TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY TIỆN 1K62 (HỌC VIỆN NÔNG NGHIỆP)

Phần 1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ 1 1 Công dụng và yêu cầu Hộp tốc độ là một bộ phận quan trong của máy cắt kim loại dùng để thực hiện các nhiệm vụ sau Truyền động công suất từ động cơ điệ.

Phần 1: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỘP TỐC ĐỘ

1.1.Công dụng và yêu cầu

Hộp tốc độ là một bộ phận quan trong của máy cắt kim loại dùng để thựchiện các nhiệm vụ sau :

- Truyền động công suất từ động cơ điện đến trục chính

- Dảm bảo phạm vị điều chỉnh cần thiết cho trục chính hoặc trục cuối cùngcủa hộp tốc độ với công bội và số cấp vận tốc Z yêu cầu

Hộp tốc độ có thể được chế tạo cùng một khối với trục chính.Trong trườnghợp này hộp tốc độ được gọi là hộp trục chính.Trong trường hợp hộp tốc độ vàhộp trục chính đước thiết kế thành hai bộ phận riêng biệt và được nối liền bằngmột cơ cấu truyền động nào đó thì hộp tốc độ được gọi là hộp giảm tốc.Hộpgiảm tốc thường được đặt dưới chân máy hoặc đưa ra ngoài máy nhằm làm giảmrung động và biến dạng nhiệt cho hộp trục chính

Từ các thông số cơ bản Rn,φ và z có thể thực hiện được nhiều phương án vềkết cấu của hộp tốc độ với cách bố trí số vòng quay,số trục,hệ thống bôitrơn,điều khiển,…rất khác nhau.Do đó ta phải chọn phương án thích hợp nhất đểdựa vào yêu cầu sau đây :

- Các giá trị số vòng quay từ n1 – nz và hệ số cấp số vòng quay φ phải phùhợp với trị số tiêu chuẩn

- Các chi tiết máy tham gia vào việc thực hiện truyền động phải đủ độbền,độ cứng vững và đảm bảo truyền động chính xác,nhất là đối voeí trụcchính

- Kết cấu của hộp tốc độ phải đơn giản,xích truyền động phải hợp lý để đạthiệu suất truyền động cao.Cơ cấu phải dễ dàng tháo lắp và sửa chữa

- Diều khiển phải nhẹ nhàng và an toàn

Với những yêu cầu trên ta tiến hành phân tích,lựa chọn một phương án tốtnhất phù hợp với các chỉ tiêu kỹ thuật,kinh tế trong điều kiện cho phép

1.2 Tổng hợp truyền động chính

Theo số liệu ban đầu: Z = 18; φ = 1,12 ; n = 8 vòng/ph

1.3.Thiết kế động học và xác định tỷ số truyền

Nhiệm vụ của hộp tốc độ là bảo đảm chuỗi số vòng quay n của trục chínhvới công bội φ và phạm vi điều chỉnh Rn đã cho.Để đảm bảo yêu cầu trên,ta cầnbiết mối quan hệ động học giữa các nhóm truyền động của trục chính,giữa các tỷ

số truyền trong từng nhóm truyền động,cũng như sự phối hợp giữa chúng vớinhau

Trong truyền động phân cấp,số vòng quay của trục chính thường đượcthực hiện với sự thay đổi tỷ số truyền của các nhóm truyền động giữa hai trục và

sự phối hợp giữa chúng với nhau.Để xác định tỷ số truyền trong các nhómtruyền động của hộp tốc độ,người ta dùng hai phương pháp: phương pháp giảitích và phương pháp đồ thị.Ở đây ta dùng phương pháp đồ thị

Để xác định tỷ số truyền bằng phương pháp đồ thị người ta dùng hai loại

sơ đồ gọi là lưới kết cấu và lưới đồ thị vòng quay

Lưới kết cấu của hộp tốc độ : Là sơ đồ biểu diễn công thức kết cấu vàphương trình biểu diễn.Trên lưới kết cấu mỗi đường nằm ngang biểu diễn sốtrục của hộp tốc độ,các điểm nằm ngang sẽ biểu diễn số cấp tốc độ của trụcchính các đoạn thẳng nối các điểm tương ứng trên các trục biểu diễn các tỷ sốtruyền giữa các trục đó.Để biểu diễn chuỗi n theo cấp số nhân ta vẽ lưới kết cấutheo tọa độ logarit đối xứng

Đồ thị lưới vòng quay : chuyển từ lưới kết cấu biểu diễn đối xứng sang biểudiễn các tỷ số truyền thật.Ta quy ước điểm trên các trục nằm ngang chỉ số vòngquay cụ thể.Các đường thẳng nối các điểm tương ứng giữa các trục biểu diễn trị

số tỷ số truyêng của từng cặp báng răng( hay các cặp truyền động khác), tianghiêng tia biểu thị i<1,tia nghiêng phải biểu thị i>1,tia thẳng đứng biểu thị i=1

1.4 Phương án không gian

Để đảm bảo việc thay đổi số vòng quay,hộp tốc độ máy công cụ có thể là hộp tốc độ vô cấp hay là hộp tốc độ phân cấp.Dựa vào chuỗi số vòng quay như trên

và phạm vi sử dụng,ở đây ta thiết kế hộp tốc đọ phân cấp dùng bánh răng di trượt.

a Các phương án không gian

Đề chọn phương án không gian ta tính số nhóm truyền tối thiểu

Do tỉ số truyền phải thỏa mãn ≤ i ≤ 2 nên ta có số nhóm truyền tối thiểu là

i = = ⇒ dc

TC

n x.lg 4 lg

n

= ⇒ x = 3,75

⇒ Chọn x = 4

Kết luận : Qua tính toán ta thấy số nhóm truyền lớn nhất là x= 3 nên trong

hệ (1) không có phương án nào, ta dùng thêm bộ truyền trung gian và chọnphương án Z = 18 = 3.3.2

 Chọn phương án không gian hợp lý

Với số cấp tốc độ Z = 18 ta có các PAKG sau:

Z = 18 = 3.3.2 = 2.3.3 = 3.2.3

Một số tiêu chuẩn để so sánh:

- Số trục ít nhất

- Số bánh răng chịu Mxmax trên trục ra ít nhất

- Chiều dài sơ bộ nhỏ nhất

- Kết cấu trục ra đơn giản

Dựa vào các tiêu chuẩn trên ta có các chỉ tiêu để so sánh:

Tính tống số bánh răng của hộp theo công thức :

Với pi là số bánh răng di trượt trong một nhóm

Theo tính toán ta có Szmin khi p1 = p1 = …pi = e với e là cơ số nepe

b là chiều rộng của bánh răng, b = (6 – 10).m = (0,15 – 0,3).A

M là môđun của bánh răng

Số lượng bánh răng chịu mômen xoắn M xmax ở trục cuối cùng

Trục cuối cùng là trục chính vì trục này có chuyển động quay thực hiên sốvòng quay từ n1 đến n24 nên khi tính sức bền dựa vào trị số nmin(n1) sẽ có

Nxmax.Do đó kích thước trục lớn,các bánh lắp trên trục có kích thước lớn vì vậytránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng (trục chính)

Từ các chỉ tiêu trên,ta lập bảng so sánh PAKG:

Phương ánYếu tố so sánh

Tổng số bánh răng

Sbr = 2(P1 + P2 + … + Pj)

2(3 + 3 + 2) = 16

2(2 + 3 + 3) = 16

2(3 + 2 + 3)

= 16Tổng số trục

Từ bảng so sánh ta thấy PAKG tối ưu là phương án: Z = 18 = 3.3.2

Ta thấy trục cuối cùng thường là trục chính hay trục kế tiếp với trục chính

vì trục này có thể thực hiện chuyển động quy với số vòng quay từ nmin ÷ nmax nênkhi tính toán sức bền đựa vào vị trí số nmin ta có Mxmax Do đó kích thước trụclớn suy ra các bánh răng lắp trên trục có kích thước lớn Vì vậy tránh bố trínhiều chi tiết trên trục cuối cùng, phương án 2 và 3 có số bánh răng chịu Mxmax

lớn hơn cho nên ta chọn phương án 1 là 3x3x2

- Số bánh răng chịu mômen xoắn lớn nhất Mmax trên trục chính là ít nhất

Như ta đã biết với một phương án bố trí không gian đã có ta có nhiều phươngthay đổi thứ tự khác nhau.Với số nhóm truyền x = 3 và PAKG, Z = 3.3.2 ta sẽ có3! = 6 phương thay đổi thứ tự Với 6 PATT được thể hiện bằng 6 lưới kết cấu và

từ đó ta sẽ đánh giá để chọn một lưới kết cấu thích hợp nhất.Để chọn được lướikết cấu thích hợp nhất ta dựa vào phương pháp kiểm nghiệm giới hạn tỷ sốtruyền

Ta đã biết phạm vi điều chỉnh tỷ số truyề của một nhóm truyền động là:

Rgh = φ (p-1)x= φXmax ≤ 8

Trong đó Xmax là lương mở cực đại giữa hai tia ngoài cùng

Ta lập bảng vẽ lưới kết cấu để so sánh phương án thay thế

Do đó để chọn phương án đạt yêu cầu ta phải tăng thêm số trục trunggian.

Ta thấy phương án 1 lưới kết cấu có hình rẻ quạt với lượng mở đều đặn vàtăng từ từ, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn Nên ta chọn phương án thứ tự cuối cùng là phương án 1

[1] [3] [9]

Phương án I đảm bảo ϕ≤ 8

a) Phương án không gian: (PAKG)

PAKG là phương án lựa chọn và bố trí các nhóm bánh răng di trượt để đạt số cấp tốc độ Z theo yêu cầu

Ta chọn PAKG: Z = 2x3x2= 18

b) Phương án thứ tự : (PATT )

* PAKG: Z = 2x3x3= 18

g f i

g f i

g

φ φ φ

= +

= +

54 54 54

3 3

2 2

1 1

g f

g f

g f

⇒ K = BSCNN(54, 54, 54) = 54 Ta có Emin =

K f

g f Z

x

x x

.

) (

f

.

1 1

1

21 1.54

z1’ = EK - z1 = 54 - 21 = 33

z2 = EK

g f

f

2

2

23 1.54

23 + 31 = 23,

z2’ = EK - z2 = 54 - 23 = 31,

z3 = EK

g f

f

.

3 3

3

24 1.54

5

2 2 6 6

28

f i

g f i

g f i

g

φ φ φ

= +

= +

64 64 64

6 6

5 5

4 4

g f

g f

g f

⇒ K = 64 ⇒ Emin =

K f

g f Z

x

x x

.

) (

f

.

4 4

4

25 64

f

.

5 5

5

30 64

30 + 34 = 4=30

z5’ = EK - z5 = 64 - 30 = 34

z6 = EK

g f

f

.

6 6

6

36 64

48 1,12

= +

84

84

8 8

7 7

g f

g f

⇒ K = 84 ⇒ Ta cã Emin =

K f

g f Z

x

x x

.

) (

f

.

7 7

7

27 84

27 + 56 = 27

z7’ = 84 - 27 = 57 răng

z8 = EK

g f

f

.

8 8

8

48 84

48 + 36 = 48

z8’ = 84 - 48 = 36

1.8 Xác định số răng của bánh răng

Dựa vào phần tính toán 1.7 ta có bảng số răng sau :

Z Z Z

Trong đó: n = 1450 vòng/phút ( động cơ máy 1K62)

Do động cơ lớn hơn nhiều so với n0=43,7 (vòng/phút) do đó ta chọn thêm

cặp bánh răng có m'

m

10 im

52

ZZ

= = ,η =đ 0,95

n - số vòng quay trục chính tính theo phương trình xích động.Sai số ∆ = ± n  10.( ϕ− = ± 1) 10.(1,12 1) − = ± 2,1%

Phần 2: TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ 2.1 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 địnhchế độ làm việc trớc khi đa vào sản xuất Do đó, ta phải xác định chế độ làmviệc giới hạn của máy:

Trong đó: C = 0,7 đối với thép

dmax = 400 mm, là đường kính lớn nhất của chi tiết gia công Suy ra: tmax = 0,7.8 400 ≈1,5 mm

Mặt khác, tmin = (

4

1 2

1 ÷ ).tmax ;

Smax = (

7

1 3

1 ÷ ).tmax ;

Smin = (

10

1 5

1

÷ ).Smax ;

Vmin = X V Y V

v S t

C

max max

min

Vmax = X V Y V

v S t

C

min min

ntính = nmin.4

min

max

n n

2.2 Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn:

Xác định lực cắt P c và lượng chạy dao Q:

Ta phân tích lực P thành các lực thành phần là Px, Py và Pz, từ đó ta có thểtính các lực thành phần theo công thức:

2.3 Tính công suất động cơ điện:

Công suất động cơ cần phải khắc phục ba thành phần công suất là côngsuất cắt Nc, công suất chạy không No, công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và donhững nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy Np Ta có:

Nđc = Nc + No + Np

Ta lần lợt tính các thành phần công suất trong công thức trên để từ đó có

thể tính đợc công suất của động cơ.

a.Công suất cắt:

Nc =

81 9 102 60

v

Pz

,

Ta có:

v = π = 1000

Với hiệu suất chung truyền dẫn η = 0,75 ta có:

Nđc = 1

0,75 = 1,3 (kW).

Do vậy ta có thể chọn loại động cơ có công suất Nđc = 2 (kW)

b.Công suất chạy dao:

Ta tính theo tỉ lệ với công suất động cơ chính

NđcS = K.NđcV

Với K = 0,04 ta có:

NđcS = 0,04.1,3 = 0,052

2.4 Lập bảng tính toán động lực:

Để lập bảng tính toán động lực ta cần biết:

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

ntính = nmin 4

n

n

min max (v/ph)

+ Công suất trên từng trục:

Ntrục = Nđc.η (kW) Với η là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục η = ∏ηi

với ηi là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn ta có:

Kết luận: Các đường kính được chọn ở bảng trên là các đường kính tiêu

chuẩn tại các tiết diện lắp bánh răng và ổ bi Tại các tiết diện khác, ta có thể lấytăng hay giảm tuỳ thuộc vào kết cấu và lực tác dụng

Phần 3: TÍNH TRỤC CHÍNH VÀ ĐỘ BỀN CỦA CẶP BÁNH RĂNG

Để tính toán thiết kế động lực học của máy trước tiên ta cần đi tính toáncông suất của động cơ, công suất trên các trục, số vòng quay của các trục dùngtrong tính toán

Như đã lý luận ở phần trên ta dựa theo máy tương tự 1K62 có công suấtcủa động cơ là N = 10 Kw số vòng quay là n = 1450 (vg/ph) do vậy ở đây tacũng chọn động cơ với công suất và số vòng quay như vậy

Trong khuôn khổ của đồ án môn học này ta chỉ đi tính toán sơ bộ đườngkính các trục trung gian do vậy ta coi tổn thất về công suất trên các bộ truyền vàtrong ổ là không đáng kể từ đó ta có công suất của các trục trong hộp tốc độ từtrục I đến trục chính (trục V) là 10 Kw

Để tìm ra số vòng quay tính toán của từng trục ta phải xuất phát từ sốvòng quay tính toán của trục chính được tìm như sau Trong dãy giá trị cấp tốc

độ của trục chính ta chia thành ba khoảng I, II và III và số vòng quay tính toántrên trục chính sẽ được chọn là giá trị cuối cùng của khoảng I hoặc giá trị đầutiên của khoảng II Từ lý luận đó ta có số vòng quay tính toán của trục chính sẽ

là n = 43,1 (vg/ph) Với số vòng quay này ta dựa vào đồ thị vòng quay ở ta sẽ có

số vòng quay tính toán của các trục trung gian

Có công suất của các trục và số vòng quay của các trục ta sẽ xác địnhđược mômen xoắn trên trục theo công thức sau :

Mx = 9,55.106

n N

( N.mm )

Qua kết quả tính toán ta lập được bảng sau :

Bảng 3-1

Thông số

Trục

Công suấtN(Kw)

3.1 Tính toán thiết kế trục chính của máy

Qua tham khảo máy tương tự 1K62 ta có thể rút ra một số nhận xét khitính toán thiết kế trục chính của máy như sau :

- Đường kính của trục chính được tính theo chế độ cắt thô để đảm bảo độbền theo tính vạn năng của máy, nghĩa là có thể gia công được cả ở chế độ cắtthô và cắt tinh

- Độ cứng vững của trục chính chỉ có tác dụng khi gia công tinh, vì vậynếu ta dùng chế độ cắt thô để tính độ cứng vững của trục thì đường kính trục sẽrất lớn gây lãng phí

- Nếu ta dùng chế độ cắt thô để tính đường kính còn dùng chế độ cắt tinh

để kiểm nghiệm độ cứng vững thì ta thấy trục đảm bảo cả độ bền và độ cứngvững mà đường kính trục không quá lớn

Do đó ở đây ta sẽ tính đường kính trục chính theo chế độ cắt thô và sau đókiểm nghiệm độ cứng vững của trục theo chế độ cắt tinh

3.1.1 Chọn sơ đồ cắt để tính lực tác dụng vào đầu trục chính

Khi gia công trên máy tiện ta có thể gá đặt phôi theo hai trường hợp phụthuộc vào chiều dài của phôi như sau :

- Nếu như phôi dài ta phải chống tâm một đầu còn một đầu được cặp vàomâm cặp để tăng độ cứng vững của phôi trong quá trình gia công

- Còn đối với phôi ngắn ta chỉ cần cặp trên mâm cặp là có thể gia côngđược

Từ đó ta đi tính lực tác dụng vào đầu trục chính trong hai trường hợp trên

để tìm ra trường hợp lực tác dụng lớn nhất dùng trong các bước tính toán tiếptheo

a Tính lực tác dụng vào trục chính trong trường hợp phôi dài.

Sơ đồ gia công như sau :

L/1,732

L

l1 << 0.333.d

hình 3.1Nếu ta coi đầu A của phôi cặp vào mâm cặp như tựa trên gối tựa di độngcòn đầu chống tâm B như tựa trên gối tựa cố định thì sơ đồ tính lực tác dụngvào đầu trục chính sẽ là :

b Tính lực tác dụng vào đầu trục chính trong trường hợp phôi ngắn.

Trong trường hợp phôi ngắn ta chỉ kẹp một đầu vào mâm cặp để gia công

và sơ đồ gia công như sau :

Hình 3.4Khi đó xét phương trình hình chiếu của các lực nên phương Z ta có :

3.1.2 Tính toán đường kính trục chính của máy.

Như đã lập luận ở trên, khi đi tính đường kính trục chính ta tính toán cáclực tác dụng theo chế độ cắt cực đại với các thông số như sau :

- Đường kính phôi D = 115 ( mm )

- Chiều dài phôi l = 250 ( mm )

- Lượng chạy dao S = 1,56 ( mm/vg )

- Chiều sâu cắt t = 5 ( mm )

- Số vòng quay trục chính n = 40 ( vg/ph )

Khi đó lực tác động vào đầu trục chính sẽ được tính là :

) ( 13960 56

, 1 5 2000

C

) ( 7427 56

, 1 5 1250

C

) ( 803 ) ( 802700 2

Sơ đồ phân tích lực tác động vào trục chính như sau :

Hình 3.5Lực tác dụng từ các bánh răng lên trục chính được tính toán như sau :

- Lực tác dụng từ bánh răng 62 Z = 57 x4

1 62

15460( ) 0,108

z v

15460

M M

M xd = z − c = − = Vậy ta có :

2

61

444( ) 0,144

xd v

Nếu ta phân tích các lực Pv1 và Pr1 thành hai thành phần theo hai phương x

và y ta sẽ có :

- Các lực tác dụng lên trục theo phương y : Pz ; Pr1.sin30o ; Pv1.cos30o ; Pr2

- Các lực tác dụng lên trục theo phương x : Py ; Pr1.cos30o ; Pv1.sin30o ; Pv2

Nếu như ta lấy kích thước chiều dài các đoạn trục như trục chính của máytương tự 1K62 thì ta có sơ đồ phân bố các lực như sau :

lý do đó ta chỉ đi tính toán trong trường hợp thay thế trục bằng một dầm tựa trênhai gối tựa gồm ba liên kết đơn

Khi đó sơ đồ tính toán sẽ là :

B E

Và khi đó phản lực gối tựa trong mặt phẳng yOz được xác định là :

Ta lấy mômen đối với điểm B

0 370 175 375 660

=

Hay V yB =V yA+ + +P r' P r P Z = 4392 161 12604 13960 31117( ) + + + = N

Mặt khác phản lực gối tựa trong mặt phẳng xOz được xác định là :

Ta lấy mômen đối với điểm B

0 370 175 375 660