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.. Xác định số vòng qu
KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ
Những tính năng kĩ thuật của máy tiện cùng cỡ
Máy tiện là loại máy công cụ phổ biến chiếm khoảng 40–50% tổng số máy công cụ trong các nhà máy và phân xưởng cơ khí Thiết bị này được dùng để tiện các mặt tròn xoay ngoài và trong như mặt trụ, mặt côn, mặt định hình và mặt ren, đồng thời xén mặt đầu và cắt đứt chi tiết Bên cạnh đó, máy tiện còn cho phép khoan, khoét và doa trên cùng một máy để nâng cao hiệu suất gia công và tối ưu hóa quy trình sản xuất.
Trong thực tế sản xuất, chúng ta có nhiều loại máy tiện phục vụ các mục đích khác nhau: máy tiện vạn năng cho phạm vi gia công rộng, máy tiện tự động và bán tự động tối ưu hoá năng suất và hiệu quả làm việc, máy tiện chuyên môn hoá và máy tiện chuyên dùng được thiết kế cho các ứng dụng cụ thể, máy tiện revolve cho các chi tiết quay, và máy tiện CNC cho gia công có độ chính xác cao và tự động hoá toàn diện Việc lựa chọn loại máy tiện phù hợp dựa trên yêu cầu kỹ thuật, khối lượng sản phẩm và mức độ tự động hoá mong muốn sẽ tối ưu hoá hiệu suất và chất lượng sản phẩm.
Do thực tế yêu cầu thiết kế của máy tiện vạn năng hạng trung, bài viết tập trung xem xét và khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung, đặc biệt là máy 1K62 Việc khảo sát nhằm làm rõ các tiêu chí về hiệu suất, độ ổn định và chi phí vận hành để chọn lựa phù hợp với mục tiêu sản xuất Nhờ đó, ta có thể so sánh các đặc tính kỹ thuật và khả năng vận hành của các máy trong nhóm này để đánh giá mức độ phù hợp của từng mẫu, với 1K62 đóng vai trò ví dụ tiêu biểu.
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: Hiện chưa phản ánh đầy đủ tất cả các loại máy có mặt ở nước ta; vì hạn chế về tài liệu và kinh nghiệm, chúng ta chỉ phân tích được 4 loại máy được nêu ở trên.
Trong khuôn khổ đề tài thiết kế liên quan đến các loại máy công cụ, máy tiện ren vít vạn năng 1K62 được nhận diện có đặc tính phù hợp để làm cơ sở khảo sát Vì thế, ta chọn máy 1K62 làm đối tượng phân tích nhằm phục vụ cho quá trình thiết kế một máy mới, rút ra các yếu tố công nghệ và phương pháp gia công cần thiết để tối ưu hóa hiệu suất và độ tin cậy của thiết bị.
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)
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
Từ trục IV đến trục V, khối bánh răng di trượt hai bậc có khả năng tạo ra bốn tỷ số truyền khác nhau cho hệ truyền động Tuy vậy, thực tế chỉ có ba tỷ số truyền xuất hiện là 1, 1/4 và 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
Xác định số vòng quay thực của máy và so sánh với số vòng quay chuẩn để đánh giá độ chính xác của hệ thống Để tính sai số của các tốc độ trục chính, ta lập bảng so sánh giữa vòng quay thực tế (nt thực) và vòng quay tính theo lý thuyết (nt lý thuyết); sai số cho phép được thể hiện dưới dạng n% = 100 × (nt thực − nt tính) / nt lý thuyết Ví dụ, khi n% bằng 2,6%, sự chênh lệch giữa nt thực và nt tính cho thấy mức độ phù hợp với thiết kế Kết quả phân tích giúp nhận diện sự khác biệt giữa vòng quay thực và vòng quay chuẩn và từ đó đề xuất biện pháp điều chỉnh nhằm nâng cao độ chính xác và hiệu suất vận hành.
+ 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%
Từ đồ thị vòng quay ta nhận thấy tại máy cơ sở có các cấp tốc độ có sai số vòng quay vượt quá ± 2,6% ( Sai số cho phép ) như:
Khi các giá trị sai số vượt quá mức cho phép, chúng sẽ ảnh hưởng nghiêm trọng đến khả năng làm việc, độ chính xác và hiệu suất của máy khi gia công Sai số cao làm lệch chi tiết, gia công mất thời gian và chất lượng sản phẩm không đạt yêu cầu Vì vậy cần kiểm tra và hiệu chuẩn định kỳ, đồng thời giám sát các tham số sai số để duy trì hiệu suất và độ ổn định của quá trình gia công Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62 cho thấy mức sai số và biến động theo thời gian, cung cấp dữ liệu cần thiết cho việc đánh giá và điều chỉnh vận hành.
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: 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 i 1 = 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: [X] = 1
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 i 7 = 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 i10 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 i 11 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
Máy được tổ chức hai đường truyền: đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp) và đường truyền trực tiếp (tốc độ cao) Việc kết hợp hai đường truyền này là hợp lý vì đường truyền có tốc độ cao đòi hỏi cấu hình phù hợp để tối ưu hóa hiệu suất hệ thống Nhờ sự cân bằng giữa hai đường truyền, hệ thống giảm ồn và rung, hạn chế ma sát và từ đó tăng hiệu suất làm việc khi hoạt động.
Theo lý thuyết tính toán, để TST giảm từ từ và đồng đều, đồng thời đảm bảo mô-men xoắn yêu cầu, số bánh răng trên các trục đầu phải nhiều hơn so với các trục sau Vì vậy, giá trị của hệ PAKG được xác định bằng tích của các hệ số liên quan và có thể được thể hiện bằng ví dụ 3 x 2 x 1, cho thấy cách tăng số lượng bánh răng ở mỗi trục đầu nhằm đạt mục tiêu về mô-men xoắn và sự ổn định của hệ thống.
2 x 2 là tốt nhất Tuy nhiên, phương án 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí nhất vì:
Trong thực tế gia công, một máy có truyền động quay thuận đòi hỏi phải có truyền động quay nghịch để phục vụ quá trình gia công và đổi chiều Ví dụ với bàn xe dao, nếu chỉ có một truyền động thì bàn dao chỉ có thể tịnh tiến được theo một chiều trên băng máy và không thể tịnh tiến ngược lại; khi gia công ren, trục chính phải có chuyển động quay nghịch để đưa dao ra Vì vậy trên trục vào (II) cần dùng li hợp ma sát (gồm hai 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
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 lượng mở tăng theo từng giai đoạn trên các trục: từ trục I đến trục II tăng từ 1 lên 2, từ trục II lên trục III tăng từ 2 lên 6 Từ trục III đến trục IV lượng mở lẽ ra phải tăng từ 6 lên 12, nhưng do có sự trùng tốc độ nên từ 6 vẫn giữ ở 6 Vì vậy, ta chọn cấu hình PATT gồm các trạng thái I, II, III và IV và bổ sung đường truyền phụ để đảm bảo điều khiển đúng đắn và tăng độ tin cậy cho hệ thống.
Việc áp dụng phương án theo trình tự trên tạo ra lưới kết cấu có hình rẻ quạt, từ đó làm cho cấu trúc máy hợp lý và tối ưu hóa hiệu suất Bản chất của lưới kết cấu hình rẻ quạt nằm ở sự chênh lệch tỷ lệ truyền của nhóm truyền đầu tiên nhỏ, khiến phân bổ tải trọng và mô-men xoắn trên các nhánh lưới được điều hòa Nhờ đặc tính này, hệ lưới rẻ quạt giúp tăng tính ổn định và độ tin cậy của cấu trúc máy, đồng thời tối ưu hóa vật liệu và chi phí chế tạo Do đó, hình rẻ quạt của lưới kết cấu trở thành yếu tố thiết kế quan trọng trong các bài toán tối ưu hóa kết cấu máy.
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.
Để khắc phục vấn đề, cần giảm lượng mở của đường truyền gián tiếp từ X = 12 xuống X = 9, trong khi đường truyền trực tiếp giữ nguyên Việc điều chỉnh này khiến đường gián tiếp có 3 tốc độ trùng và khi đó tổng số tốc độ của máy được xác định dựa trên sự kết hợp giữa các trạng thái truyền dẫn còn lại.
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:
Chúng tôi giữ nguyên 6 cấp tốc độ của đường truyền trực tiếp nhằm tối ưu hiệu suất vận hành; TST thấp giúp giảm tiếng ồn và rung động, đồng thời giảm ma sát và từ đó tăng hiệu suất khi máy làm việc.
Việc tiếp tục giảm thêm 3 cấp tốc độ của đường truyền gián tiếp mang lại lợi ích rõ rệt cho hệ truyền động: số cấp có hiệu suất thấp được loại bỏ, giúp kết cấu hệ truyền động nhỏ gọn và giảm tổn thất Số cấp bị loại bỏ này được bù đắp cho đường truyền trực tiếp, tối ưu hóa cơ cấu và hiệu suất tổng thể Hơn nữa, khi tỉ số truyền i ở mức tương đối lớn, việc giảm tốc độ sẽ đi kèm với sự gia tăng kích thước của cặp bánh răng, do đó cần cân nhắc trong thiết kế để đảm bảo tính cân bằng giữa hiệu suất và kích thước.
Như vậy đường truyền gián tiếp sẽ có lượng mở nhóm cuối là:
Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z 1 = 2x3x2x2x1 – 6 = 18
Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là: Z 2 = 2x3x1x1 = 6
Dẫn đến tổng số tốc độ là: Z = Z 1 + Z 2 = 18 + 6 = 24
Vì máy chỉ yêu cầu 23 tốc độ, cách xử lý là ghép tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp với tốc độ thứ 1 (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp, để hệ thống còn 23 tốc độ Tốc độ thứ 18 (n18 = 630 v/p) có thể đạt được bằng hai đường truyền: trực tiếp và gián tiếp Tuy nhiên, khi áp dụng tốc độ này, nên dùng đường truyền trực tiếp do các ưu điểm đã nêu.
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:
Thiết kế hiện tại dẫn đến lượng mở vượt quá giới hạn cho phép Để khắc phục, ta áp dụng biện pháp thu hẹp lượng mở bằng cách bổ sung một trục trung gian, từ đó tăng tỉ số truyền và kiểm soát độ mở một cách chính xác hơn Nhờ đó hệ thống vận hành ổn định, hiệu suất được cải thiện và đáp ứng được các yêu cầu về giới hạn lượng mở.
Dựa trên tính toán lượng mở, cùng với các tham số PATT và PAKG, lưới kết cấu được xác định đầy đủ Lưới kết cấu này biểu diễn mối quan hệ giữa số tốc độ ứng với cột dọc và số trục công tác ứng với cột ngang, từ đó cung cấp căn cứ cho phân tích và thiết kế cấu trúc.
Nhận xét về máy 1K62
Hộp tốc độ của máy có 23 tốc độ khác nhau trên trục chính, được chia làm hai đường truyền: đường truyền tốc độ thấp với 18 tốc độ và đường truyền tốc độ cao với 6 tốc độ, trong đó có 1 tốc độ trùng với đường truyền tốc độ thấp Với giải tốc độ rộng, hệ thống này giúp đáp ứng đa dạng yêu cầu gia công cắt gọt trên nhiều vật liệu và điều kiện gia công khác nhau.
Hộp chạy dao là bộ phận của máy gia công gồm hai chuyển động chính: cắt và chạy dao, trong đó mối quan hệ giữa chuyển động trục chính và chuyển động chạy dao cho phép tiện trục trơn, trục bậc và cắt ren với bốn loại ren khác nhau; thêm vào đó, hộp chạy dao được trang bị động cơ chạy nhanh giúp lùi dao, tiến dao và chạy dao nhanh diễn ra dễ dàng và hiệu quả.
Phương án không gian và phương án thứ tự hợp lý được thiết kế để tối ưu hóa lưới kết cấu, với lượng mở và tỷ lệ truyền thay đổi từ từ, đều đặn và nằm trong giới hạn cho phép Nhờ điều chỉnh này, phương án không gian trên tạo kết cấu hộp nhỏ gọn, hiệu suất cao và dễ lắp ráp sửa chữa.
Bộ ly hợp ma sát ở trục I hoạt động ở tốc độ khoảng 800 (vg/ph), được xem là mức vận tốc hợp lý cho quá trình truyền lực Đồng thời bộ ly hợp ma sát này tận dụng được bánh răng trên trục I, từ đó tăng độ cứng vững và tính ổn định của hệ truyền động.
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, giúp quá trình gia công diễn ra dễ dàng, đáp ứng nhanh và đảm bảo độ chính xác cao Ưu điểm nổi bật của cơ cấu này là tính năng dễ sử dụng và khả năng đáp ứng nhanh, từ đó nâng cao hiệu suất và chất lượng ren trên chi tiết gia công Tuy nhiên, nhược điểm là kết cấu khá phức tạp, khiến quá trình chế tạo và bảo dưỡng khó khăn hơn và đòi hỏi kỹ thuật cùng chi phí sản xuất cao.
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 xác định số cấp tốc độ của máy cần thiết kế là Z = 23 Đây là một số nguyên tố nên không thể phân tích được, vì vậy ta chọn Z' = 24 làm giá trị tham chiếu Sau quá trình tính toán, ta đã điều chỉnh để đạt đúng tốc độ mong muốn, cho ra giá trị cuối cùng là 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 đc c
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
Lưới kết cấu x max X max
III I II IV III I IV II
III II IV I III IV I II
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
Với φXmax = 16, lượng mở tăng dần theo từng nhóm truyền, cho phép phân bổ mở một cách đồng bộ và tối ưu hóa hiệu suất hệ thống Theo kết quả tham khảo từ máy đo, các phương án I, II, III và IV được đánh giá là tối ưu nhất, với lượng mở đều đặn và tăng từ từ, kết cấu chắc chắn, hộp gọn và lưới kết cấu có hình rẻ quạt được bố trí đều đặn, giúp nâng cao độ ổn định vận hành và hiệu quả truyền tải.
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.
Trong hệ thống hộp số, lượng mở và tỷ số truyền của các nhóm bánh răng thay đổi từ từ, đều đặn và nằm trong giới hạn cho phép để đảm bảo sự ổn định vận hành Lưới kết cấu được thiết kế sít và theo dạng mái nhà, nhằm tăng tuổi thọ cho hộp số và tối ưu kích thước cũng như hiệu suất của hệ truyền động.
Ta có 2 lưới kết cấu điển hình :
Điều kiện φXmax ≤ 8 được đáp ứng bằng cách bù tốc độ còn thiếu qua một đường truyền khác; tham khảo máy 1K62 để giữ nguyên tốc độ của máy, ta bố trí thêm một đường truyền tốc độ cao hay đường truyền trực tiếp Đường truyền tốc độ cao này có tỉ lệ truyền thấp nên giảm tiếng ồn, giảm rung động, giảm ma sát và tăng hiệu suất làm việc cho hệ thống.
Có thể bổ sung thêm 2 cấp tốc độ bằng đường truyền phụ từ trục II, giúp tăng sự linh hoạt của hệ truyền động Tuy nhiên, cách làm này khiến việc bố trí tỷ số truyền giữa trục II và trục chính trở nên khó khăn và đồng thời không tận dụng được nhiều mức tốc độ cao.
Trong tham khảo máy 1K62, việc giảm thêm 3 tốc độ của đường truyền gián tiếp mang lại lợi ích khi giảm bớt số cấp có hiệu suất thấp, giúp hộp số nhỏ gọn và số tốc độ mất đi được bù sang đường truyền trực tiếp từ trục IV sang VI Như vậy, nhóm cuối của đường truyền gián tiếp sẽ có lượng mở được tối ưu và cân đối với đường truyền trực tiếp, đảm bảo hiệu suất tổng thể của hệ thống.
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 : Z2 = 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 →
Để xử lý tối ưu, ta ghép tốc độ thứ 18 của đường truyền gián tiếp với tốc độ thứ nhất của đường truyền trực tiếp Khi ghép như vậy, máy chỉ còn 23 tốc độ và tốc độ 18 có thể truyền dữ liệu qua cả hai đường dẫn: trực tiếp và gián tiếp Thông thường tốc độ 18 được sử dụng cho cả hai đường truyền nên sau khi ghép nó có thể truyền dữ liệu đồng thời qua hai tuyến, từ đó kéo dài thời gian sử dụng cho tốc độ này và tăng hiệu quả truyền dữ liệu Kỹ thuật này giúp cân bằng lưu lượng và cải thiện độ ổn định của hệ thống.
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 trị trên trục và tỷ số truyền cụ thể của các nhóm truyền, đồng thời vẽ đồ thị vòng quay để đo lường một cách định lượng Đồ thị vòng quay cung cấp số liệu tỉ lệ truyền và vận tốc vòng ở từng trục, từ đó tính được số răng và bánh răng cho các nhóm truyền dẫn trong hộp tốc độ Nhờ đó có thể đánh giá toàn diện chất lượng của phương án thực hiện Đồ thị vòng quay phần lớn cho thấy xu hướng giảm tốc, phù hợp nhất khi động cơ có đặc tính vận hành ổn định và thiết kế hộp tốc độ tối ưu.
Hai cặp cực và nđc = 1440 [vg/ph], trong khi nTCmin = 14 [vg/ph] Từ trục I sang trục II, ta phải tăng tốc để số đĩa ma sát trong li hợp ma sát là tối thiểu; khi tăng tốc, chuyển động được truyền từ bánh răng lớn sang bánh răng bé, nhờ đó ta có thể tận dụng bánh răng lớn làm vỏ li hợp ma sát Khi bánh răng càng lớn thì đường kính càng lớn, cho phép lắp đặt các đĩa li hợp ma sát lớn vào lòng bánh răng và từ đó giảm số đĩa Đồ thị vòng quay thừa hưởng tất cả những lý luận trước đó cho lưới kết cấu.
Quy ước cho các điểm trên trục nằm ngang đại diện cho các trị số tỉ số truyền giữa các cặp bánh răng hoặc các cặp truyền động khác Các tia nối giữa các điểm trên các trục biểu thị giá trị tỉ số truyền tương ứng với từng cặp bánh răng Tia nghiêng về bên phải biểu thị i > 1, còn tia nghiêng về bên 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 hai tỷ số truyền i1 và i2, phản ánh đặc tính nhóm 2[1] Tương tự máy 1K62, để bố trí ly hợp ma sát sao cho kết cấu hợp lý và nhỏ gọn, cần tăng tốc độ ở đoạn truyền này, như đã phân tích trong phần chọn PAKG.
Do đó, dựa vào máy mẫu ta chọn tỉ số truyền i1 = 1 = 1,26 1
Tức tia i1 nghiêng phải một khoảng lg; từ đó ta có thể xác định được i2 thông qua quan hệ i1 : i2 = 1 : 2 i2 = 1,26^2 = 1,5876; tia i2 nghiêng phải hai khoảng lg Tương tự như vậy, ta chọn tỉ số truyền cho các nhóm truyền khác.
Để truyền từ trục II sang trục III có 3 tỉ số truyền i3, i4 và i5 thuộc nhóm truyền 3 và đoạn truyền giảm tốc nên ta xác định được i1 Ta chọn i5 = 1 (tia i5 thẳng đứng) và từ đó xác định hai tỉ số truyền còn lại thông qua quan hệ i5 : i4 : i3 = 1 : -2 : -4, tức i4 = -2 và i3 = -4 Do đó tia i4 nghiêng trái 2 khoảng, tia i3 nghiêng trái 4 khoảng so với tia i5.
➢ Nhóm truyền thứ ba (theo đường gián tiếp):
Truyền từ trục III sang trục IV gồm hai tỉ số truyền i6 và i7 thuộc nhóm truyền 2[6], với đoạn truyền giảm tốc nên có i1; ta chọn i7 = 1 để thuận tiện cho tính toán Từ đó ta có i7 : i6 = 1 : −6, tức i6 = −6 Như vậy, trục 6 quay với vận tốc ngược chiều so với trục 7 và độ giảm tốc đạt 6 lần, phù hợp với đặc tính của hệ truyền động giữa trục III và trục IV.
➢ Nhóm truyền thứ tư (theo đường gián tiếp):
Truyền từ trục IV sang trục V, có 2 tỉ số truyền (i 8 & i 9 ), đặc tính của nhóm truyền 2[6], đoạn truyền giảm tốc nên i 1 Ta chọn i 9 = 1 Từ đó ta có: i9 : i8 = 1 : -6 i 8 = -6 = 1,26 -6 = 0,25 tia i 8 nghiêng trái 6 khoảng lg
➢ Nhóm truyền cuối trên đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp):
Thiết kế hộp chạy dao
Yêu cầu kĩ thuật hộp chạy dao
- Số cấp chạy dao Z s 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 tiện ren vít vạn năng hạng trung với hộp chạy dao có hai chức năng chính là tiện trơn và tiện ren được thiết kế để tối ưu hóa quy trình gia công Trong quá trình thiết kế, khâu tiện ren là công đoạn chủ yếu cần chú ý nhằm đảm bảo chất lượng ren và độ chính xác; sau khi hoàn thiện thiết kế, ta có thể kiểm tra lại các bước tiện trơn để phát hiện tình trạng trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng không đồng đều.
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.
Đầu tiên cần sắp xếp các bước ren bằng cách chia chúng thành nhóm cơ sở và nhóm khuếch đại, với tỷ lệ truyền của nhóm khuếch đại là 1; 2; 4; 8 hoặc 1 1; 1 2; 1 4; 1 8, tương ứng với cấp số nhân có công bội φ = 2 Khi sắp xếp, hãy chú ý các điểm sau.
Để tối ưu độ ổn định của bộ Norton, số hàng ngang (số bánh răng) của nhóm cơ sở Norton phải ở mức tối thiểu Khi số bánh răng của nhóm này tăng lên, khoảng cách giữa hai gối tựa của bộ Norton sẽ càng xa, dẫn tới giảm độ cứng vững của hệ thống.
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 một tập hợp các bánh răng được bố trí hình tháp, tương tự như khi ta khảo sát máy 1K62; cơ cấu Norton ăn khớp với một bánh răng duy nhất, và 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,
Trong hệ Z3, các bánh răng được dùng để cắt ren thuộc nhóm cơ sở; các trị số z_i phải là số nguyên và duy trì tỷ lệ đúng với tỷ lệ giữa các bước ren trong một 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:
Qua phân tích kỹ ba bảng xếp ren, ta thấy vì loại ren Anh có n = 19 ren/ph nên bộ Noóc-tông phải thêm bánh răng thứ năm có 38 răng Bánh răng này không dùng khi cắt ba loại ren còn lại, nên nếu thấy không thực sự cần thiết có thể loại bỏ loại ren n = 19 ren/ph Như vậy bộ Noóc-tông còn lại 7 bánh răng.
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 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 nữa Mặt khác, khi các bánh răng cùng mô-đun, việc chọn PAKG để giảm cấp số 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:
Trong Hình 2.7, lưới kết cấu của hộp chạy dao được thể hiện cùng đồ thị vòng quay Để tránh sai số trùng lặp dẫn đến hiện tượng cộng hưởng sai số, ta chọn tỷ số truyền giữa các bộ truyền trong một nhóm sao cho khác 1 và có bội số phù hợp, tương tự như máy tham khảo, từ đó ta có thể vẽ được đồ thị vòng quay phản ánh động quay của hệ.
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 Emin 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 Emin 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
Trong đó ibù = ithaythế icốđịnh
Nên phương trình có dạng như sau:
1 vòng tc.itt icd ics igb tv = tp
Trong đó i_cs là tỷ số truyền của nhóm Norton; i_gb là tỷ số truyền của nhóm gấp bội; tp là bước vít me; 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 igb = ẵ
Tham khảo máy 1K62 ta chọn tv = 12 mm, Z0 = 36 răng
Dựa vào máy 1K62 chọn icđ = 25
Vì ibù = itt icđ nên:
Bộ bánh răng thay thế để cắt ren Quốc tế có thể được dùng chung cho cắt ren Anh; tuy nhiên khi thực hiện cắt ren theo chuẩn Anh, xích cắt ren sẽ di chuyển theo một đường đi 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 trên mặt thiết kế để đảm bảo độ chính xác và đồng bộ Quá trình kiểm tra được thực hiện riêng cho từng loại ren, mỗi loại ren chỉ cần đánh giá một bước ren Nếu sai số của một bước ren trong loạt ren đó đạt yêu cầu, thì các bước ren còn lại thuộc cùng loạt sẽ được xem là đáp ứng yêu cầu về sai số thiết kế.
Sai số bước ren ∆ tp = |t’ p -t p | ≤ [∆t p ]
Δtp là sai số cho phép của bước ren; có thể xác định bằng Δtp = 0,1 Δd0, trong đó Δd0 là dung sai đường kính trung bình của ren Thông thường, sai số bước ren này được so sánh với sai số của máy tham khảo để đánh giá kết quả tính toán và độ chính xác của quá trình gia công.
Ta có phương trình xích động học
1 vòng tc.itt igb ics tx = tp
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
Qua các phương trình cho thấy khi cơ cấu Noorton chủ động có Z_n = 56 và igb = 1/8 đều cho giá trị khác với yêu cầu Vì vậy ta cần điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp số để đảm bảo đáp ứng các yêu cầu thiết kế Tuy nhiên để đảm 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, đặc biệt là máy cắt kim loại, sau khi được thiết kế và chế tạo xong bắt buộc quy định rõ chế độ làm việc trước khi đưa vào sản xuất Do đó, ta phải xác định chế độ làm việc giới hạn của máy để đảm bảo an toàn, hiệu quả và kiểm soát quá trình gia công trên dây chuyền sản xuất.
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 được xác định bằng cách ước lượng lực cắt cần thiết tác dụng lên lưỡi cắt trong quá trình hình thành phoi Để làm được điều này, ta xác định tổng các lực dọc theo đường tiếp xúc của lưỡi cắt với kim loại bị biến dạng theo phương pháp của V E Put, được nghiên cứu từ năm 1950 Ta phân tích lực P thành các thành phần Px, Py và Pz và tính các lực thành phần theo công thức được trình bày để xác định độ lớn và hướng của lực cắt trong gia công kim loại.
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)
Hiệu suất truyền từ động cơ tới trục được xem là tích của hiệu suất các bộ truyền như đai, bánh răng, ổ lăn và các thành phần liên quan Theo dữ liệu, đai có hiệu suất 0,96; bánh răng (br) 0,98; ổ lăn (ol) 0,99; và tc 0,94 Do đó hiệu suất toàn phần của hệ truyền động i_total = 0,96 × 0,98 × 0,99 × 0,94 ≈ 0,875 (87,5%) Với công suất vào trục là 9,5 kW, công suất ra trên trục đạt khoảng 8,3 kW.
Trục II N II = N I 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 N VII = N VI 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 có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, khi máy làm việc ở các cấp tốc độ thấp sẽ hoạt động ở mô-men xoắn giới hạn và không đạt công suất N Để tính toán hợp lý, người ta dùng chế độ cắt gọt tính toán, lấy số vòng quay tính toán trên từng trục là i1, i2, i3, i4, i5, i6, i7, i8, i9, i10, i11.
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 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 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 3 sơ bộ là : d 3 = 35 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 4 sơ bộ là : d4 = 45 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 6 sơ bộ là : d6 = 75 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, động lực học bánh răng không cần xác định số răng Z vì đã biết ở phần tính toán động học của hệ thống; vì vậy chủ yếu xác định modul của nó, modul được tính theo sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, trong đó sức bền tiếp xúc chiếm vai trò chủ yếu Trong quá trình gia công người ta thường dùng một modul cho một cặp bánh răng và các bánh răng khác có cặp tương tự Ở đây ta lựa chọn một cặp bánh răng nguy hiểm nhất để tính bền: bánh răng thường gặp các dạng hỏng như tróc rỗ bề mặt răng hoặc gãy răng tùy thuộc vào độ bền tiếp xúc và độ bền uốn Dựa vào điều kiện làm việc và động học của cặp bánh răng, ta thấy cặp bánh răng có sự chênh lệch số răng lớn sẽ chịu tải lớn nhất, do đó ta tiến hành tính toán cho cặp bánh răng 22/88.
Chọn vật liệu làm bánh răng
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và căn cứ vào sự thống nhất hoá trong thiết kế chế tạo máy, ta chọn vật liệu theo bảng 6.1 sách TKHDĐCK tập 1 như sau: các vật liệu được lựa chọn dựa trên tính chất kỹ thuật cần thiết, khả năng gia công, độ bền và chi phí sản xuất, nhằm đảm bảo sự đồng nhất và tối ưu cho quá trình thiết kế chế tạo máy.
✓ 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:
Trong điều kiện kín và được bôi trơn đầy đủ, bộ truyền chủ yếu gặp hỏng do tróc vì mỏi Do đó, ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép để đánh giá khả năng chịu tải tiếp xúc của các bề mặt truyền động Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức, nhằm đảm bảo độ bền và an toàn của hệ thống truyền động.
[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 = Kđ Ktt KN
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 được thực hiện theo trình tự kiểm tra tương tự như đối với chi tiết máy Để đánh giá độ bền của các cặp bánh răng, ta áp dụng các bước kiểm tra chuẩn và các công thức tính được trình bày trong giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí, nhằm xác định giới hạn chịu lực, khả năng chịu mòn và hiệu suất làm việc của cặp bánh răng trong điều kiện vận hành thực tế.
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)
+ Z : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
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 dw1: 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:
2 1 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 ν Hmax 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
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
+ Y ε : 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: d0 = dc 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).
• Tính các bánh răng trong hộp tốc độ
Cặp Bánh Răng Số răng m d c (mm) d e (mm) d f (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 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 nhiều đĩa là loại ly hợp ma sát được ghép từ nhiều đĩa ma sát, gồm đĩa trong và đĩa ngoài Loại này có thể truyền momen xoắn lớn nhờ sự phân chia tải giữa các đĩa, đồng thời có kết cấu khá nhỏ gọn Lực ép cần thiết khi hoạt động không quá lớn, giúp vận hành ổn định và tăng tuổi thọ cho hệ truyền động.
- Ở đây ta tính trong đường truyền thuận.
Xác định đường kính bề mặt làm việc:
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 số hình 5.1, để tạo ra 24 cấp tốc độ liên tiếp ta phải điều khiển qua 5 khối bánh răng di trượt Trong máy tương tự 1K62, các khối bánh răng này được điều khiển bằng cơ cấu đĩa có chốt lệch tâm và cam mặt đầu; do đó ta chọn cơ cấu điều khiển tương tự cho các khối bánh răng Vấn đề then chốt là phải vẽ đường khai triển của các rãnh cam và xác định cách điều khiển đối với từng khối bánh răng để đạt được các tốc độ cần thiết.
Qua đồ thị vòng quay, hệ truyền động cho thấy các tỷ số truyền i1–i11 giữa các trục từ I đến VI được thay đổi bởi các khối bánh răng di trượt gắn trên trục Từ trục I sang trục II, hai tỷ số truyền i1 và i2 được điều chỉnh bởi khối bánh răng di trượt A Từ trục II sang trục III, ba tỷ số truyền i3, i4 và i5 thay đổi nhờ khối bánh răng di trượt B Từ trục III sang trục IV có hai tỷ số truyền i6 và i7 được điều chỉnh bởi khối bánh răng di trượt C Từ trục IV sang trục V, hai tỷ số truyền i8 và i9 được thay đổi bởi khối bánh răng di trượt D lắp trên trục IV Khối bánh răng di trượt còn lại là E sẽ ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra hai tỷ số truyền i10 từ trục V tới trục VI hoặc i11 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
72 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
Bảng khai triển rãnh cam điều khiển
Hình 4.7 Bảng khai triển rãnh cam điều khiển khối bánh răng 3 bậc B
Nguyên hoạt của cấu khiển
Để tính đường kính bánh răng cần thiết để lắp chốt lệch tâm, ta phải tính toán hành trình gạt sao cho ứng với các vị trí của chốt và tạo ra các tỷ số truyền tương ứng Quá trình này bắt đầu bằng việc xác định các vị trí di chuyển của chốt lệch tâm và khoảng cách giữa các trục, từ đó suy ra đường kính bánh răng phù hợp để đạt được hành trình gạt mong muốn Việc tối ưu đường kính bánh răng và các tỷ số truyền giúp đảm bảo hiệu suất cao, phân bổ tải trọng đồng đều và vận hành ổn định của hệ truyền động.
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.
Để thiết kế cơ cấu bánh răng tối ưu, ta cần chọn cặp bánh răng có tỷ số truyền bằng 1 và đảm bảo bán kính vòng chân răng lớn hơn hành trình gạt L = 56 mm để lắp chốt lệch tâm trên bánh răng Việc đáp ứng cả hai điều kiện này giúp tránh va chạm và đảm bảo sự đồng bộ giữa các chi tiết khi lắp chốt Trong quá trình lựa chọn, bán kính vòng chân răng phải vượt mức hành trình gạt 56 mm nhằm duy trì độ ổn định và hiệu suất truyền động của hệ thống.
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.
Bảng khai triển rãnh cam điều khiển
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
Miếng gạt được lắp trên trục điều khiển 1; trên miếng gạt bố trí hai chốt 3 và 4 Chốt dài 3 dùng để gạt ngàm gạt 6 và 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 và 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.
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 n 9 = 42,71 đến n 16 = 133,38 (vg/ph)
Dải thứ ba từ n13 = 170,85 đến n18 = 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.
Để đảm bảo chiều dài hành trình của gạt được thực hiện đúng yêu cầu, ta sẽ đánh giá và chọn kết cấu tối ưu cho miếng gạt Cùng với đó, các thanh truyền có rãnh sẽ được thiết kế sao cho phù hợp, nhằm đảm bảo quá trình chuyển động diễn ra chính xác và ổn định.
• 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
Bảng khai triển rãnh cam điều khiển
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
Để tính toán khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển, ta phải xác định chiều dài hành trình gạt L Việc xác định L là bước cơ bản giúp định vị hai tâm trong cơ cấu và xác lập mối liên hệ chuyển động giữa chốt và trục điều khiển Khi đã có giá trị L, có thể áp dụng các công thức tính toán để ước lượng khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển một cách chính xác Trong quá trình thiết kế, cần xem xét các yếu tố như góc lệch, khe hở và các tham số hình học liên quan để đảm bảo độ chính xác và tin cậy của hệ thống điều khiển.
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.