế ta sẽ chọn kiểu hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton tương tự như máy tham khảo 1K62

➢ Máy yêu cầu cần tiện được các ren : - Ren hệ mét : tp = 1,5 ÷ 16

Sắp xếp bước ren thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội.

➢ Sắp xếp các bước ren. Đầu tiên cần xếp bước ren được cắt thành nhóm cơ sở và những nhóm khuếch đại với tỷ số truyền nhóm khuếch đại là 1; 2 ;4 ;8 hoặc 1 1 ; 1 2 ; 1 4 ; 1 8 , nghĩa là các tỷ số khuếch đại hợp thành cấp số nhân có công bội là φ = 2 Khi sắp xếp cần chú ý những điểm sau:

• Số hàng ngang phải ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở Norton là ít nhất Nếu số bánh răng của nhóm này nhiều thì khoảng cách giữa 2 gối tựa của bộ Norton càng xa, độ cứng vững càng kém

Ta có bảng xếp ren :

Ren quốc tế Ren khuếch đại

Ren Module Ren khuếch đại

Bảng 2.7 Bảng xếp ren máy mới

Thiết kế nhóm cơ sở.

Nhóm cơ sở norton là 1 nhóm bánh răng có hình tháp, tương tự khi ta khảo sát máy 1k62, cơ cấu norton ăn khớp với một bánh răng, để cắt các bước ren khác nhau thì ta thay đổi ăn khớp giữa bánh răng đó với các bánh răng khác nhau trên cơ cấu norton.

Nếu gọi số răng của các bánh răng trên cơ cấu Norton lần lượt là Z1, Z2,

Z 3 … thì các bánh răng này là để cắt ra các ren thuộc nhóm cơ sở, các trị số z i này cần là số nguyên và có tỷ lệ đúng như tỉ lệ của các bước ren trong 1 cột trên bảng xếp ren

Mặt khác z i không được quá lớn vì nó sẽ làm tăng kích thước của nhóm truyền Nên 25 ≤ ≤ 60

• Khi cắt ren quốc tế cần có 6 bánh răng

• Khi cắt ren modul cần có 6 bánh răng

• Khi cắt ren Anh cần có 8 bánh răng:

Kết luận: để cắt được 3 loại ren trên thì số bánh răng trong bộ bánh răng hình tháp là:

Vậy bộ truyền bánh răng hình tháp gồm các bánh răng sau:

Z 1 &;Z 2 (;Z 3 2;Z 4 6;Z 5 8;Z 6 @;Z 7 D;Z 8 H Nếu nhận xét kỹ 3 bảng xếp ren trên ta thấy: Chỉ vì cắt loại ren Anh có n = 19 ren/ph nên bộ Noóc-tông của ta phải them bánh răng 5 = 38 Bánh này không dùng khi cắt 3 loại ren còn lại nên nếu xét thấy không thật cần thiết ta có thể bỏ loại ren n = 19 ren/ph Như vậy bộ Noóc-tông chỉ còn lại 7 bánh.

Thiết kế nhóm gấp bội:

Nhóm gấp truyền 7 ; 8 truyền nhóm bội phải tạo ra 4 tỷ số truyền với công bội =2 Chọn cột có các tỷ số

; 9 ; 10 ; 11 ; 12 làm nhóm cơ sở thì muốn tiện ra toàn bộ số ren có tỷ số gấp bội bằng: 1/8; ;1/4; 1/2 ; 1

Hộp chạy dao có công suất bé, hiệu suất thấp, các bánh răng có cùng môdul nên việc chọn phương án thứ tự M x trên các trục trung gian tăng dần không còn quan trọng nữa. Mặt khác bánh răng có cùng môdul nên việc chọn PAKG để giảm cấp số vòng quay không làm tăng kích thước bộ truyền.

Do đó để đơn giản ta tham khảo máy chuẩn chọn ra PAKG & PATT ta chọn PAKG : Z = 2 x 2 là hợp lý.

Phương án thứ tự: Ta lập bảng so sánh 2 phương án:

Bảng 2.8 Bảng so sánh 2 phương án thứ tự

Từ bảng so sánh ta lấy PATT là I – II

Ta có lưới kết cấu:

Hình 2.7 Lưới kết cấu của hộp chạy dao Đồ thị vòng quay : để tránh sai số trùng lặp dẫn đến cộng hưởng sai số ta chọn tỷ số giữa các bộ truyền nhóm gấp bội khác 1 tương tự như máy tham khảo ta vẽ được đồ thị vòng quay:

Hình 2.8 Đồ thị vòng quay hộp chạy dao

Tương tự như phần thiết kế hộp tốc độ, đến đây ta tính toán số bánh răng từng nhóm theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất

2 → B ội số chung nhỏ nhất của (f x + g x ) = 63 Vậy K = 63

Vì tia có tỷ số truyền nghiêng trái nhiều nhất do đó E min được tính theo bánh răng bị động = đc

→ B ội số chung nhỏ nhất của (f x + g x ) = 63 Vậy K = 63

Vì tia có tỷ số truyền nghiêng trái nhiều nhất do đó E min được tính theo bánh răng bị động = đc

Bảng 2.9 Bảng thống kê cặp răng

Hình 2.9 Sơ đồ động hộp chạy dao

Tính các tỷ số truyền còn lại (i bù ).

Tỷ số truyền còn lại bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao.

Ta có phương trình cân bằng xích chạy dao

1 vòng tc.i bù i cs i gb t v = t p

Trong đó ibù = ithaythế icốđịnh

Nên phương trình có dạng như sau:

1 vòng tc.i tt i cd i cs i gb t v = t p

Trong đó: i cs : là tỷ số truyền của nhóm norton igb : là tỷ số truyền của nhóm gấp bội tv :là bước vít me. tp : là bước ren được cắt ibù : là tỷ số truyền còn lại bù vào xích động Để tính i bù ta chọn cắt thử một bước ren nào đó.

❖ Cắt thử: o Ta thử cắt ren quốc tế tp = 5 mm

Qua bảng xếp ren ta cú i gb = ẵ

Tham khảo máy 1K62 ta chọn t v = 12 mm, Z 0 = 36 răng

Dựa vào máy 1K62 chọn icđ = 25

Vì ibù = itt icđ nên:

Bộ bánh răng thay thế để cắt ren Quốc tế cũng được dùng chung để cắt ren Anh Nhưng khi cắt ren Anh, xích cắt ren đi theo một đường khác.

Cho cắt thử ren Anh có n = 4 Bánh norton bị động

Dựa vào bảng xếp ren ta có:

Thay vào công thức ta có:

12 32 2 o Cắt thử ren mô đun

Như vậy ta có cặp bánh răng thay thế 42 50 và 64 97 ( ; ) Kiểm tra điều kiện lắp:

Ta nhận thấy 2 cặp bánh răng này thỏa mãn điều kiện lắp

Dựa vào máy tham khảo 1K62 ta có các tỷ số truyền thay thế là:

• Để cắt ren quốc tế và ren Anh :

• Để cắt ren Modun và ren Pitch :

Tính sai số bước ren

Do sai số trong các bước tính toán, cần tiến hành kiểm tra sai số bước ren về mặt thiết kế Ta tiến hành kiểm tra cho từng loại ren riêng biệt, mỗi loại ren chỉ cần kiểm tra một bước Nếu sai số một bước ren trong loạt ren đó đạt yêu cầu thì các bước ren còn lại cũng sẽ đạt.

Sai số bước ren ∆ tp = |t’ p -t p | ≤ [∆t p ]

Với [∆tp] là sai số cho phép của bước ren, có thể lấy [∆tp] =0,1 ∆d0 (dung sai đường kính trung bình của ren) Thông thường có thể so sánh với sai số bước ren máy tham khảo để đánh giá kết quả tính toán.

Ta có phương trình xích động học

1 vòng tc.i tt i gb i cs t x = t p

Sai số 0,0002% (nhỏ hơn so với sai số của máy tham khảo 1K62 là 0,0008).

Sai số 0,0003% ( bằng sai số của máy tham khảo 1K62)

=> Nhận xét: Đạt yêu cầu

Xích cắt ren khuếch đại.

Phương trình xích cắt ren khuếch đại

1 vòng tc i kđ i cđ i tt i cs i gb t x = t p

Có 3 tỷ số truyền khuếch đại là 2; 8 ; 32

Mà theo yêu cầu bài toán phải thiết kế ikđ = 2 ; 8; 16 ; 32

Tham khảo máy tham khảo 1K62 trên trục VII và VIII, ta cần thiết kế thêm một cặp bánh răng có tỷ số truyền i = 2 với số răng tương ứng là Z1 = 28; Z2 = 56

Bánh răng Z2 được lắp trên bánh răng di trượt, để cắt ren khuếch đại ta chỉ cần gạt sang bánh răng đó và tiến hành cắt ren

Hình 2.10 Sơ đồ kết cấu động học

Xác định thông số tiện trơn.

Dựa vào máy 1K62 ta lấy các tỷ số truyền như máy mẫu, khi đó ta có các phương trình cân bằng như sau:

Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại phương trình cân bằng như sau

Từ các phương trình trên ta thấy khi cơ cấu Noorton chủ động có Z n ( 56 và igb=1/8 đều cho giá trị khác yêu cầu Vậy ta phải điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp xe dao để đảm bảo yêu cầu Tuy nhiên để dảm bảo khoảng cách trục như máy chuẩn ta phải giữ nguyên Z=const

Ta chọn con đường đi qua ittB/50 và cơ cấu Noorton chủ động nên điều chỉnh

Vậy ta có các đường truyền sau :

Kết luận: Toàn bộ đường tiện trơn sẽ đi theo đường tiện ren qua cặp bánh răng

THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC MÁY

Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

Một máy mới (máy cắt kim loại) đã thiết kế,chế tạo xong phải quy định chế độ làm việc trước khi đưa vào sản xuất.Do đó,ta phải xác định chế độ làm việc giới hạn của máy.

Chế độ cắt gọt cực đại.

- Tham khảo máy tương tự 1K62 và sách Tính toán thiết kế máy cắt kim loại ta có các công thức sau

Theo kinh nghiệm thì các giá trị s,t,v được tính bằng công thức sau:

= 8 (tính toán thiết kế máy cắt kim loại – trang 86)

Trong đó C = 0,7 đối với thép dmax = 400 mm là đường kính lớn nhất của chi tiết gia công

Chế độ cắt gọt tính toán n h =

Chế độ cắt gọt thử máy. Để xác định được lực cắt cần thiết tác dụng vào lưỡi cắt trong quá trình tạo phoi ta phải xác định tổng các lực dọc đường tiếp xúc của lưỡi cắt kim loại bị biến dạng (phương pháp của V.E.Put nghiên cứu năm 1950).Ta phân tích lực P thành các thành phần lực P x ,P y, P z và tính các lực thành phần theo công thức:

C - là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công. t - là chiều sâu cắt (mm) s - lượng chạy dao (mm/vòng)

Hình 3.1 Các thành phần lực khi tiện a) Thử có tải:

Thông số chế độ cắt Đường kính phôi 115mm

Chiều dài chi tiết l = 350 mm

Vật liệu phôi là thép 45. Độ cứng bề mặt phôi HRB = 207.

Vật liệu dao cắt thép gió P18

Bước tiến dao s = 1,4mm/vòng

Từ đó ta xác định các lực thành phần:

Ta có lực chạy dao Q được tính theo công thức:

Q = kPx + f(Pz + G) Với: k = 1,15 là hệ số tăng lực ma sát do Px tạo mômen lật. f = 0,15 0,18 (ta lấy là 0,16).

G = 2500N là trọng lượng phần dịch chuyển.

Thông số chế độ cắt: Đường kính phôi : 70mm.

Vòng quay trục chính : n = 420v/ph.

Lượng chạy dao : S = 0,39 mm/vòng.

Từ đó ta xác định các lực thành phần:

Trường hợp này ta không phải xét Q vì Px và Pz đều nhỏ hơn chế độ thử có tải. c) Tính momen xoắn của động cơ.

Trong hộp tốc độ, khi máy làm việc của động cơ điện ( ) phải cân bằng với lực cắt ( ) và ma sát ( ) trong các cặp truyền động:

• 0 - tỷ số truyền tổng cộng của xích

• - tỷ số truyền từ cặp có

- Hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; = 0,70 0,85; lấy = 0,8

- mômen xoắn do lực cắt gây ra:

- Chế độ thử có tải:

Tính công suất động cơ điện

Tính công suất động cơ truyền dẫn chính.

• Công suất động cơ gồm: = + 0 + trong đó :

: công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.

+ Công suất động cơ điện phải khắc phục ba thành phần công suất trên, bảo đảm cho máy làm việc ổn định.

- Tính gần đúng công suất cắt :

Với: P Z : lực cắt chọn (N) v : tốc độ cắt (m/ph) Theo chế độ thử công suất : = 4935,13 (N) ; n = 420(v/p) ; d p(mm).

Thường Nc chiếm (70 80)% Nđ/c cho nên có thể tính gần đúng công suất động cơ Nđ/c theo công suất cắt :

Trong đó : : hiệu suất chung của truyền dẫn

= 0,70 0,85 với các máy có chuyển động chính là quay tròn ,

Do đó chọn động cơ tiêu chuẩn : N(kW), n = 1440 v/ph

Xác định công suất chạy dao.

• Xác định theo tỉ lệ với công suất động cơ chính : đc = đc với máy tiện K = 0,04 đc = đc = 0,04.10 = 0,4

Phương pháp này chỉ nên dùng khi tính ước lượng sơ bộ công suất chạy dao.

Khi tính động lực học các chi tiết máy trong hộp chạy dao ta sử dụng phương pháp tính theo lực chạy dao

• Xác định theo lực chạy dao:

= 612.10 4 9,81 (kW) với : : tốc độ chạy dao, = s.n = 0,39.400 = 156 (mm/p)

: hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao (≤ 0,15 ÷ 0,2)

Q : lực kéo (N) Thay vào công thức trên:

Tính sơ bộ đường kính trục

- Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ trục tính toán theo công thức:

- Công suất trên từng trục: Ntrục = Nđc (kW)

Với là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục = i với i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn ta có: đai= 0,96; br = 0,98; ol = 0,99 ; tc = 0,94 Trục IN I = N đc đai ol = 10.0,96.0,99 9,5 KW

Trục II NII = NI ol br = 9,5.0,99.0,98 9,4 KW

Trục III NIII = NII br ol = 9,4.0,98.0,99 9,12 KW

Trục IV NIV = NIII br ol = 9,12 0,98 0,99 8,85 KW Trục V N V = N IV br ol = 8,85 0,98 0,99 8,5 KW Trục VI NVI = NV br ol =8,5 0,98 0,99 8,24 KW

Trục VII NVII = NVI br ol =8,24 0,98 0,99 8 KW

Trục VIII NVII = NVII br ol =8 0,98 0,99 7,76 KW

Do các trục quay với số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax cho nên khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp máy được làm việc đến mômen xoắn giới hạn, không làm việc hết công suất N Để tính toán hợp lý thì người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Bảng 3.1 Thông kê số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ

Trục I: nI = nđc.iđ = 900 vg/ph

Trục II: nIImin = nI.i1 0 50 = 1125 vg/ph

Trục III: nIIImin = nIImin i 3= 1125 23 = 453,95 vg/ph

Trục IV: nIVmin = nIIImin i 6= 453,95 88 = 113,49 vg/ph

TIEU LUAN MOI download 57 : skknchat123@gmail.com nIVmax = nIIImax i 7 14,28.

Trục V: nV min = n IVmin i8 = 113,49 22 = 28,37 (vg/ph)

88 nV max =nIV max i9 = 1414,28 55 55 = 1414,28 (vg/ph)

Trục VI: nVI min = n Vmin i10 = 28,37 27 = 14,185 (vg/ph).

Trục VII: nVII min = n Vmin 2= 14,185 2= 28,37 (vg/ph). nVII max = nV max 32= 2222,44 32= 71118,08 (vg/ph)

Trục VIII: n VII min = n Vmin 28 56 = 28,37 28 56 = 14,185 (vg/ph). n VII max = n V max 42 42 = 71118,08 42 42 = 71118,08 (vg/ph)

- Mômen xoắn tính toán trên từng trục:

Trục I II III IV V VI VII VII

TIEU LUAN MOI download 58 : skknchat123@gmail.com n

Bảng 3.2 Bảng thông số

• Từ các mô men xoắn trên các trục ta xác định được đường kính sơ bộ của các trục theo công thức sau:

Trong đó: Mx = Tk – Mô men xoắn trên trục thứ k

[τ]k – Ứng suất xoắn cho phép trên trục thứ k

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có = 600 MPa, ứng suất cho phép là [ ] = 25

Vậy đường kính các trục lần lượt là:

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 1 sơ bộ là : d1 = 35 mm.

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 2 sơ bộ là : d 2 = 30 mm.

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 6 sơ bộ là : d7= 45 mm.

Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 6 sơ bộ là : d8= 50 mm.

Tính bền chi tiết máy

Tính bền một cặp bánh răng (cặp bánh răng 22/88 giữa trục II/IV)

Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính động lực học bánh răng không cần xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của máy Cho nên chủ yếu xác định modul của nó Modul của nó được tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc Tính theo sức bền tiếp xúc là chủ yếu Modul trong trường hợp chạy dao người ta thường dùng một loại modul trong một cặp bánh răng còn các bánh răng khác có cặp tương tự. Ở đây ta sẽ lựa chọn một cặp bánh răng nguy hiểm nhất để tính bền Bánh răng thường có các dạng hỏng như tróc rỗ bề mặt răng, gãy răng tương ứng với độ bền tiếp xúc và dộ bền uốn Dựa vào điều kiện làm việc và động học của cặp bánh răng Ta thấy là cặp bánh răng đó có sự chênh lệch số răng lớn, các điều trên cho thấy nó sẽ chịu tải lớn nhất, ta tiến hành tính toán cặp bánh răng 22/88.

Chọn vật liệu làm bánh răng

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế chế tạo máy thì ta chọn vật liệu (bảng 6.1 sách TKHDĐCK tập 1) như sau:

✓ Bánh nhỏ : thép 25XΓM độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC.M độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC.

✓ Bánh răng lớn : thép 25XΓM độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC.M độ cứng sau nhiệt luyện là 57 HRC.

• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Do bộ truyền được làm việc trong điều kiện được che kín, bôi trơn đầy đủ nên dạng hỏng chủ yếu là tróc do mỏi vì vậy ta đi xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Giới hạn bền mỏi của bánh răng được tính theo công thức bảng 6.2[1]: σHlim1 = 23.HRC = 23.6 = 1380 MPa. σHlim2 = 23.HRC = 23.57 = 1311 MPa.

TIEU LUAN MOI download 60 : skknchat123@gmail.com Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:

[σH] = (σHlim/ SH) ZR ZV KL KXH

Sơ bộ lấy ZR ZV KL KXH = 1.

Tra sách TKHDDCK, ta có S H1 = S H2 =1,2:

• Xác định ứng suất uốn cho phép:

Giới hạn mỏi uốn của cặp bánh răng được tính theo bảng 6.2[1] như sau:

Trong đó: KFC – là hệ số ảnh hưởng đặt tải Tải 1 phía nên lấy KFC = 1.

SF – là hệ số an toàn Theo bảng 6.2 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta tra được SF = 1,55.

K FL – Hệ số tuổi thọ Lấy K FL = 1.

❖ Môđun của bánh răng được tính theo công thức ứng suất tiếp xúc như sau:

(sách tính toán thiết kế máy cắt kim loại T147)

Z – là số răng bánh chủ động. i – là tỷ số truyền của cặp bánh răng được tính.

0 = ,φ 0 được chọn trong khoảng ( 0,7 tới 1,6) Chọn φ 0 = 1,6.

K – là hệ số tải được xác định theo công thức: K = K đ K tt K N

K đ - là hệ số tải trọng động kể đến sự tăng tải do va đập khi bánh răng ăn khớp. Trong tính toán sơ bộ lấy Kđ = 1,2 ÷ 1,4 Lấy Kđ = 1,2.

K tt – là hệ số tập trung tải trọng, chọn K tt = 1,2.

KN – là hệ số tải trọng theo chu kì Lấy KN = 1.

K = 1,2.1,2.1=1,44 n – là số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng chủ động N – là công suất truyền của cặp bánh răng tính.

Giả sử ta đi tính cho một cặp bánh răng cụ thể là cặp 10 = 22 => = 4

Chọn m theo tiêu chuẩn ta được mtx = 2,5

Sau khi chọn được m theo độ bền tiếp xúc ta kiểm tra lại theo độ bền uốn như sau:

3 u √ Với hệ số chiều rộng bánh răng; = = (6÷ 10), chọn = 10 y = 0,245 : hệ số dạng răng. m u ≥ 10.

Vậy chọn m = 2,5 cho tất cả bánh răng trong các nhóm truyền

Kiểm tra độ bền cặp bánh răng

• Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Để kiểm nghiệm độ bền của các cặp bánh răng, ta tiến hành theo trình tự giống như chi tiết máy, các công thức tính lấy trong giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.

Theo công thức 6.33, trang 105[1] ta có :

+ T 1 : Momen xoắn trên trục V, T 1 = T III = 144413,86(N.mm)

+ ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp Theo bảng (6.5 tr 96), vật liệu của hai bánh răng đều là thép => Z M = 274 (MPa)

+ ZH: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

TIEU LUAN MOI download 62 : skknchat123@gmail.com ta có:

Trong đó: βb: Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở, do bộ phận dùng bánh răng thẳng, nên có βb = 0°.

Dùng bánh răng không dịch chỉnh, ta có:

+ bw: chiều rộng vành răng, có bw = ψ.m = 7,5.2,5 = 18,75 mm (ψ: hệ số chiều rộng vành răng, lấy ψ = 7,5).

+ Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp ta dùng công thức (6.36a [1]) để tính:

Trong đó: ε α : Hệ số trùng khớp ngang, ta có:

3 3 d w1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, ta có:

+ KH: Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc.

KHβ: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng (6.7 tr 98) với = = 18,75 = 0,34 ta có: K Hβ = 1,11

K HV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có:

Với: = 0 √ ( Công thức 6.42 tr 107-TTTKHDĐCK) là vận tốc vòng của vành răng, ta có:

Theo bảng 6.13 tr106, chọn cấp chính xác động học là cấp 6.

Theo bảng (6.15 và 6.16 tr107) ta có : δH = 0,014; g0 = 38

Trong đó νHmax là giá trị có được khi tra bảng (6.17 tr108).

Từ các giá trị trên có:

→ K H = K Hβ K Hα K Hv = 1,11 1,04 1,2 = 1,39 Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

Nhận thấy σH< [σH] => thoả mãn điều kiện tiếp xúc.

• Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ, theo công thức 6.43 và 6.44 tr108, ta có:

+ b w : chiều rộng vành răng, b w = 18,75 mm;

+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức 6.45 tr109, ta có:

KFβ: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7 tr98 ta có: KFβ = 1,2;

K Fα : hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, theo bảng 6.14 tr107 ta có: K Fα = 1,13;

KFV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46 tr109 ta có:

Theo bảng 6.15 và 6.16 tr107 ta có : δ F = 0,016; g 0 = 38 = 0 √ = 0,016.38 14 √ 165 4 = 54,66

+ Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ta có:

+ Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ta có:

+ YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2.

Theo bảng 6.18 tr109-TTTKHDĐCK ta có: Y F1 = 4 ; Y F2 = 3,605

Như vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện uốn

Dựa trên môđun vừa chọn được ta có các thông số cơ bản của bánh răng như sau:

- Đường kính vòng chia: dc = m.z = 2,5.22 = 55 (mm).

- Đường kính vòng tròn cơ sở: d 0 = d c cos(20°) U cos (20°) = 51,68 (mm).

- Đường kính vòng tròn đỉnh : de = dc + 2m = 55 + 2.2,5 = 60 (mm).

- Đường kính vòng tròn chân răng : df = dc – 2,5m = 55 – 2,5.2,5 = 48,75(mm).

- Chiều rộng bánh răng B: B = m u u = ( 6 ÷10) → B = 2,5 ( 6 ÷ 10) = (15 ÷ 25), chọn B# (mm)

• Tính các bánh răng trong hộp tốc độ

Cặp Bánh Răng Số răng m dc(mm) de(mm) df(mm) B (mm) 1

Bảng 3.3 Thông số của các bánh răng trong hộp tốc độ

• Khoảng cách giữa các trục.

✓ Khoảng cách giữa trục I và trục II là:

✓ Khoảng cách giữa trục II và trục III là:

✓ Khoảng cách giữa trục III và trục IV là:

✓ Khoảng cách giữa trục IV và trục V là:

✓ Khoảng cách giữa trục V và trục VI ( trục III và trục VI) là:

Tính bền ly hợp ma sát

+ Công suất trên trục I: N = 9,5 kW

+ Số vòng quay trên trục I: n = 900 v/p

+ Moomen xoắn trên trục I: M = 100805,55 Nmm Trình tự tính toán:

- Ly hợp ma sát dùng loại ly hợp ma sát nhiều đĩa Loại này truyền được momen lớn, kết cấu tương đối nhỏ gọn và lực ép không cần lớn lắm, đĩa ma sát gồm có đĩa trong và đĩa ngoài.

- Ở đây ta tính trong đường truyền thuận.

Xác định đường kính bề mặt làm việc:

Hình 3.2 Ly hợp ma sát

Chọn vật liệu và cách bôi trơn bề mặt ma sát

- Vật liệu là thép tôi bôi trơn, hệ số ma sát f = 0,08 và áp lực riêng cho phép là:

Tính bề mặt ma sát:

- Thay các số liệu vào ta có:

- Đối với các đĩa ma sát được bôi trơn thì Z ≤ 30 : Số nguyên dương

Tính lực ép cần thiết lên các đĩa

Lực ép cần thiết lên các đĩa:

Xác định momen xoắn truyền lực được qua ly hợp ma sát Áp dụng công thức:

= 1 : Ảnh hưởng của điều kiện làm việc ( Có bôi trơn)

= 1 : Ảnh hưởng của số bề mặt ma sát làm việc.

= = 0,23.78 ≈ 18 : Bề rộng hình vành khan của bề mặt ma sát.

Thay số liệu ta có:

Vậy ly hợp ma sát có đủ khả năng truyền đạt hết công suất mà hộp tốc độ cần truyền.

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN HỘP TỐC ĐỘ

Chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển

Dưới đây là sơ đồ động của máy thiết thiết kế, thể hiện các khối bánh răng cần điều khiển

Hình 4.1 Sơ đồ động hộp tốc độ

Dựa vào sơ đồ động hộp tốc độ hình 5.1 ta nhận thấy rằng muốn điều khiển để tạo ra lần lượt 24 cấp tốc độ thì ta phải điều khiển thông qua 5 khối bánh răng di trượt. Trong máy tương tự 1K62 thì các khối bánh răng này được điều khiển bởi cơ cấu đĩa có chốt lệch tâm và cam mặt đầu Do vậy ở đây ta cũng chọn cơ cấu điều khiển các khối bánh răng như máy tương tự Vấn đề quan trọng là ta phải vẽ được đường khai triển của các rãnh cam và cách thực hiện điều khiển đối với từng khối bánh răng để tạo ra các tốc độ cần thiết.

Dựa vào đồ thị vòng quay ta nhận thấy rằng từ trục I qua trục II có hai tỷ số truyền i 1 và i 2 được thay đổi bởi khối bánh răng di trượt A Từ trục II sang trục III có ba tỷ số truyền i 3 , i 4 và i 5 thay đổi được nhờ khối bánh răng di trượt B Từ trục III sang trục IV có hai tỷ số truyền i 6 và i 7 sẽ được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt C Từ trục IV sang trục V có hai tỷ số truyền i 8 và i 9 được thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt D lắp trên trục IV Khối bánh răng di trượt còn lại là E sẽ điều chỉnh ăn khớp với

TIEU LUAN MOI download 70 : skknchat123@gmail.com các bánh răng khác để tạo ra hai tỷ số truyền i 10 từ trục V tới trục VI hoặc i 11 từ trục III tới trục VI.

Tính toán hành trình của bánh răng di trượt theo kích thước thực hiện các bản vẽ

Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc A.

Bảng khai triển rãnh cam điều khiển

Hình 4.2 Bảng khai triển rãnh cam điều khiển khối bánh răng hai bậc A

Bánh sẽlàmchocàng8quayquanhchốtgắnvớigiá6vàđầucànggạt8đẩy các bánh

I do wnl oa d : skknchat123@gm ail.com răng di trượt Do đó ta có thể tạo ra các hai tỷ số truyền i 1 và i 2 nhờ hai cung tròn trên cam 4.

Tính lượng nâng của cam 4 Để tính được lượng nâng của cam 4 ta đi tính chiều dài hành trình gạt của các bánh răng L (mm)

Hình 4.5 Khối bánh răng hai bậc A

• Ta có L = 2.B + 2f f = 5 (mm) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt

• Dựa vào hình vẽ bên ta có:

Trong đó: X: lượng nâng của cam được tính là:

Hình 4.6 Tính toán lượng nâng cam 4

Vậy thay vào công thức trên ta có:

Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng ba bậc B

Hình 4.7 Bảng khai triển rãnh cam điều khiển khối bánh răng 3 bậc B

Tính toán bánh răng lắp chốt lệch tâm Để tính được đường kính bánh răng cần thiết để lắp chốt lệch tâm ta phải đi tính toán hành trình gạt sao cho ứng với các vị trí của chốt tạo ra những tỷ số truyền tương ứng.

Hình 4.10 Khối bánh răng 3 bậc B

Với B = 23 (mm) là bề rộng của bánh răng f = 5 (mm) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Ta phải chọn cặp bánh răng có tỷ số truyền là 1 đồng thời phải thoả mãn có bán kính vòng chân răng lớn hơn hành trình gạt L = 56 (mm) để lắp chốt lệch tâm trên bánh răng

Do đó ta chọn cặp bánh răng có số răng là Z = 60 và môđuyn m = 2 Khi đó ta có

- Đường kính vòng chia của bánh răng được tính là:

- Đường kính vòng đỉnh của bánh răng được tính là:

- Đường kính vòng chân của bánh răng được tính là:

Tính toán cơ cấu điều khiển hai khối bánh răng hai bậc C và D.

Hình 4.11 Bảng khai triển rãnh cam điều khiển khối bánh răng hai bậc B

Hình 4.12 Bảng khai triển rãnh cam điều khiển khối bánh răng hai bậc D

Hình 4.13 Trích sơ đồ động Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.14 Sơ đồ cam điều khiển

8.Ngàm gạt, gắn với khối bánh răng hai bậc D.

9.Ngàm gạt, gắn với khối bánh răng hai bậc C.

Miếng gạt được lắp trên trục điều khiển 1 trên miếng gạt được bố trí hai chốt 3 và 4. Chốt dài 3 để gạt ngàm gạt 6 di chuyển khối bánh răng hai bậc D thông qua một miếng gạt có rãnh Chốt ngắn 4 dùng để điều khiển ngàm gạt 9 di chuyển khối bánh răng hai bậc C thông qua một thanh truyền có rãnh được gắn cứng với ngàm gạt Cùng sự phối hợp của hai chốt và miếng gạt sẽ tạo ra các cặp tỷ số truyền tương ứng là:

Việc điều khiển như vậy sẽ tạo ra ba dải tốc độ thấp tương ứng như sau:

Dải thứ nhất từ n1 = 10,6 đến n8 = 33,34 (vg/ph)

Dải thứ hai từ n9 = 42,71 đến n16 = 133,38 (vg/ph)

Dải thứ ba từ n 13 = 170,85 đến n 18 = 533,5 (vg/ph)

Tính toán chiều dài hành trình gạt điều khiển và bán kính càng gạt.

Hình 4.15 Khối bánh răng 2 bậc C và D

Với B = 34 (mm) là bề rộng của bánh răng f = 5 (mm) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Có chiều dài hành trình gạt ta sẽ đi chọn kết cấu của miếng gạt và các thanh truyền có rãnh sao cho đảm bảo thực hiện đúng chiêù dài hành trình gạt yêu cầu

• Tính bán kính càng gạt Công thức tính: L = R.sin

Với L: là hành trình gạt.

:là góc quay của càng gạt.

Với LD = LC và góc quay của càng gạt 0 0 :

RD = RC = LD/sin 30 = LC/sin 30 0 = 75/sin 30 0 = 150 (mm)

Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc E

Hình 4.16 Bảng khai triển rãnh cam điều khiển khối bánh răng hai bậc E

Hình 4.17 Trích sơ đồ động Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

3- Khối bánh răng di trượt E 4- Càng gạt

Hình 4.18 Sơ đồ cơ cấu gạt bánh 4 răng

Khối bánh răng di trượt E có hai bánh răng Z = 42x3 và Z = 54x4 để tạo ra 2 tỷ số truyền i10 cho 18 cấp tốc độ thấp và i11 cho 6 cấp tốc độ cao.

Cơ cấu điều khiển là một càng gạt được lắp trên một trục điều khiển Khi trục điều khiển quay sẽ làm cho càng gạt quay quanh tâm chốt và đẩy khối bánh răng di trượt dọc trục Với hai vị trí của càng gạt sẽ tạo ra hai tỷ số truyền tương ứng là i10 hoặc i11.

Tính toán khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điền khiển Để tính toán được khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển ta phải đi xác định chiều dài hành trình gạt L

Với B = 40,5 (mm) là bề rộng của bánh răng f = 5 (mm) là độ rộng khe hở trong quá trình gạt.

Do đó ta phải có khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển là:

A = L/2 = 86 / 2 = 43 (mm) ( Khi nó quay thì nó sẽ dịch chuyển một khoảng bằng 2A = L)

• Tính bán kính càng gạt: Công thức tính: L = R.sin

Với L: là hành trình gạt :là góc quay của càng gạt

Với L và góc quay của càng gạt 0 :

Hình 4.19 Khối bánh răng hai bậc E

Nhiệm vụ: Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng Đồ án được trình bày trong 4 chương. Chương I: Đưa ra cái nhìn khái quát về đặc tính kĩ thuật của các loại máy tiện Đồng thời khảo sát, tìm hiểu chi tiết về hộp tốc độ, hộp chạy dao và các cơ cấu đặc biệt của máy 1K62.

Chương II: Trình bày về tính toán thiết kế động học cho máy mới Trong đó bao gồm tính toán thiết kế chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn, xác định phương án không gian, phương án thứ tự, lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, tính toán bánh răng trong hộp tốc độ và sắp xếp bảng ren, thiết kế nhóm cơ sở, nhóm gấp bội, xác định các đường truyền tiện ren trong hộp chạy dao.

Chương III: Trình bày về tính toán bền các chi tiết máy: xác định chế độ làm việc của máy, các lực tác dụng trong truyền dẫn, tính toán công suất động cơ điện và lập bảng tính toán động lực học Cuối cùng là tính bền cho các chi tiết máy như 1 cặp bánh răng và ly hợp ma sát.

Chương IV: Đã tính toán thiết kế kết cấu hệ thống điều khiển hộp tốc độ Hệ thống điều khiển hộp tốc độ có nhiệm vụ thay đổi cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ để cho các tốc độ khác nhau Quá trình thay đổi các đường truyền được thông qua việc đóng mở các ly hợp ma sát và các cơ cấu điều khiển các khối bánh răng di trượt.

Định dạng
Số trang	127
Dung lượng	2,92 MB