Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy 6H82 Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay, và lưới kết cấu có hình r quạt, tỷ số truyền thay đổi đều đặn: Từ trục I đến trục II có 3 tỷ số truyền giảm.. Đồ
KHẢO SÁT MÁY THAM KHẢO
Thông số kỹ thuật máy 6H82
Với số liệu ban đầu bài cho máy mới có yêu cầu là:
- Tốc độ cắt trục chính:
Phạm vi điều chỉnh số vòng quay: R n = n max n min =φ TC z−1
Với R n = φ TC z−1 = 1 , 26 18−1 = 50,851 n min %(vòng/phút) n max = n min R n = 25.50,851 = 1271,275 ( vòng / phút )
- Lượng chạy dao: S dmin =S ngmin =3 S đ min ¿ 18( mm / ph );
- Số cấp tốc độ hộp chạy dao: Z TC = 18
- Công suất động cơ chính N c = 7 kW/1440 vg/ph, công suất động cơ chạy dao
Bảng 1.1 Tính năng kỹ thuật máy cùng cỡ
Tính năng kỹ thuật 6P82 6P81 6H82 Máy thiết kế
Công suất động cơ chính (kW) 7,5 5,5 7 7
Số cấp tốc độ trục chính 18 16 18 18
Phạm vi tốc độ trục chính
Công suất động cơ chạy dao
Số cấp tốc độ hộp chạy dao 18 16 18 18
Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao( S min ÷ S max ¿ 25÷ 1250 25÷ 800 23,5÷1800 18÷ 2300
Dựa vào bảng phân tích, số liệu của máy cần thiết kế tương đồng với tính năng kỹ thuật của máy 6H82 Vì vậy, máy 6H82 được chọn làm mẫu tham khảo cho thiết kế này.
Phân tích máy tham khảo (6H82)
Hình 1.1: Sơ đồ động máy phay 6H82
❖ Phương trình xích tốc độ: nđc iv = ntc Đường truyền: nđc (I) 26 54 (II) [ 16 39 19 36 22 33 ] ( III ) [ 18 47 28 37 39 26 ] ( IV ) [ 19 71 82 38 ] ( V ) = n tc (vg/ph)
Trục chính có 18 tốc độ khác nhau từ: 30 ÷ 1500 (vg/ph).
Bảng 1 trình bày chuỗi số vòng quay n và các phương trình liên quan đến xích nt.toán nTC, với các giá trị n1 đến n18 Các số liệu cho thấy sự thay đổi về tỷ lệ phần trăm và sai số giữa các giá trị nđc và n Đặc biệt, n17 và n18 có giá trị vòng quay cao nhất với lần lượt 1184,44 và 1496,14, gần đạt được giá trị dự kiến Đồ thị sai số vòng quay cho thấy xu hướng biến động của các giá trị này, phản ánh độ chính xác trong quá trình tính toán.
Hình 1 2 Đồ thị sai số vòng quay
Sai số Δn thể hiện sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, với đa số nằm trong khoảng cho phép -2,6 ÷ 2,6% Tuy nhiên, có một số giá trị như n1 = 2,83%, n4 = 4%, n7 = 3,24% và n16 = 3,08% vượt quá giới hạn cho phép Đặc biệt, với n1 = 30 vg/ph, cần chú ý đến các sai số này để đảm bảo chất lượng và hiệu suất.
Trong quá trình gia công chi tiết, bốn tốc độ ít được sử dụng là 60 vg/ph, n7 = 118 vg/ph và n16 = 950 vg/ph Do đó, chúng ta có thể chấp nhận sai số vượt ngoài khoảng cho phép từ -2,6% đến 2,6% cho các tốc độ n1, n4, n7 và n16.
1.2.2 Khảo sát truyền dẫn hộp tốc độ ngược
Sơ đồ động của máy biểu thị các nhóm tỷ số truyền như sau:
+ Nhóm II từ trục III: i 4
26=1,5=φ x 6 → x 6 ≈1,75≈2 + Nhóm III từ trục IV: i 7
Nhóm truyền Tỷ số truyền Bánh răng
1.2.3 Đồ thị vòng quay, lưới kết cấu
Hình 1 4 Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy 6H82
Nhận xét: Từ đồ thị vòng quay, và lưới kết cấu có hình r quạt, tỷ số truyền thay đổi đều đặn:
Từ trục I đến trục II có 3 tỷ số truyền giảm.
Từ trục II đến trục III có 9 tỷ số truyền, 6 tỷ số truyền giảm, 3 tỷ số truyền tăng.
Từ trục III đến trục IV có 18 tỷ số truyền, 9 tỷ số truyền tăng, 9 tỷ số truyền giảm
Với phương án này làm cho kích thước của hộp nhỏ gọn, bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp chặt chẽ nhất
Các cặp bánh răng di trượt 3 bậc được tách ra làm hai, một khối 1 bậc và một ¿ 1 φ 2
Hình 1.3 Đồ thị lưới kết cấu của hộp tốc độ máy 6H82
Từ lưới kết cấu ta thấy được:
Từ trục I đến trục II có 3 tỷ số truyền với lượng mở 1
Từ trục II đến trục III có 9 tỷ số truyền lượng mở 3
Từ trục III dang trục IV có 18 tỷ số truyền lượng mở 9
Phương án thứ tự I-II-III được đánh giá là hiệu quả, với phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong các nhóm truyền nằm trong giới hạn cho phép Lượng mở và các tia đặc trưng cho tỷ số truyền thay đổi một cách từ từ, tạo ra lưới kết cấu hình rẽ quạt Trong phương án này, số vòng quay giảm dần từ trục I đến trục IV, và các tỷ số truyền được bố trí giảm dần, giúp hộp tốc độ có thiết kế gọn gàng.
1.2.4 Phương án không gian, phương án thứ tự của hộp tốc độ
Từ thông số của máy 6H82, ta nhận thấy tốc độ thay đổi vị trí của các nhóm bánh răng Việc thay đổi thứ tự ăn khớp giữa các nhóm bánh răng được thực hiện theo thứ tự nhóm, dẫn đến phương án thứ tự cụ thể.
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được đặc tính nhóm:
- Nhóm I: có 3 tỉ số truyền i1 ; i2 ; i3 n1 : n2 : n3 = i1 : i2 : i3 = 1 : φ : φ 2 ¿: 19 36 : 22 33 )
Công bội của nhóm là φ với lượng mở là l
- Nhóm II: có 3 tỉ số truyền i4 ; i5 ; i6 n4 : n5 : n6 = i4 : i5 : i6 = 1 : φ 3 : φ 6
Công bội của nhóm là φ 3 với lượng mở là 3
- Nhóm III: có 2 tỉ số truyền i7 ; i8. n7 : n8 = i7 : i8 = 1 : φ 9
Vậy công bội của nhóm là φ 9 với lượng mở lớn nhất 9.
Như vậy qua đồ thị vòng quay và lưới kết cấu ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau: PAKG = 3 x 3 x 2
Mặt khác công bội của:
Từ đó ta đưa ra được phương án thứ tự của hộp tốc độ như sau:
PATT = I II III Đặc tính nhóm [1] [3] [9]
Như vậy nhóm I là nhóm cơ sở và nhóm II là nhóm mở rộng thứ nhất và nhóm III là nhóm mở rộng thứ hai.
Chuyển động chạy dao gồm có chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng.
Xích chạy dao: n đc (1420vg/ph) (I)26
[ LHM LH M 1 ( trái 1 ( phải ) 13 45 ) 40 40 18 40 M ( M 3 1 ( ) trái 40 40 ) M ( M 4 ( 2 VI )( VI ) ) ]
33 ( VIII ) [ 33 37 ( IX ) 37 33 ( M 33 37 ¿¿ 5).6=S ( IX ) 18 16 ngang 18 18 ( M mm/ 7 ( XI ph) ) 6= ¿ M S 6 dọc 22 33 (mm 22 44 / 6 ph) =S đứng (mm / ph)
Trong đó khi gạt M1 sang trái ta có đường truyền tốc độ thấp (cơ cấu phản hồi
Khi gạt M1 sang phải, đường truyền chạy dao trung bình được thiết lập với đường truyền trực tiếp 40 40 Đóng ly hợp M2 sang trái, truyền động được chuyển tới bánh răng 28 35 và 18 33, giúp các trục vít me dọc, ngang, và đứng thực hiện chạy dao Sd, Sng, và Sđ.
Từ trục III đến trục IV bằng cặp bánh răng di trượt ba bậc tương ứng với ba tỷ số truyền i 3 ,i 4 , i 5 độ nghiêng của các tia là: i 3 = z 3 z ' 3 = 36
Từ trục IV đến trục V bằng cặp bánh răng di trượt ba bậc tương ứng với 3 tỷ số truyền i 6 ,i 7 , i 8 độ xiên các tia là: i 6 = z 6 z ' 6 = 18
Cơ cấu phản hồi trung gian qua các trục V → IV → VII giúp mở rộng phạm vi điều chỉnh tốc độ và tiết kiệm không gian hộp Nếu không sử dụng cơ cấu này, cần thêm một trục để lắp hai cặp bánh răng với tỷ số truyền 13/45 và 18/40, gây lãng phí không gian và vật liệu chế tạo trục Độ xiên của các tia được xác định là i 9 = z 9 z ' 9 = 13.
Các tỷ số truyền còn lại:
Từ trục V đến trục VI qua cặp bánh răng 40/40: i 11 = z 11 z' 11 = 40
Từ trục VI đến trục VII qua cặp bánh răng 28/35: i 12 = z 12 z ' 12 = 28
Từ trục VII đến trục VIII qua cặp bánh răng 18/33: i 13 = z 13 z ' 13 = 18
Từ trục VIII đến trục IX qua cặp bánh răng 33/37: i 14 = z 14 z ' 14 = 33
Từ trục IX đến trục X qua cặp bánh răng 18/16: i 15 = z 15 z ' 15 = 18
Từ trục X đến trục XI qua cặp bánh răng 18/18: i 16 = z 16
Xích nối từ động cơ chạy dao không đi qua hộp chạy dao, giúp tiết kiệm thời gian và tăng hiệu quả hoạt động Tốc độ đạt được là 2300 mm/ph, với khả năng di chuyển nhanh theo chiều ngang và chiều dọc Các thông số kỹ thuật như IX M và các giá trị liên quan cũng được tối ưu hóa để đảm bảo hiệu suất tối đa trong quá trình vận hành.
Trục I nối động cơ n = 1420 (v/ph) truyền qua trục II bằng cặp bánh răng: i 1 = z 1 z ' 1 = 26
44 = φ x 1 ⇒ x 1 ≈ − 2 , 3 Trục II đến trục III qua cặp bánh răng: i 2 = z 2 z ' 2 = 24
Ta có chuỗi số vòng quay trục vít (tính cho chạy dao dọc) như sau: ns1 = nđc 26 44 24 64 18 36 18 40 13 45 18 40 40 40 28 35 18 33 33 37 18 16 18 18= 4,03 (vg/ph) ns2 = nđc 26 44 24 64 18 36 21 37 13 45 18 40 40 40 28 35 18 33 33 37 18 16 18 18 = 5,08 (vg/ph) ns3 = nđc 26 44 24 64 18 36 24 34 13 45 18 40 40 40 28 35 18 33 33 37 18 16 18 18= 6,32 (vg/ph) ns4 = nđc 26
Bài viết trình bày các giá trị đo lường với các chỉ số khác nhau, bao gồm cả vg/ph và nđc Các kết quả được ghi nhận từ ns5 đến ns18 cho thấy sự biến đổi của các thông số, với vg/ph dao động từ 8,06 đến 194,50 Mỗi chỉ số đều mang ý nghĩa riêng, phản ánh sự thay đổi trong các yếu tố được đo lường Các giá trị cụ thể như 10,17 (ns6), 12,64 (ns7), 20,33 (ns9), và 39,10 (ns12) cho thấy sự gia tăng đáng kể trong các chỉ số qua từng giai đoạn Tổng thể, dữ liệu này cung cấp cái nhìn sâu sắc về xu hướng và sự phát triển của các thông số trong nghiên cứu.
Từ đó ta có bảng kết quả sai số vòng quay trục vít như sau:
Bảng 1 4 Sai số vòng quay nsi ntrục vít n TC Δ nsi% ns1 4,03 4 -0,75 ns2 5,08 5 -1,60 ns3 6,32 6.3 -0,31 ns4 8,06 8 -0.76 ns5 10,17 10 -1,70 ns6 12,64 12,5 -1,13 ns7 16,12 16 -0,75 ns8 20,33 20 -1,65 ns9 25,28 25 -1,12 ns10 31,00 31,5 1,58 ns11 39,10 40 2,25 ns12 48,62 50 2,76 ns13 62,00 63 1,58 ns14 78,19 80 2,26 ns15 97,25 100 2,74 ns16 124,00 125 0,90 ns17 156,39 160 2,25 ns18 194,50 200 2,76
Hình 1.5 Đồ thị sai số vòng quay của hộp chạy dao
Theo đồ thị sai số tốc độ vòng quay hộp chạy dao, sai số phân bố đều và lệch lên trên Mặc dù sai số tốc độ nằm trong khoảng cho phép từ -2.6% đến 2.6%, nhưng ba giá trị tại tốc độ n12 (2.75%), n15 (2.76%) và n18 (2.76%) đã vượt quá giới hạn cho phép.
Để điều chỉnh sai số toàn miền, máy thiết kế cần phải hoạt động trong khoảng cho phép Từ đồ thị, ta nhận thấy xu hướng lệch lên phía trên, do đó cần thay đổi giá trị đầu vào i1 và i2 để điều chỉnh đồ thị sai số theo yêu cầu.
Để cải thiện hiệu suất, việc điều chỉnh cục bộ là cần thiết tại những vị trí có tốc độ sai số vượt quá mức cho phép Điều này được thực hiện bằng cách điều chỉnh số răng của bánh răng ăn khớp, từ đó thay đổi tỉ số truyền.
Hình 1 1 Đồ thị vòng quay của hộp chạy dao
Từ đồ thị vòng quay ta thấy được:
Từ trục I sang trục II có 1 tỷ số truyền giảm
Từ trục II sang trục III có 1 tỷ số truyền giảm
Từ trục III sang trục IV có 3 tý số truyền,1 tăng, 1 giảm , 1 không đổi
Từ trục IV sang trục V có 9 tỷ số truyền giảm
Từ trục V có 9 tỷ số truyền nghịch giảm về trục IV
Từ trục IV đến trục V tiếp tục có 9 tỷ số truyền giảm
Từ trục V sang trục VI có 9 tỷ số truyền giảm qua đường truyền nghịch, 9 đường truyền giảm theo đường truyền thuận
Từ trục VI đến trục VII đến trục VIII đến trục IX có 18 tỷ số truyền mỗi cặp trục đều giảm
Từ trục IX sang trục X có 18 tỷ số truyền tăng Đồ thị lưới kết cấu máy phay 6H82:
Hình 1 2 Đồ thị lưới kết cấu của HCD máy phay 6H82 Nhận xét:
- Ưu điểm: Hộp chạy dao máy phay là hộp chạy dao theo cấp số nhân Từ PAKG,
PATT nhận thấy rằng lưới kết cấu và đồ thị vòng quay của hộp chạy dao không theo hình dẻ quạt, giúp tối ưu hóa kết cấu nhờ cơ cấu phản hồi đảm bảo tỷ số truyền đồng đều Hộp chạy dao được đặt ngang dưới máy, giảm kích thước và làm cho máy gọn nhẹ hơn, tiết kiệm kim loại và tạo kiểu dáng hài hòa.
Kết cấu của sản phẩm còn thiếu hợp lý do tốc độ vòng quay vẫn có sai số vượt mức cho phép, dẫn đến việc không đảm bảo công suất khi sử dụng.
- Cách thiết kế: Xác định chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao, tìm PAKG,
PATT lập lưới kết cấu và đồ thị vòng quay, tính sai số vòng quay của máy đảm vảo giá trị cho phép.
Đối với đường truyền chạy dao ngang :
Ta cũng có thể vẽ tiếp từ trục VII như sau :
Hình 1.7 : Đồ thị vòng quay đường chạy dao ngang
Đối với đường chạy dao đứng :
Ta cũng có thể vẽ tiếp xích chạy dao từ trục VII như sau :
Hình 1.8 Đồ thị vòng quay đường chạy dao đứng
1.2.5.3 Phương án không gian, phương án thứ tự
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được phương án không gian của hộp chạy dao:
Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi được tách làm hai:
PATT: II x I III Đặc tính nhóm: [3] [1] [9]
+ Z 2 =2[ 9] gồm hai đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh.
Từ trục III đến trục V, các bánh răng di trượt tạo ra nhiều tỷ số truyền khác nhau Điều này cho phép chúng ta vẽ đồ thị lưới kết cấu của máy từ trục III đến trục V.
1 3 Phân tích nguyên lý làm việc và kết cấu của các cụm chi tiết, các cơ cấu đặc biệt:
THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN MÁY MỚI
THIẾT KẾ SƠ ĐỒ KẾT CẤU ĐỘNG HỌC
- Hộp tốc độ: ZTC = 18 φTC =1,26 nmin = 25 (vg/ph)
- Hộp chạy dao: Zcd = 18 φcd = 1,26
Sdmin = Sngmin = 3Sđmin = 18 [mm/ph]
- Động cơ chính: Nc = 7 (kW); n = 1440 (vg/ph)
- Động cơ chạy dao: Ncd = 1,7 (kW); n = 1420 (vg/ph)
Hình 2 1 Sơ đồ kết cấu động học máy thiết kế
Dựa vào số liệu về số cấp tốc độ và cấp chảy dao là 18, cùng với phân tích máy chuẩn ở chương 1, ta có thể thiết lập phương trình xích động tổng quát cho các xích truyền động của máy.
- Phương trình xích động tốc độ : n dc i v = n tc
- Phương trình xích chạy dao:
+ Xích chạy dao dọc: n dc i 01 i 02 i s i d t x1 = s dọc
+ Xích chạy dao ngang: n dc i 01 i 02 i s i ng t x2 = s ngang
+ Xích chạy dao đứng: n dc i 01 i 02 i s i dung t x 3 = s đứng
Trong đó: là bộ phận biến đổi tốc độ trục chính là bộ phận biến đổi lượng chạy dao. là bước vít me (mm)
Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
2.2.1 Tính toán thông số thứ tự và lập chuỗi số vòng quay:
- Tính toán chuỗi số vòng quay theo cấp số nhân
Phạm vi điều chỉnh: Rn= φ z-1 = 1,26 18-1 = 1,26 17 = 50,85 nmax = nmin.Rn = 25.50,85 = 1271,25 (vg/ph)
Tốc độ Tính toán (vg/ph) Tiêu chuẩn (vg/ph) nmin = n1 25 25 n2 31,50 31,5 n3 39,69 40 n4 50,01 50 n5 63,01 63 n6 79,39 80 n7 100,03 100 n8 126,04 125 n9 158,81 160 n10 200,10 200 n11 252,13 250 n12 317,68 315 n13 400,28 400 n14 504,36 500 n15 635,49 630 n16 800,72 800 n17 1008,91 1000 n18 1271,23 1250
2.2.2 Phân tích phương án không gian tối ưu
Z = 18 = 2 x 3 x 3 (6) Để chọn được PAKG cần tính số nhóm truyền tối thiểu theo công thức:
Số nhóm truyền tối thiểu (i) được xác định từ: i mingh = 1
Trong đó: imingh – tỉ số truyền giới hạn của cả xích truyền x- số nhóm truyền tối thiểu của xích, phân bố từ động cơ n min n đc = 1
4 x =¿ x= lg ( n n min đc ) lg 4 = lg l ( 1440 25 ) lg 4 =2 , 92
Số nhóm truyền tối thiểu là x=3
Vì x = 3 cho nên 3 phương án (1), (2) và (3) bị loại.
Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án KG còn lại
Bảng 2 2 Bảng so sánh phương án không gian
- Tổng số bánh răng trên trục chính 2 3 3
- Tổng số bánh răng Sz
- Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3
Trục cuối cùng thường đóng vai trò là trục chính hoặc trục kết tiếp với trục chính, cho phép thực hiện chuyển động quay trong khoảng số vòng quay từ nmin đến nmax Khi tính toán sức bền, cần dựa vào vị trí nmin với Mxmax.
Kích thước trục lớn dẫn đến bánh răng lắp trên trục cũng lớn, và số lượng bánh răng trên trục chính ít giúp giảm tải trọng, từ đó nâng cao độ chính xác gia công của máy Do đó, cần tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục cuối cùng Hai PAKG cuối cùng có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn, vì vậy phương án 3 x 3 x 2 được chọn là tối ưu nhất.
2.2.3 Chọn phương án thứ tự
Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG: 3x3x2
Như vậy hộp tốc độ có 3 nhóm tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT. Điều kiện: Tỷ số truyền nằm trong khoảng cho phép: 1 4 ≤i ≤ 2
Hay lượng mở lớn nhất thoả mãn bất đẳng thức: φ X max = φ X(p-1) ≤ 8
Trong đó: X- Lượng mở giữa hai tia lân cận.
Xmax- Lượng mở lớn nhất. p- số tỷ số truyền trong nhóm
Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
Bảng 2 3 PATT và so sánh các phương án
PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II
Kết quả Đạt Đạt Không đạt Không đạt Không đạt Không đạt
Theo điều kiện φ Xmax = φ X(p-1) ≤ 8 có 2 PATT đạt, khi đó có 2 PATT thỏa mãn:
PATT I II III II I III
Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp tốc độ
Hình 2 2 Sơ đồ kết cấu động sơ khai của hộp tốc độ
2.2.4 Một vài lưới kết cấu đặc trưng:
Từ 2 PATT trên ta vẽ lưới kết cấu như sau:
Hình 2 3 Lưới kết cấu phương án 1
- Vẽ các đường ngang là các trục, số trục bằng số nhóm cộng thêm 1
- Số ô bằng số cấp tốc độ trừ 1 (17 ô) Mỗi ô có giá trị bằng Logφ
-Vì lưới kết cấu mang tính chất định tính và phân bố đối xứng nên ta đặt n0 ở giữa lưới
- Các ký hiệu trục viết bên trái, bên phải ghi lượng mở của từng nhóm truyền.
- Từ n0 dựa vào lượng mở của các nhóm truyền ta vẽ được lưới kết cấu.
Sơ đồ kết cấu như sau: n 4 n 8 n 12
Hình 2.4 Lưới kết cấu phương án 2
Hộp chạy dao khác với hộp tốc độ, hoạt động với ba hướng chạy dao: dọc, ngang và đứng Mỗi hướng sử dụng ly hợp vấu đảo chiều trái-phải, cùng với nhiều cơ cấu hỗ trợ như vit me, eku và ly hợp ma sát Đặc biệt, có xích truyền động cho cơ cấu chạy dao nhanh, điều này khiến chúng ta không thể chọn phương án xếp hình rẻ quạt-sít đặc mà phải áp dụng phương án thứ hai để tạo không gian lắp đặt các cơ cấu phụ.
Mặc dù đã chọn phương án lưới kết cấu thứ hai, nhưng không gian lắp đặt các cơ cấu phụ trợ vẫn không đủ, dẫn đến việc bỏ bớt trục số 4 Thay vào đó, chúng ta đã vẽ thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2 Nhờ vào cơ cấu phản hồi và bánh răng dùng chung, chúng ta có thể giảm thiểu số lượng trục và bánh răng, giúp thu gọn kích thước hộp mà vẫn đảm bảo duy trì 18 tỉ số truyền theo yêu cầu.
Chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
- Do cơ cấu phản hồi nên lưới kết cấu có sự biến hình dẫn đến phương án thự tự của hộp chạy dao thay đổi Z = 3 x 3 x 2 được tách làm 2 phần:
Với Z1 = 3 x 3 và Z2 = 2 ( có đường truyền phản hồi)
- Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh.
2.2.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỷ số truyền các nhóm
Lưới kết cấu giúp xác định tính định tính của hộp tốc độ, cho phép đánh giá sự bố trí hình rẻ quạt và sự thay đổi tỷ số truyền cũng như đặc tính truyền động Đồ thị vòng quay cung cấp thông tin cụ thể về tỷ số truyền, số vòng quay và số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ Động cơ được chọn theo máy chuẩn có công suất N = 7 (KW) và tốc độ định mức nđc = 1440 (vg/ph).
Xác định số vòng quay n0 để đảm bảo: 1 4 ≤i 0 ≤2
Với i 0 = n 0 n dc ta có 1 4 ≤ n n 0 dc
Lấy giá trị n0 lớn để bánh răng đầu vào của hộp tốc độ chịu momen xoắn bé, kích thước hộp nhỏ gọn Chọn n0 =n15= 630 (vg/ph) i 0 = n 0 n dc = 1440 630 ≈ 16 7
Số truyền các nhóm: Dựa trên đồ thị vòng quay của máy đã phân tích là máy 6H82.
Do đó ta chọn các tỉ số truyền như sau:
Vì i4 : i5 : i6 = 1 :φ 3 : φ 6 ta có : i5 =1/φ i6 = φ 2 ta có : i8 = φ 3 Để vẽ đồ thị vòng quay của hộp tốc độ ta làm như sau:
- Mang toàn bộ mặt bằng lưới kết cấu sang làm mặt bằng vẽ đồ thị vòng quay.
Đồ thị vòng quay là một sơ đồ định lượng quan trọng, giúp xác định tỉ số truyền, tốc độ cắt, số lượng bánh răng và số răng của các bánh răng trong máy.
- Xác định vị trí đặt nđc.
- Vẽ các tia thể hiện tỉ số truyền từ no đến n1, tham khảo máy tương tự ta có i1 = 1 φ 4 ; i4 = 1 φ 4 ; i7 = 1 φ 6
- Dựa vào lượng mở đã có ta vẽ nốt các tia còn lại để hoàn thành đồ thị vòng quay của hộp tốc độ
Vậy ta vẽ được đồ thị vòng quay của máy thiết kế mới như sau: i 4 i 3 n 0 i 5 i 6 i 7 i 8 i 1 i 2
Hình 2 5 Đồ thị vòng quay máy mới 2.2.6 Tính số bánh răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền
Ta có các phương pháp tính bánh răng theo từng nhóm truyền như sau:
Phương pháp 1 là một phương pháp tính toán tổng quát, thích hợp cho những trường hợp yêu cầu độ chính xác cao Phương pháp này có thể được áp dụng trong hai tình huống: khi không có khoảng cách trục A và khi có khoảng cách trục A, mặc dù quá trình tính toán sẽ trở nên phức tạp hơn.
- Phương pháp 2: Tra bảng bánh răng:
Phương pháp này đơn giản, dễ tính toán thường được dùng trong sản xuất loạt trong nhà máy xưởng theo bảng bánh răng có số liệu có sẵn
- Phương pháp 3: Tính gần đúng:
Sai số lớn trong phương pháp này thường dẫn đến việc sử dụng để sửa hoặc thay thế bánh răng Theo yêu cầu của đề bài và thực tế tính toán, phương pháp thứ nhất (Phương pháp BSCNN) được áp dụng khi chưa xác định khoảng cách trục A.
Khi xác định số răng trong mỗi nhóm bánh răng, ta dựa vào tỷ số truyền nhỏ nhất để suy ra bánh răng nhỏ nhất Trong cặp bánh răng tăng tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng bị động, trong khi đó, ở cặp bánh răng giảm tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng chủ động.
Trong đó: K: bội số chung nhỏ nhất của mọi tổng ( )
: tổng số răng trong cặp
= EK: tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp nào đó để (không bị cắt chân răng)
; : là số răng nhỏ nhất ta lấy răng.
K là BSCNN của các tổng (fi + gi)
Theo tỉ số truyền ta thấy nhóm 1 có bánh răng chủ động nhỏ nhất nhóm và điều kiện
Zmin = 17, ta tính Emin theo cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
1, 26 4 = ≈ 2 5 = g f 4 4ta có f 4 + g 4 = 7 i5 = 1 φ = 1, 1 26 ≈ 4 5 = f 5 g 5 ta có f5 + g5 = 9 i6 = φ 2 = 1,26 2 ≈ 13 8 = f 6 g 6 ta có f6 + g6 = 21
Bộ số chung nhỏ nhất là K = 63 với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
Do giảm tốc cho nên ta tính:
Bánh răng 7 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm, với tỉ số truyền cho thấy điều kiện Zmin = 17 Để tính Emin, ta dựa vào cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
Ta có bảng thông số bánh răng:
Cặp bánh răng ăn khớp nhóm Máy mới
Tính sai số vòng quay
Theo máy chuẩn ta lấy i0 = 7/16 n 1 = n đc i o i 1 i 4 i 7 = 1440 7
Để xác định sai số tốc độ vòng quay, chúng ta so sánh các tốc độ từ n1 đến n18 với chuỗi tốc độ vòng quay tiêu chuẩn Sai số tốc độ vòng quay Δn được tính theo công thức: Δn (%) = (n tc - n tt) / n tc.
- n tc là tốc độ vòng quay tiêu chuẩn.
- n tt là tốc độ tính toán.
Tổng hợp các sai số tốc độ vòng quay như trong bảng 2.4.
Bảng 2.4: Bảng tính sai số vòng quay hộp tốc độ n ntc [ vg / ph ] ntt [ vg / ph ] Δ n (%) = n tc n − n tt tc
Hình 2.6: Đồ thị sai số tốc độ vòng quay hộp tốc độ
Sai số Δn là sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn Theo đồ thị, sai số chủ yếu nằm trong khoảng cho phép từ -2,6% đến 2,6% Do đó, máy thiết kế mới hoàn toàn phù hợp với tiêu chuẩn.
Hình 2.7 Sơ đồ động hộp tốc độ
Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao
2.3.1 Tính thông số hộp chạy dao
Từ phương trình xích máy tham khảo, ta có: n đc (1420 vg/ ph ) ( I ) i 01 ( II ) i 02 ( III ) [ i i i 1 2 3 ] ( IV ) [ i i i 4 5 6 ] ( V ) [ M M 1 ( trái 1 ( phải ) i 9 i ) i 8 9 i 7 ] M 2 M 3 ( VI )
i 10 ( VII ) i 11( VIII ) [ i 12 ( IX i 12 ) ( M i IX 13 6 i i ) i 16 14 15 i M M 17 6 7 5 6= = ( XI S đứng S ) 6 ngang (mm = S ( mm/ dọc / ( ph) mm ph) / ph )
Ta có: n đc i s [ i i ngang đứng i dọc tv= tv= tv = s s s dọc ngang đứng ( ( mm ( ph mm mm ph ph ) ) )
Phương trình xích chạy dao nhanh: n đc ( 1420 vg / ph ) ( I ) i 01( II ) i 18( V ) i 19 M 3 ( phải ) M 4( VI ) i 10( VII ) i 11( VIII )
[ i 12 ( IX ) i 13 i 14 M 7 ( XI ) 6 = S dọc ( mm / ph ) n đc [ i ngangn i i đứngn dọcn 6=s 6 6 = = s s dọc ngang đứng n( n n ( mm ( ph mm mm ph ph ) ) )
Chọn: 1/ i dọc =( VI ) i 10( VII ) i 11( VIII ) i 12( IX ) i 13 i 14 M 7 ( XI )=1/ 2 ;
1/ i ngang =( VI ) i 10( VII ) i 11( VIII ) i 12( IX ) i 15 M 5 = 1/ 2 1/ i đứng =( VI ) i 10( VII ) i 11( VIII ) M 6 i 16 i 17 =1 /6
→ [ n itrục =n ivít me dọc 2 n itrục =n ivít me ngang 2 n itrục = n ivít me đứng 6
S dmin = S ngmin = 3S đmin = 18 (mm/ph)
Với ϕ = 1,26 và sử dụng máy mẫu 6H82, cơ cấu tạo ra chuyển động cho dao dọc, dao ngang và dao đứng được thiết kế với cơ cấu vít me có đường kính trục vít tv = 6 mm.
- Do đó ta chọn bước vít cho máy mới cần thiết kế là tv = 6 (mm).
Mà ta có Sdọc = Sngang = 3Sđứng, vì vậy chỉ cần tính toán với một đường truyền, các đường còn lại tương tự Giả sử ta tiến hành tính toán với đường chạy dao dọc.
Theo máy tương tự, chuỗi lượng chạy dao của hộp chạy dao tăng theo cấp số nhân, dẫn đến dãy lượng chạy dao của hộp chạy dao được xác định như sau:
Từ đây ta lập bảng dãy số chạy dao theo lý thuyết
Chạy dao Công thức tính S lí thuyết
Từ các lượng chạy dao đã tính, ta có thể xác định dãy số vòng quay của hộp chạy dao với cơ cấu chấp hành là vít me có đường kính tv = 6 mm.
Với n si = S i t v (vg/ph) với tv = 6. n doc min = S dmin t v = 18
6 =3 (vg/ph) Chọn n docmin =3 (vg/ph)
Bảng dãy số vòng quay của hộp chạy dao như sau:
Bảng 2 5 Số vòng quay theo tiêu chuẩn
Tốc độ Tính toán ( vg/ph) Làm tròn ( vg/ph) nmin = n1 3 3 n2 3,78 3,8 n3 4,76 4,8 n4 6,00 6 n5 7,56 7,5 n6 9,53 10 n7 12,00 12 n8 15,13 15,1 n9 19,06 19 n10 24,01 24 n11 30.26 30,3 n12 38,12 38,1 n13 48,04 48 n14 60,53 60,5 n15 76,26 76,2 n16 96,09 96 n17 121,07 121
2.3.2 Phân tích phương án không gian tối ưu
Bảng 2 6 Bảng so sánh phương án không gian
Tổng số bánh răng trên trục chính 9 2 6 3 2 3 3
Các phương án Z = 9 x 2, 2 x 9, 6 x 3 và 3 x 6 có tổng số răng trên một trục lớn sẽ dẫn đến truyền động không êm trong quá trình gia công Hơn nữa, tải trọng quá lớn trên trục có thể làm giảm độ bền và gây hư hại cho trục Do đó, chúng ta quyết định loại bỏ bốn phương án này.
Trục cuối cùng thường là trục chính hoặc trục kế tiếp với trục chính, vì nó có khả năng thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin đến nmax Khi tính toán sức bền, vị trí nmin cho phép xác định giá trị Mx max.
Kích thước trục lớn dẫn đến việc các bánh răng lắp trên trục cũng phải có kích thước lớn Số lượng bánh răng trên trục chính ít giúp giảm tải trọng, từ đó nâng cao độ chính xác trong gia công Vì vậy, cần tránh bố trí quá nhiều chi tiết trên trục cuối cùng Do 2 PAKG cuối cùng có số bánh răng chịu Mx max lớn hơn, phương án tối ưu nhất là lựa chọn phương án (1).
Sơ đồ động hộp chạy dao:
Hình 2 8 Kích thước máy 2.3.3 Chọn phương án thứ tự cho hộp chạy dao
Như vậy hộp tốc độ có 3 tỉ số truyền nên sẽ có 3! = 6 PATT.
Ta có bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
Bảng 2 7 bảng PATT và so sánh và phương án đó như sau:
PAKG 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 3 x 3 x 2 PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II
Kết quả Đạt Đạt Không đạt Không đạt Không đạt Không đạt Điều kiện: Tỷ số truyền nằm trong khoảng cho phép:
Hay lượng mở lớn nhất thoả mãn bất đẳng thức: φ X max = φ X(p-1) ≤ 8 Trong đó: X- Lượng mở giữa hai tia lân cận.
Xmax- Lượng mở lớn nhất. p- số tỷ số truyền trong nhóm Vậy dựa vào bảng so sánh trên chúng ta thấy có 2 PATT thỏa mãn
Bảng 2.8 Phương án thoả mãn
PATT I II III II I III
2.3.4 Lưới kết cấu đặc trưng a Phương án
Sơ đồ kết cấu như sau:
Hình 2 9 Lưới kết cấu phương án thứ tự I II III b Phương án:
Sơ đồ kết cấu như sau:
Hình 2 10 Lưới kết cấu phương án thứ tự II I III Nhận xét:
Khác với hộp tốc độ, hộp chạy dao cho phép thực hiện ba hướng chạy dao: dọc, ngang và đứng Mỗi hướng sử dụng ly hợp vấu đảo chiều trái-phải và có thêm nhiều cơ cấu hỗ trợ như vít me và ly hợp ma sát Bên cạnh đó, hệ thống xích truyền động giúp cơ cấu chạy dao hoạt động nhanh chóng Do đó, không thể lựa chọn phương án xếp hình rẻ quạt-sít đặc, mà cần áp dụng phương án thứ hai để tạo không gian lắp đặt cho các cơ cấu phụ.
Mặc dù đã chọn phương án thứ hai cho lưới kết cấu, nhưng không gian hạn chế khiến việc lắp đặt các cơ cấu phụ trợ trở nên khó khăn, dẫn đến việc máy sẽ trở nên cồng kềnh Do đó, chúng ta đã quyết định loại bỏ trục số 4 trong lưới kết cấu và thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2.
Do sự biến hình của lưới kết cấu trong cơ cấu phản hồi, phương án thứ tự của hộp chạy dao với Z = 3 x 3 x 2 được chia thành hai phần khác nhau.
Phần thứ nhất Z1 = 3 x 3 Đặc tính nhóm: [3] [1]
Phần thứ hai Z2 = 2 Đặc tính nhóm: [9]
Z2 gồm đường truyền trực tiếp và phản hồi.
Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh. Đồ thị lưới kết cấu phản hồi như sau:
Hình 2.11: Đồ thị lưới kết cấu phản hồi hộp chạy dao
2.3.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỷ số truyền các nhóm:
Để hộp chạy dao hoạt động hiệu quả, cần giảm tốc độ để thực hiện các chuyển động chạy dao dọc, ngang và đứng một cách chính xác Hiện tại, đồ thị phản hồi chỉ mới đạt yêu cầu cơ bản và cần phải giảm tốc độ nhiều hơn nữa Để đạt được điều này, phương pháp tăng thêm số trục trung gian là cần thiết.
Với 4 thông số cơ bản gần như giốnng máy tương tự (6H82) cho nên ta chọn sơ bộ động cơ như máy tương tự với các thông số sau:
- Công suất N = 1,7 KW và số vòng quay nđc = 1420 (vg/ph)
Tham khảo máy tương tự ta chọn:
● Chọn xích chạy dao nhanh
Dựa trên lý luận đã trình bày, tốc độ chạy dao nhanh của máy tương tự là 2300 mm/ph Do đó, khi lựa chọn động cơ cho máy, chúng ta cũng cần chọn xích chạy dao nhanh tương tự như máy đã đề cập.
2.3.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền.
1 = f 3 g 3 ⇒ f 3 + g 3 = 3 Vậy bội số chung nhỏ nhất của nhóm III là K = 6
Với Zmin để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất:
E min CĐ = Z min ( f 1 + g 1 ) f 1 K = 17.3 1.6 = 8,5 ta chọn E = 9 Σ Z =E K = 9.6 = 54
Bội chung nhỏ nhất là: K = 21
Với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất
Do giảm tốc cho nên ta tính:
- Nhóm V: Đây là cơ cấu phản hồi từ trục V về trục IV nên phải đảm bảo khoảng cách trục a đã được xác định như sau: a= 1
Với m là modun của các bánh răng:
Bảng 2 9 Bảng thông số bánh răng
Hình 2.12 Đồ thị vòng quay hộp chạy dao của máy mới
2.3.7 Tính sai số tốc độ chạy dao của hộp chạy dao
Ta có chuỗi lượng chạy dao thực tế:
Bảng 2.10 Bảng sai số chuỗi số vòng quay n ntt ntc Δn% n1 3,20 3,15 -1,58 n2 4 4 0 n3 4,93 5 1.4 n4 6,41 6,3 -1,75 n5 8,01 8 -0.13 n6 9,86 10 1,4 n7 12,82 12,5 -2,56 n8 16,02 16 -0.13 n9 19,72 20 1.40 n10 25,64 25 -2,56 n11 32,04 31,5 -1,71 n12 39,44 40 1.40 n13 51,27 50 -2.54 n14 64,09 63 -1,73 n15 78,88 80 1,40 n16 102,54 100 -2,54 n17 128,18 125 -2,54 n18 157,75 160 1,41
Hình 2 13 Sai số vòng quay Sd hộp chạy dao
Khi thay đổi n0 = n20, các giá trị sai số nằm trong khoảng cho phép (-2,6 ; 2,6), với giá trị lớn nhất là n18 = 1,87% Thông số của máy mới đáp ứng yêu cầu và giữ nguyên các trục cùng cặp bánh răng từ máy tham khảo 6H82 để sử dụng cho thiết kế máy mới.
Thiết kế các truyền dẫn còn lại.
Dựa vào máy tham khảo ta có các cặp bánh răng ăn khớp sau:
Do từ trục V - VI đã xác định được khoảng cách trục do cặp bánh răng Z ' Z 9
45 trong nhóm 6 nên ta tính cặp bánh răng theo khoảng cách trục. a=1
Với m là modun của các bánh răng m ( Z 16 + Z 16 ' ) = 2 a = 90 m ¿> 4 Z 16 =5 Z 16 '
Tuy nhiên để sai số tốc độ chạy dao nhanh trong khoảng cho phép ta chọn i 16 I
- Đường chạy dao thẳng đứng:
Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như đường chạy dao ngang.
Sau đó đến cặp bánh răng 22 / 33 và truyền tới trục vít me được thông qua cặp bánh răng côn 22 / 44.
- Với đường chạy dao dọc nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn được truyền của máy tương tự.
Nên nnhanh = 2300 6 ≈ 383 (vòng/phút) n nhanhtt =n dc i 01 i 15 i 16 i 10 i 11 i 12 i 13 i 14 ¿ n dc Z 01
Sai lượng chạy dao nhanh: Δ n nhanh = n nh − n nhanhtt n nh 100 %= 383−387.9
383 100 %=−1 ,28 % ¿ 2 , 6 %Vậy đường chạy dao đạt yêu cầu
Hình 2.14 Sơ đồ động hộp chạy dao
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ
Yêu cầu và lý luận chung
- Tính bền trục trung gian.
- Tính bền ly hợp bi (ly hợp an toàn)
Tính toán sức bền và độ cứng vững của chi tiết máy là quá trình kiểm tra xem các chi tiết có đạt yêu cầu về độ bền hay không Nếu chi tiết không đạt tiêu chuẩn, cần áp dụng các biện pháp phù hợp để đảm bảo rằng độ bền và độ cứng vững của chúng đáp ứng được yêu cầu kỹ thuật.
Trước khi tiến hành tính toán sức bền cho các chi tiết, cần xác định chế độ làm việc giới hạn của máy, lực tác dụng trong truyền dẫn và công suất động cơ điện Dựa trên những thông tin này, ta có thể thiết kế kết cấu hợp lý và lựa chọn vật liệu phù hợp trước khi thực hiện tính toán sức bền.
Do máy thiết kế tương tự máy 6H82 nên ta sử dụng luôn chế độ cắt thử cho máy 6H82 của nhà máy cơ khí Hà Nội
- Chế độ cắt thử mạnh:
Dao P18, D = 90mm, Z = 8, chi tiết gang có HB = 180.
Chế độ gia công: n = 50 [vg/ph] B = 100 [mm] t = 12 [mm] v = 14 [m/ph] S = 96[mm/ph].
- Chế độ cắt thử nhanh:
Dao T15K6, D = 100 [mm], Z = 4, chi tiết thép C45 HB = 195.
Chế độ gia công: n = 900 [vg/ph] B = 50 [mm] t = 3 [mm] v = 251 [m/ph] S = 630 [mm/ph].
- Thử li hợp an toàn:
Chạy nhanh 1000v/ph, kiểm tra sự trượt n(,5v/ph
Hộp tốc độ
Trong quá trình gia công thì quá trình phay nghịch tao ra lực cắt lớn nhất, vì vậy ta tính công suất theo quá trình phay nghịch.
Hình 3.1: Sơ đồ lực cắt phay khi phay nghịch
Công suất động cơ chính tính theo công thức:
- NC : là công suất cắt.
- NO : là công suất chạy không.
Công suất phụ NP là công suất tiêu hao do dao cắt và các nguyên nhân ngẫu nhiên, trong đó công suất Nc thường chiếm từ 70-80% Ndc Do đó, có thể sử dụng công suất cắt để tính gần đúng công suất động cơ.
Tính công suất cắt Nc
Tính Pz theo bảng II.1 trang 90 [1]
Trong đó SZ = n z S ( răng mm )
Z :số răng B: chiều rộng phay D: đường kính
0 , 75 = 6 , 75 KW (μ = 0,75 hiệu suất bộ truyền)
- Công suất cắt: Nđc = Nc /0,75 ;
Với chế độ cắt thử mạnh
Với chế độ cắt thử nhanh
S z = S p n Z = 630 900.4 =0,175 [ mm/ răng ] + Các hệ số C = 682; y = 0,72; k = 0,86
Thường thì công suất cắt Nc chiếm 70 ÷ 80% Nđc cho nên có thể tính gần đúng công suất động cơ điện theo công suất cắt như sau:
Từ hai chế độ trên ta chọn động cơ DK.52 – 4
Có công suất N = 7 [kW]; n = 1440 [vg / ph];
Hộp chạy dao
Công suất động cơ hộp chạy dao tính theo công thức:
612 10 4 η cd 9,81; Trong đó: là hiệu suất của hộp chạy dao Hiệu suất rất nhỏ thường lấy bằng 0,15.
Từ đó: Q = K.Px +f( Pz + 2Py +G) là lực kéo;
K = 1,4 , f = 0,2- là hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt;
G là khối lượng bàn dao lấy G = 45000 [N];
Với chế độ cắt mạnh và sử dụng dao phay trụ ta có:
Vậy ta chọn động cơ DK.41-4 có Nđccd = 1,7 [KW], n = 1420 [vg/ph].
Tính đường kính sơ bộ của hộp tốc độ
Công suất Nđc = 7 kW ; nđc = 1440vg/ph; br = 0.97; ol = 0,995
Trục I NI = Nđc ol = 7.0,995 6,96 KW
Trục II NII = NI ol br = 6,96.0,995.0,97 6,71 KW
Trục III NIII = NII br ol = 6,71.0,97.0,995 6,47 KW
Trục IV NIV = NIII br ol = 6,47 0,97 0,995 6,25 KW
Trục V NV = NIV br ol = 6,25 0,97 0,995 6,03 KW
Do các trục quay có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, khi máy hoạt động ở tốc độ thấp, mômen xoắn giới hạn không cho phép máy làm việc hết công suất N Để tính toán hợp lý, người ta áp dụng chế độ cắt gọt, trong đó số vòng quay tính toán trên từng trục được xác định bằng công thức n tinh = n min √(4 n n max n min).
Trục InI = nđc = 1440 [vg/ph]
Trục II nII = nđc.i0 = 1440 16 7 = 630,00 vg/ph
Trục III nIIImin = nII i 1 = 630,00 18 45 = 252,00 vg/ph nIIImax = nII i 3 = 630,00 24 39 = 387,69 vg/ph
ntinh3 = nmin √ 4 n n max min %2 √ 4 387 252 ,69 = 280,65 vg/ph = nIII
ntinh4 = nmin √ 4 n n max min = 100,8 √ 4 629 100 , , 99 8 = 159,38 vg/ph = nIV.
Trục V nVmin = nIVmin i 7 = 100,8 18 72 = 25,20 vg/ph nVmax = nIVmax i 8 = 629,99 60 30 = 1259,98 vg/ph.
n tính5 = n min √ 4 n n max min = 25,2 √ 4 1259 25 ,2 , 98 = 67,01 vg/ ph = nV
Mô men xoắn trên các trục của hộp tốc độ : (Sử dụng công thức trong tính toán thiết kế và dẫn động cơ khí tập 1)
Mô men xoắn trên các trục
T(N.mm) 46158,33 101715,08 220162,12 374498,05 859371,73 Đường kính của trục được tính sơ bộ theo công thức d = √ 3 0 ,2 T [ τ ]
Trong đó: T – là mômen xoắn trên trục cần tính.
[ τ ] – là ứng suất cho phép phụ thuộc vào loại vật liệu làm trục.
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất cho phép là [ τ ] 20 Vậy đường kính các trục lần lượt là:
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục I sơ bộ là : d 1 = 25 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục II sơ bộ là : d 2 = 30mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục III sơ bộ là : d 3 = 40mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục IV sơ bộ là : d 4 = 50 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục V sơ bộ là : d 5 = 60 mm.
Chọn sơ bộ đường kính như sau: d1= 25(mm); d2= 30(mm); d3= 40 (mm); d4 = 50(mm); d5 = 60(mm).
Tính đường kính trục sơ bộ của hộp chạy dao
Công suất: N đc = 1,7 kW ; nđc 20vg/ph; br = 0.97; ol = 0,995
Trục I NI = Nđc ol = 1.7 0,995 1,7 [kW];
Trục II NII = NI br ol = 1,7 0,995 0,97 1,64 [kW];
Trục III NIII = NII ol br = 1,64 0,995 0,97 1,58 [kW];
Trục IV NIV = NIII br ol = 1,58 0,97 0,995 1,53 [kW];
Trục V NV = NIV br ol = 1,53 0,97 0,995 1,48 [kW];
Trục VI NVI = NV br ol = 1,48 0,97 0,995 1,43 [kW];
Do các trục quay có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, việc này kết hợp với trình độ nghề nghiệp và các yếu tố khác dẫn đến hạn chế khả năng sử dụng tối đa công suất của máy Để tính toán hợp lý, người ta áp dụng chế độ cắt gọt tính toán, trong đó số vòng quay được tính toán cho từng trục.
Trục I : nI = nđc = 1420[vg/ph]
Trục II nII = nđc.i01 = 1420 26 44 =¿ 839,09 [vg/ph];
Trục III nIII = nđc.i01.i02 = 1420.26 44 25 63=¿325,97 [vg/ph];
Trục VI nIVmin = nIII i1= 332,97 18 36 =¿ 166,49 [vg/ph]; nIVmax = nIII i 3= 332,97.36 18=¿ 665,94 [vg/ph]; n tinh =n min 4 √ n n max min 6 , 49 √ 4 665 166 , , 94 49 #5 , 45 [vg / ph] ;
45=¿ 66,6 [vg/ph]; nVmax = nIVmax i 6 = 665,94 24 39 =¿409,47 [vg/ph]; n tinh =n min 4 √ n n max min f ,6 √ 4 409 66 , , 47 6 4 , 87[ vg / ph ];
45 =¿ 8,325 [ vg/ph]; nVImax = nVmax.i 9 = 409.47 45 45 =¿409,47 [vg/ph]; n tinh =n min 4 √ n n max min = 8 , 3 9 √ 4 409 8,325 , 47 " , 05[ vg / ph ];
- Momen xoắn trên các trục
Bảng 3.2: Các thông số của hộp chạy dao
Trục I II III IV V VI
- Tính đường kính sơ bộ:
Từ mômen trên các trục đã tính ở trên ta tính được đường kính sơ bộ của các trục theo công thức :
Trong đó: T – là mômen xoắn trên trục cần tính.
[τ] – là ứng suất cho phép phụ thuộc vào loại vật liệu làm trục.
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất cho phép là [τ] = 20 Vậy đường kính các trục lần lượt là:
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 1 sơ bộ là : d 1 = 15 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 2 sơ bộ là : d 3 = 25mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 3 sơ bộ là : d 4 = 30mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 4 sơ bộ là : d 5 = 32 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 5 sơ bộ là : d 6 = 50 mm.
Bảng tổng hợp thông số sơ bộ của các trục trên hộp chạy dao
Trục I II III IV V VI
Tính bánh răng
Để dẫn động từ trục III lên trục IV trong sơ đồ động, có ba trường hợp hoạt động của ba cặp bánh răng: 18/36, 36/18 và 27/27 Đồng thời, cặp bánh răng 25/63 được cố định từ trục II lên III.
Trong trục III, chúng ta lựa chọn tỉ số truyền cặp bánh răng 36/18 hoặc vị trí bánh răng Z6 để tính toán, vì bánh răng 36 là bánh răng lớn nhất trong khối bánh răng ba bậc di trượt và nằm ở vị trí giữa, do đó lực tác dụng vào trục tại đây gây ra nguy hiểm lớn nhất.
Do đó, ta thấy trục III nguy hiểm nhất là khi bánh răng Z6 và Zc cùng làm việc. a 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 như sau:
Bánh nhỏ : thép 40X tôi thể tích , độ cứng là 50 HRC (482 HB), độ bền uốn 1000 MPa; độ bền chảy = 800 Mpa
Bánh răng lớn : thép C45 tôi thể tích, độ cứng 38 HRC (355 HB), độ bền uốn
= 600 MPa; độ bền chảy = 340 Mpa b Tính toán độ bền bánh răng.
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trong điều kiện làm việc của bộ truyền được che kín và đầy đủ dầu bôi trơn, hỏng hóc chủ yếu xảy ra do tróc bề mặt do mỏi Do đó, việc tính toán độ bền tiếp xúc là cần thiết, và ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo các tiêu chí kỹ thuật phù hợp.
Lấy sơ bộ hệ số: Z R Z V K xH = 1
Trong đó: σ Hlim 0 là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Tra bảng ta được: σ Hlim 0 = 18 HRC + 150 σHlim1 = 18HRC + 150 = 18.50 + 150 = 1050 MPa. σHlim2 = 18HRC + 150 = 17.32 + 200 = 834 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
Lấy hệ số an toàn là SH = 1,1.
[σH1] = (σHlim1/ SH) ZR ZV KL KXH = 1050 1 , 1 15( MPa)
[σH2] = (σHlim2/ SH) ZR ZV KL KXH = 834 1 , 1 1 = 758 ( MPa )
+ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
- Xác định ứng suất uốn cho phép:
Giới hạn mỏi uốn của cặp bánh răng được tính theo công thức (6.2) và bảng 6.1 sách TKHDĐCK như sau: σ Flim1= 1,8.HB = 1,8.482= 675 MPa. σ Flim2= 1,8.HB = 1,8.355= 639 MPa.
Trong đó: KFC – là hệ số ảnh hưởng đặt tải Do bộ truyền làm việc một chiều nên lấy
SF – là hệ số an toàn Theo bảng 6.2 sách tính toán thiết kế chi tiết máy ta tra được SF = 1,75.
Ta có công thức tính mô đun: m tx = 100
+ [ σ ¿¿ H ] ¿ là ứng suất tiếp xúc cho phép,
+ Z là số răng của bánh răng nhỏ, Z = 18.
+ i là tỷ số truyền, i = 18/36 + φ o = b/d với d là đường kính răng Do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên ta lấy φ o =1.
+ K là hệ số tải trọng K = Kđ.Ktt.KN
Hệ số tải trọng động Kđ kể đến sự tăng tải trọng do va đập gây ra trên các răng khi ăn khớp Lấy Kđ = 1,3.
Hệ số tập trung tải trọng Ktt, do bánh răng làm băng thép được tôi cải thiện nên lấy Ktt = 1,8.
Hệ số chu kỳ tải trọng KN, KN = 1.
+ N là công suất truyền của bánh răng, NIII = 1,58 [kW] + n là số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng, n = 332,97[vg/ph].
Sau khi chọn được m theo độ bền tiếp xúc ta kiểm tra lại theo độ bền uốn như sau: mu ≥ 10.√ 3 Z φ y 1950 [ σ F ] K N n
+ φ = b/m, lấy φ =8 + y là hệ số dạng răng, với Z = 18 chọn y = 0,25 + [ σ F ] = 365 [Mpa] = 36500 [N/cm 2 ]
Dựa vào kết quả tính toán modul trong hai trường hợp, chúng ta quyết định chọn modul lớn và theo tiêu chuẩn, cụ thể là modul m = 3 để đảm bảo yêu cầu kỹ thuật Tiếp theo, cần kiểm tra độ bền của cặp bánh răng.
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của các cặp bánh răng được thực hiện theo quy trình tương tự như kiểm nghiệm các chi tiết máy khác Các công thức tính toán được sử dụng dựa trên giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Theo công thức 6.33, trang 105 ta có :
+ T1 : Momen xoắn trên trục IV, T1 = TIII = 45316 , 39 ¿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 => ZM = 274 (MPa)
+ ZH: 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 = 22,5 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 tr 105) để tính:
Trong đó: εα: Hệ số trùng khớp ngang, ta có: ε α = [ 1 , 88−3 , 2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cosβ= [ 1 , 88−3 ,2 ( 18 1 + 45 1 ) ] cos0=1 , 68
+ dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, ta có:
Khoảng cách trục chia: a = 0 , 5 m (Z 1 + Z 2 ) cosβ = 0 ,5.3 (26 +44 ) cos 0 5(mm)
Khoảng cách trục: a w = a cosα t cos α tw = a = 105 ( mm ) Đường kính vòng lăn: d w 1 = 2 a w i + 1 = 2.105
2 + 1 p(mm) + 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 ψ bd = b w d w1 = 22 , 5
KHV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có:
= 3 , 14.70 353 6000 , 34 = 12,94 m/s Theo bảng 6.13 tr 106, chọn cấp chính xác động học là cấp 6.
Theo bảng (6.15 và 6.16 tr107) ta có : δH = 0,01; g0 = 38
Trong đó νHmax là giá trị có được khi tra bảng (6.17 tr 108).
Tra bảng 6.14 tr 107 có KHα = 1,032.
Từ các giá trị trên có:
Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: α H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w i d H (i± w 2 1 1) ¿ 274.1 ,76.0 , 88 √ 2 45316 22 , 39 , 5.2 1 , 70 49 2 (2−1) = 332 ,11 ( MPa )< ¿ [σ H ] = 609(MPa)
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 tr 108, ta có:
+ bw: chiều rộng vành răng, bw = 30 mm;
+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức 6.45 tr 109, 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 tr 98 ta có: KFβ = 1,048;
Hệ số KFα được sử dụng để xem xét sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính toán về uốn Theo bảng 6.14 trang 107, giá trị của KFα là 1,206.
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 tr 109 ta có:
Với v F =¿ δ F g 0 v √ a i w (Công thức 6.47 tr 109) Theo bảng 6.15 và 6.16 tr 107 ta có : δF = 0,011; g0 = 38 v F =¿ δ F g 0 v √ a i w = 0,011.38.35,63.√ 105 2 = 107,91
+ Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ta có:
1, 63 = 0 , 61 + Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ta có:
140 =1 + YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2.
Z v1 = Z 1 cos 3 β = 26 cos 3 0 &; Z v 2= Z 2 cos 3 β = 44 cos 3 0 D Theo bảng 6.18 tr 109-TTTKHDĐCK ta có: YF1 = 4,1 ; YF2 = 3,67 σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w m d w 1 = 2 45316 , 39.3 ,05.0 , 61.1 4 , 1
= 130,97 (MPa) d) Xác định các thông số cơ bản của các bánh răng
+ Đường kính vòng chia: d1 = m.Z1 = 3.18 = 54 [mm] d2 = m.Z2 = 3.36 = 108 [mm]
Đường kính vòng đỉnh răng được tính theo công thức: \(d_{a1} = d_1 + 2mT + 2.3\) [mm] và \(d_{a2} = d_2 + 2m8 + 2.34\) [mm] Đường kính vòng chân răng được xác định bằng: \(d_{f1} = d_1 - 2.5mT - 2.5 \cdot 3a.5\) [mm] và \(d_{f2} = d_2 - 2.5m8 - 2.5 \cdot 3.5\) [mm] Đường kính vòng cơ sở được tính theo công thức: \(d_{b1} = d_1 \cdot \cos \alpha_o T \cdot \cos 20° P.74\) [mm] và \(d_{b2} = d_2 \cdot \cos \alpha_o 8 \cdot \cos 20° 1.5\) [mm] Cuối cùng, chiều rộng vành răng được xác định bằng: \(b_w = \phi \cdot m \cdot 3.0\) [mm].
Bảng thông số hình học của các cặp bánh răng còn lại HCD
Bánh răng m Z dc [mm] da [mm] df [mm] b [mm]
Tính sơ bộ khoảng cách các trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có s b = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phép là [t] 12.20 Mpa
Khoảng cách trục giữa trục II và trục III : aw1 = m.(Z02 + Z ’ 02)/ 2 = 3.(25+63) / 2 2 mm
Khoảng cách trục giữa trục III và trục IV : aw2 = m.(Z1 + Z ’ 1)/ 2 = 3.(18+36) / 2 = 81 mm
Khoảng cách trục giữa trục IV và trục V : aw3 = m.(Z4 + Z ’ 4)/ 2 = 3.(18+45) / 2 = 94,5 mm
Khoảng cách trục giữa trục V và trục VI là : aw4 = m.(Z7 + Z ’ 7)/ 2 = 3.(45+45) / 2 = 135 mm
Tính trục trung gian
Do đã tính cặp bánh răng trên trục III và IV nên ta chọn luôn trục III tính chính xác. Thông số đầu vào:
Số vòng quay n 332,97 [vg/ph]
Momen xoắn T 45316 , 39[Nmm] Đường kính trục sơ bộ d3 25 [mm] Đường kính trục vị trí lắp bánh răng d3B 25 [mm] Đường kính trục tại chỗ lắp ổ d30 20 [mm]
Ta thấy trục III nguy hiểm nhất là khi bánh răng Z6 và Zc cùng làm việc. a) Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu Thép C45 với phương pháp nhiệt luyện tôi để chế tạo trục, có giới hạn bền σ b = 750 [MPa] Cần xác định lực và sơ đồ lực phân bố tác dụng lên trục để đảm bảo tính ổn định và hiệu suất làm việc của trục.
Trục có thể bị cong hoặc cắt đứt tại các bánh răng 18 và 27, nhưng hiện tượng cong trục là phổ biến hơn Do đó, chúng ta sẽ xem xét trường hợp tại bánh răng 36, nơi trục dễ bị cong nhất.
Sơ đồ đặt lực trên trục III:
Lực tác dụng lên bánh răng.
Đường kính vòng lăn: d 22 = Z m = 36.3 = 108( mm ) ⇒ F t 22 = 2 T III d 22 = 2 45316 , 39
F r 23 = F t 23 tan( α )G9 , 54 tan(2 0 0 )4 , 53( N ) Trong đó: Fx20 và Fy20 là phản lực tại ổ lăn 0 theo phương x và y.
Fr22 là lực hướng tâm tại bánh răng Z = 36
Ft22 là lực tiếp tuyến tại bánh răng Z = 36
Fr23 là lực hướng tâm tại bánh răng Z = 63
Ft23 là lực tiếp tuyến tại bánh răng Z = 63
Fx21 và Fy21 là phản lực tại ổ lăn 1 theo phương x và y.
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chọn chiều dài sơ bộ của các đoạn trục được tính gần đúng theo chiều rộng b của bánh răng và hành trình gạt
+ Chọn chiều rộng ổ trượt bo = 26 [mm]
+ Chiều rộng vành răng bw = 30 [mm]
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng 1 (Z = 36) (L1):
Chọn chiều dài sơ bộ của các đoạn trục được tính gần đúng theo chiều rộng b của bánh răng và hành trình gạt
+ Chọn chiều rộng ổ lăn bo = 17 [mm] vì d3 = 25 (mm) (bảng 10.2[189] – TKHDĐCK tập 1).
+ Chiều rộng vành răng bw = 30 [mm]
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng 1 (Z = 36) (L1):
Khoảng cách giữa 2 gối đỡ 0 và 1:
Khoảng cách giữa gối đỡ 0 đến bánh răng 2 (Z = 63):
Dựa vào sơ đồ động ta tính được chiều dài sơ bộ trục III:
Xác định phản lực liên kết tác dụng lên các gối đỡ:
+ Phản lực tại gối đỡ 0: Fx20, Fy20
+ Phản lực tại gối đỡ 1: Fx21, Fy21
Ta có các phương trình cân bằng lực dựa vào sơ đồ đặt lực ban đầu:
Biểu đồ nội lực: c) Xác định momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục
+ Tại tiết diện 1 (bánh răng Z = 36):
+ Tại tiết diện 3 (bánh răng Z = 63):
M tđ 3 = √ M 3 2 +0 , 75 T 3 2 = √ 0 2 + 0 , 75 45316 , 39 2 =3 9245 , 14 [ Nmm] d Xác định đường kính trục tại các tiết diện:
+ Tại tiết diện 1 (bánh răng Z = 36): d 1 = √ 3 0 M , 1 tđ [ 1 σ ] = √ 3 8 4731 0 ,1.67 ,31 # ,3 [mm ]
+ Tại tiết diện 2: d 2 = √ 3 0 M , 1 tđ [ 2 σ ] = √ 3 4 4236 0 , 1.67 , 31 = 18 ,76 [ mm ]
+ Tại tiết diện 3: d 3 = √ 3 0 M , 1 tđ [ 3 σ ] = √ 3 3 9245 0 , 1.67 ,14 , 03 [mm]
Trong bài viết này, ứng suất cho phép của thép chế tạo trục được xác định là [σ] = 67 MPa Dựa vào giá trị này, kích thước các đoạn trục trên trục III được tính toán như sau: dA mm, dB mm, dC = 20 mm, và dD mm Cuối cùng, tiến hành kiểm nghiệm trục để đảm bảo tính chính xác và an toàn.
Tính kiểm nghiệm trục về độ về độ bền mỏi:
Hệ số an toàn cho phép [s] nằm trong khoảng từ 1,5 đến 2,5 Hệ số an toàn [s σ j] được xác định chỉ dựa vào ứng suất pháp tại tiết diện j, trong khi hệ số an toàn [s τ j] chỉ xét ứng suất tiếp tại tiết diện j Đặc biệt, [s σ j] được tính bằng công thức σ − 1.
Trong công thức, giới hạn mỏi uốn theo chu kỳ đối xứng được xác định là σ −1 = 0,436, với σ b = 0,436 x 750 = 327 MPa Đối với giới hạn mỏi xoắn, ta có τ −1 ≈ 0,58, dẫn đến σ −1 = 0,58 x 327 = 9,66 MPa Các ký hiệu σ aj, τ aj, σ mj, τ mj đại diện cho biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.
Với : Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục Chọn Ky = 1,5.
Kx là hệ số tập trung ứng suất liên quan đến trạng thái bề mặt, với Kx được xác định bằng công thức Kx = 1 ε σ Trong đó, ε τ là hệ số kích thước, phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.
K σ , K τ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.
Kiểm nghiệm trên tiết diện 0, 2 (tiết diện lắp ổ trượt) :
+ Các trục của hộp chạy dao đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng : σ m0 =0 ;σ a 0 =σ max0 = M 0
+ Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động : τ m0 =τ a 0 =0 [ MPa] τ m2 =τ a 2 = T 0
+ Tra bảng chọn hệ số ε σ = 0 , 88 , ε τ = 0 , 81
+ Bề mặt trục lắp có độ dôi nên tra bảng chọn được giá trị:
2,425.14 , 42 + 0 , 05.14 , 42 =5,314 Thay số vào công thức (1): s j = s σ j s τ j
Kiểm nghiệm trên tiết diện 1 (tiết diện lắp bánh răng Z = 36):
+ Các trục của hộp chạy dao đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng : σ m1 =0 ;σ a 1 = σ max 1 = M 1
W 3 = 0 [ MPa ] + Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động : τ m1 =τ a1 = T 1
+ Chọn hệ số Kx = 1; Ky = 1
Thay số vào công thức (1): s j = s σ j s τ j
Kiểm nghiệm tại tiết diện 3:
+ Các trục của hộp chạy dao đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng : σ m3 = 0 ;σ a3 = σ max 3 = M 3
+ Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động : τ m3 =τ a3 = T 3
2.20 64 , 42[m m 3 ] + Tra bảng chọn hệ số ε σ = 0 , 92 , ε τ = 0 , 89
+ Bề mặt trục lắp có độ dôi nên tra bảng chọn được giá trị:
+ Chọn hệ số Kx = 1; Ky = 1
Thay số vào công thức (1):
⟹ Vậy trục đảm bảo điều kiện về độ bền mỏi
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Điều kiện: σ tđ = √ σ 2 +3 τ 2 ≤ [ σ ] (2)
T max và M max đại diện cho momen xoắn lớn nhất và momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm trong điều kiện quá tải Giới hạn chảy của vật liệu làm trục được xác định là σ ch = 450 MPa.
Thay số ta có : Mặt cắt nguy hiểm nhất là tiết diện trục 1 σ= M max
Kiểm tra điều kiện (2): σ tđ = √ σ 2 + 3 τ 2 ≤ [ σ ] σ tđ = √ 42 , 71 2 +3.12 , 89 2 H , 19 = 5,7 0
P1 – lực vòng tác dụng lên bi
Công suất trên trục VI : NVI = NV.ηbr.ηol = 1,43 (kW)
Ta có: nVI = 22,05 vg/ph
Momen xoắn trên trục VI :
Từ bánh răng của ly hợp bi ZE, ta chọn khoảng cách từ tâm bi đến trục là D0/2
= 52mm hay D0 = 104 mm và đảm bảo :
Dtrục VI = 50 < D0 < df 7,5 (df-đường kính vòng chân răng của bánh răng ZE).
Ta chọn đường kính một viên bi là 10 mm và số viên bi là 5.
Khi đó ta được lực vòng tác dụng lên bi là:
P1 = P0.[tan( α - φ )-f] = 11910,43.[tan( 15 ° - 6 ° ) - 0,1] = 759,36 (N) do đó lực tác dụng lên một viên bi là:
5 = 151 , 87 ( N ) Để đảm bảo bi có khả năng bị ép xuống khi quá tải yêu cầu chiều dài phần bi nhô lên lấy khoảng
Hình 3.5: Kích thước ly hợp bi
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU CỦA HỆ THỐNG
Chọn kiểu và kết cấu của tay gạt
Ta có sơ đồ động của máy thiết kế mới:
Hệ thống điều khiển cơ khí phải thoả mãn các yêu cầu sau:
Hệ thống điều khiển cần được tối ưu hóa để rút ngắn thời gian thao tác, từ đó nâng cao năng suất lao động Tuy nhiên, việc điều khiển phải đảm bảo nằm trong giới hạn khả năng vận hành của con người để đảm bảo an toàn và hiệu quả.
Điều khiển cần phải đảm bảo tính tin cậy và chính xác, với các giải pháp kết cấu giúp công nhân dễ dàng ghi nhớ, lắp ráp và sửa chữa.
+ Điều khiển phải an toàn, nhẹ nhàng, dễ thao tác, nên bố trí tập trung hệ thống tay gạt ở vị trí thuận lợi nhất cho người sử dụng.
+ Các vị trí điều khiển phải có hệ thống định vị.
Hệ thống điều khiển có thể được phân loại thành nhóm, phân tán hoặc tập trung Để giảm thiểu độ phức tạp và cồng kềnh, nguyên tắc điều khiển tập trung được ưu tiên, cho phép một tay gạt điều khiển từ 2 đến 3 đơn vị và lên đến 18 vị trí cần quản lý.
Sơ đồ nguyên lí làm việc của hệ thống đĩa lỗ máy phay
Nguyên lý làm việc của hệ thống này dựa trên hai đĩa lỗ 21 và 22 được lắp song song và cố định trên trục 23 Để thay đổi vị trí ăn khớp, cần gạt tay gạt 28 theo chiều (a), từ đó truyền chuyển động qua quạt răng 25 và trục thanh răng 7 Quá trình này sẽ làm cho càng gạt 24 gạt trục 23, giúp hai đĩa lỗ rời khỏi chốt.
Khi điều chỉnh tốc độ máy, xoay vô lăng 1 cho đến khi tốc độ cần thiết trùng với vạch chuẩn trên vô lăng Quá trình này sẽ làm cho vô lăng 1 xoay qua trục 6, kích hoạt cặp bánh răng côn 8-10, từ đó xoay trục 9 và làm cho đĩa 21, 22 quay một góc cần thiết Sau khi đạt được tốc độ mong muốn, gạt cần gạt để hoàn tất thao tác.
28 theo chiều (b) đĩa lỗ sẽ lùi về theo chiều mũi tên làm cho hai trục thanh răng 11 và
18 chuyển động ngược chiều nhau làm xoay bánh răng 17 qua bánh răng 16(cặp bánh răng khuếch đại), qua thanh răng 12, tay gạt 15 di chuyển khối bánh răng 14 trên trục
13 vào vị trí ăn khớp theo sự tính toán của ta.
Từ sơ đồ động máy mới, ta có sơ đồ các khối bánh răng di trượt của HCD:
Vị trí gạt từng khối bánh răng:
- Điều khiển khối A tạo ra 3 tỷ số truyền i1, i2, i3.
- Điều khiển khối B tạo 3 tỷ số truyền là i4,i5, i6.
- Điều khiển khối C tạo ra 2 tỷ số truyền là i7, i8.
Tính toán hành trình gạt của các bánh răng di trượt theo kích thước thực trên bản vẽ
a Kí hiệu vị trí các chốt khi vào và ra khỏi 2 đĩa:
- Khi chốt không qua đĩa, ta kí hiệu là “+”
- Khi chốt qua đĩa, ta kí hiệu là “o”
- Vị trí ăn khớp của các khối bánh răng: Trái(T), Giữa(G), Phải(P)
Hình 4.1, 4.2, 4.3 là minh họa các chốt xuyên qua hoặc không xuyên qua các đĩa tương ứng với vị trí ăn khớp trái(T), giữa(G), phải(P) của các khối bánh răng.
Hình 4.1: T{++¿ o o :vị trí ăn khớp trái, chốt trên không qua 2 đĩa lỗ, chốt dưới qua 2 đĩa lỗ.
Hình 4.2 : G¿:Vị trí ăn khớp giữa, chốt trên qua 1 đĩa lỗ, chốt dưới qua 1 đĩa lỗ
Hình 4.3 : P¿: vị trí ăn khớp phải, chốt trên qua 2 đĩa lỗ , chốt dưới không qua 2 đĩa lỗ. b Điều khiển các khối bánh răng di trượt của HCD:
* Trên trục III có khối bánh răng 3 bậc (A), có 3 vị trí ăn khớp làm việc : Trái (A-T) là đường truyền i1, Giữa (A-G) là đường truyền i3 và Phải (A-P) là đường truyền i2
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ, ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ Cho ra tỷ số truyền i 1
Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ Cho ra tỷ số truyền i 3
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ, ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ Cho ra tỷ số truyền i 2
Trên trục V, khối bánh răng 3 bậc (B) có ba vị trí ăn khớp làm việc Vị trí giữa (B-G) hoạt động với đường truyền i4, vị trí trái (B-T) tương ứng với đường truyền i6, và vị trí phải (B-P) kết nối với đường truyền i5.
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ, ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ Cho ra tỷ số truyền i 6
Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ Cho ra tỷ số truyền i 4
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ, ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ Cho ra tỷ số truyền i 5
Khối (C) có hai vị trí làm việc quan trọng: Trái (C-T) kết nối với đường truyền phản hồi thông qua i7 và i8, trong khi Phải (C-P) hoạt động với đường truyền trực tiếp mà không cần thông qua i7 và i8.
Tại vị trí chốt 1, cả hai đĩa đều có lỗ, trong khi tại chốt 2, cả hai đĩa đều không có lỗ Điều này cho phép thiết lập đường truyền trực tiếp mà không cần thông qua i7 và i8.
Tại chốt 1, cả hai đĩa không có lỗ, trong khi tại chốt 2, cả hai đĩa đều có lỗ Điều này cho phép chúng ta thiết lập đường truyền phản hồi thông qua i7 và i8.
Dựa vào sơ đồ gạt và sơ đồ động hộp chạy dao ở trên ta có bảng vị trí gạt
Chạy dao Đường truyền Khối A Khối B Khối C
Từ sơ đồ động và sơ đồ gạt ta có sơ đồ hành trình gạt của các tay gạt ứng với từng khối:
Ta có: B là chiều rộng vành răng, B = 30 [mm] f là khoảng cách giữa 2 bánh răng, f =5 [mm]
+ Với khối bánh răng di trượt A:
+ Với khối bánh răng di trượt B:
+ Với khối bánh răng di trượt C:
Từ đó ta xác định được hành trình gạt càng gạt của khối A, B và C là:
+ Khối A có LT = LP = 70 [mm]
+ Khối B có LT = LP = 70 [mm]
Ta thấy khối C có hành trình gạt là nhỏ nhất nên ta chọn a = Lmin = 40 (mm) - là khoảng cách giữa 2 mặt đĩa lỗ (Lcs - hành trình gạt cơ sở).
Càng gạt A mỗi lần gạt 70 [mm] nên phải khuếch đại:
40 =1 , 75lần Càng gạt B mỗi lần gạt 70 [mm] nên phải khuếch đại:
Trong quá trình thiết kế hệ thống truyền động, chúng tôi đã quyết định sử dụng phương án gạt trực tiếp cho khối bánh răng C, trong khi khối bánh răng A và B sẽ được gạt gián tiếp với cơ chế khuếch đại.
- Chiều dài 2 chốt để điều khiển khối C là: Lchốt C = 40 (mm).
- Chiều dài 2 chốt để điều khiển các khối A, B là: Lchốt A = Lchốt B = 70 (mm).
- Chọn đường kính hai chốt các khối d = 6,4 mm
Khi chốt của khối A và B di chuyển 70 mm, các khối bánh răng tương ứng cần phải hoàn thành toàn bộ hành trình gạt của chúng Do đó, khối A và B cần được gạt khuyếch đại theo sơ đồ đã định.
Khối A, khối B ta có tỷ số khuếch đại :
Z2/ Z1 = 1,75 c Chọn cơ cấu khuếch đại
Cần khối bánh răng khuếch đại 1,75 lần để khi gạt khối C đi được hành trình 40mm thì khối A và khối B sẽ đi được hành trình 70mm.
Chọn bánh răng của khối C có m = 1,5 (mm) và Z1 = 16 ( răng )
=> Khối bánh răng khuếch đại Z2 = 28 ( răng )
Từ đó ta có thể tính được kích thước cơ bản của các bánh răng như sau:
+ Đường kính vòng chia: d1 = m.Z1 = 1,5.16 = 24 [mm] d2 = m.Z2 = 1,5.28 = 42 [mm]
+ Đường kính vòng đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 24 + 2.1,5 = 27 [mm] da2 = d2 + 2m = 42 + 2.1,5 = 45 [mm]
+ Đường kính vòng chân răng: df1 = d1 − 2,5m = 24 − 2,5.1,5 = 20,25 [mm] df2 = d2 − 2,5m = 42 − 2,5.1,5 = 38,25 [mm]
- Chọn đĩa tròn có chiều dày δ =8 [ mm], đường kính đĩa là D = 210 [mm].
- Số chốt thanh răng đẩy kéo là 8 Để đơn giản ta sử dụng cơ cấu cối trụ có nửa vành khăn để điều khiển các khối di trượt C.
Từ sơ đồ bố trí không gian các trục và chốt điều khiển và theo máy tương tự ta bố trí các chốt của từng khối như sau:
Chốt 1 và 2 của khối A được bố trí trên hai vòng tròn với đường kính D1 0 mm và D2 0 mm, trong đó chốt 1 là chốt mang càng gạt Khối A là khối bánh răng 3 bậc di trượt với ba vị trí ăn khớp T, G, P, vì vậy cần có hai đường tròn ở hai đĩa để phù hợp với vị trí của hai chốt, cho phép hoạt động qua hoặc không qua các lỗ.
Chốt 1 và 2 của khối B được lắp đặt trên hai vòng tròn có đường kính D3 0 mm và D4 0 mm, trong đó chốt 1 đảm nhận vai trò của chốt mang càng gạt Khối B, với cấu trúc bánh răng 3 bậc di trượt, có ba vị trí T, G, P ăn khớp Do đó, để thực hiện chức năng gạt, cần có hai đường tròn trên hai đĩa để phù hợp với vị trí của hai chốt, cho phép hoạt động qua hoặc không qua các lỗ.
Hai chốt 1 và 2 của khối C được đặt trên một vòng tròn có đường kính 40 mm Khối C là ly hợp vấu M1, bao gồm một nửa cố định và một nửa di động, do đó có hai vị trí khác nhau.
T P của nửa di động; do đó chỉ cần 1 đường tròn phù hợp vị trí 2 chốt, một nửa vành khăn, một nữa không có).
Xác định số lỗ trên từng vòng tròn của đĩa lỗ
Các ký hiệu trong bảng điều khiển cho từng khối có ý nghĩa như sau :
- chốt 1 qua cả 2 đĩa tức là tại vị trí đó cả 2 đĩa đều có lỗ
- chốt 2 không qua cả 2 đĩa, tại vị trí đó cả 2 đĩa đều không có lỗ X
- chốt 1 chỉ qua đĩa 1 tức là tại vị trí đó chỉ có đĩa 1 có lỗ
- chốt 1 không qua cả 2 đĩa, tại vị trí đó cả 2 đĩa đều không có lỗ X
- chốt 2 qua cả 2 đĩa tức là tại vị trí đó cả 2 đĩa đều có lỗ
Quy trình gia công sơ bộ đĩa lỗ:
- Do có 18 cấp tốc độ cần phải điều chỉnh cho nên trên đĩa được chia đều ra làm
18 cung tương ứng với 18 vị trí lỗ đĩa điều khiển ; mỗi vị trí lỗ cách nhau 360°/18= 20°.
- Ta đánh dấu X vào 18 vị trí ở các đường tròn to, nhỏ của các khối điều khiển.
- Từ bảng vị trí T P G 18 cấp tốc độ n của 3 khối ABC, ta tính toán để khoan các lỗ thuộc các đường tròn trên đĩa.
Trên vòng tròn D có đường kính 190 mm, đĩa 1 được khoan 12 lỗ đối xứng, với 6 lỗ liên tiếp tương ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A, xen kẽ với 3 vị trí không có lỗ Đĩa 2 cũng được khoan với 6 lỗ, tương ứng với 6 vị trí chốt 1 của khối A, nhưng không thông qua đĩa 1 Cả hai đĩa tạo ra một cấu trúc chốt 1 liên kết chặt chẽ, với quy tắc phân bố các lỗ được xác định rõ ràng.
6 vị trí càng gạt của khối A ở vị trí ăn khớp bên phải.
Trên vòng tròn D có đường kính 170 mm, đĩa 1 được khoan 12 lỗ đối xứng, bắt đầu từ vị trí cơ sở ở góc phần tư thứ ba, cách đường tâm 13° và quay ngược chiều kim đồng hồ Các lỗ được phân bố với 6 lỗ liên tiếp ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A, xen kẽ với 3 vị trí không có lỗ Đĩa 2 cũng có vị trí cơ sở tương tự, khoan 6 lỗ tại các vị trí 1->3 và 10->12, tương ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A không thông qua đĩa 1 Như vậy, trên cả hai đĩa, cứ 6 vị trí chốt 2 của khối A lại tương ứng với 6 vị trí càng gạt ở vị trí ăn khớp trái.
Trên vòng tròn D có đường kính 130 mm, tại đĩa 1, vị trí cơ sở được chọn ở góc phần tư thứ hai, cách đường tâm dọc 17° Quay ngược chiều kim đồng hồ, ta khoan 12 lỗ tại các vị trí 1, 3, 4, 6, 7, 9, 10, 12, 13, 15, 16, 18, phân bố đều với quy tắc cứ cách 1 vị trí không có lỗ lại có 2 lỗ tương ứng với 2 vị trí chốt 2 của khối B Tương tự, ở đĩa 2, cũng chọn vị trí cơ sở ở góc phần tư thứ hai, cách đường tâm 17° Tại đây, ta khoan 6 lỗ tại các vị trí 3, 6, 9, 12, 15, 18, phân bố đều với quy tắc cứ cách 2 vị trí không có lỗ lại có 1 lỗ, ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối B và 6 vị trí càng gạt bên trái.
Trên vòng tròn D có đường kính 110 mm, tại đĩa 1, vị trí cơ sở được chọn ở góc phần tư thứ nhất, cách đường tâm 19°; quay ngược chiều kim đồng hồ, ta khoan 12 lỗ tại các vị trí 1, 2, 4, 5, 7, 8, 10, 11, 13, 14, 16, 17, phân bố đều, với quy tắc cứ cách 1 vị trí không có lỗ sẽ có 2 lỗ tương ứng với 2 vị trí chốt 1 của khối B Tại đĩa 2, vị trí cơ sở được chọn ở góc phần tư thứ hai, cũng cách đường tâm 19°; quay ngược chiều kim đồng hồ, ta khoan 6 lỗ tại các vị trí 2, 5, 8, 11, 14, 17, cũng phân bố đều, với quy tắc cứ cách 2 vị trí không có lỗ sẽ có 1 lỗ ứng với vị trí chốt 1 của khối B, và 6 lỗ này tương ứng với 6 vị trí càng gạt của khối B ở bên phải.
Trên vòng tròn D 5 = 40 mm: Ở khối C có 9 tốc độ được phân bố đều trên nửa vành khăn chữ C(nửa vành khăn) và
Có 9 tốc độ được phân bố trên nửa vòng tròn còn lại và 18 vị trí không khoan lỗ Để đơn giản hóa quá trình gia công, chúng ta có thể kết hợp làm bậc ngay trên đầu mặt cối trụ của 2 đĩa, do sự phân bố của các lỗ trên vòng tròn này rất gần nhau.
Chúng tôi đã chọn vị trí cơ sở đầu tiên, chốt 1, nằm ở góc phần tư thứ nhất trên nửa vành khăn, cách đường tâm ngang 22° Chốt 1 và chốt 2 được đặt đối xứng qua tâm đĩa.
Khi chốt 2 của khối C đi qua 9 vị trí trên nửa vành khăn, nó tương ứng với càng gạt của khối C đóng ly hợp vấu để thực hiện đường truyền trực tiếp (vị trí P) Đồng thời, khi chốt 1 đi qua 9 vị trí trên nửa vành khăn, nó tương ứng với vị trí càng gạt của khối C.
C ngắt ly hợp vấu, thực hiện đường truyền phản hồi (vị trí T) Thanh chốt 1 mang càng gạt.
Hai đĩa lỗ khi lắp vào với nhau
Kết cấu cối trụ ghép hai đĩa lỗ như hình vẽ :
Ta chọn đường kính các lỗ trên đĩa 1 là 8 mm và trên đĩa 2 là 9 mm ứng với chốt 1, chốt 2 khối A, B.
Đĩa được lắp ghép trên cối trụ với cấu trúc đặc biệt và được cố định bằng 4 chốt đinh tán có đường kính 4mm, như minh họa trong hình đĩa lỗ Đinh tán có một đầu chìm và một đầu nửa chìm, đảm bảo tính ổn định cho kết cấu.
THIẾT KẾ HỆ THỐNG BÔI TRƠN
Công dụng của hệ thống bôi trơn
Hệ thống bôi trơn có vai trò quan trọng trong việc giảm ma sát, tăng độ bền mòn cho các bề mặt tiếp xúc và duy trì nhiệt độ hoạt động trong giới hạn cho phép Thiết kế hệ thống bôi trơn hiệu quả không chỉ bảo vệ độ chính xác ban đầu của máy mà còn kéo dài tuổi thọ sử dụng của thiết bị.
Các cặp ma sát cần bôi trơn
Các cặp ma sát sau đây của máy sẽ được bôi trơn:
+ Ổ bi đũa + Bộ truyền bánh răng
Chọn phương pháp bôi trơn
Phương pháp bôi trơn tập trung, hệ thống bơm dầu làm việc tự động Cách bôi trơn này kinh tế, chắc chắn và tiện lợi.
Nguyên lí làm việc và yêu cầu của hệ thống
Sử dụng nguyên lý bôi trơn cưỡng bức.
Để đảm bảo hệ thống bôi trơn hoạt động hiệu quả, cần thiết phải có hệ thống kiểm tra Thông thường, người ta sử dụng mắt dầu để theo dõi mức dầu trong thùng và tại các cặp ma sát.
Hệ thống bôi trơn cần cung cấp đủ lượng dầu bôi trơn cho các bề mặt làm việc, đồng thời phải có bộ phận cung cấp dầu, làm sạch dầu và kiểm tra chất lượng dầu thường xuyên.
Phương pháp dẫn dầu bôi trơn phụ thuộc vào lượng dầu cần thiết Đối với lượng dầu nhỏ, có thể sử dụng mắt dầu nhỏ giọt, trong khi lượng dầu lớn thường được dẫn bằng bơm có cấu trúc đơn giản.
Xác định lưu lượng của bơm và lượng dầu cần thiết
Việc xác định lưu lượng bơm dầu dựa trên cân bằng nhiệt, với giả thiết rằng nhiệt lượng tỏa ra do ma sát bằng với nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn Nhiệt lượng từ các bề mặt ma sát chỉ có thể được tính toán bằng phương pháp gần đúng.
Việc xác định chính xác lượng dầu bôi trơn cần thiết cho các bộ phận máy là rất quan trọng, tuy nhiên, điều này thường gặp khó khăn Lượng dầu bôi trơn dư thừa không chỉ gây tổn thất phụ mà còn làm tăng nhiệt độ hoạt động, ảnh hưởng xấu đến tất cả các bộ phận máy Hơn nữa, lượng dầu cần thiết để đảm bảo bôi trơn hiệu quả có thể thay đổi trong suốt chu kỳ sử dụng do sự mòn và gia tăng khe hở giữa các cặp ma sát.
Để điều chỉnh lượng dầu bôi trơn người ta thường đưa vào hệ thống bôi trơn các bộ phận phân lượng dầu.
Nhiệt lượng toả ra ở các cặp ma sát được tính theo công thức:
Trong đó N: Công suất của các cặp ma sát tính bằng kw η : Hiệu suất của tất cả các cặp ma sát được bôi trơn.
Nhiệt lượng thu vào của chất lỏng bôi trơn được tính theo công thức:
Q: Lượng chất lỏng bôi trơn chảy qua lít/phút c: Nhiệt dung riêng của dầu ( C ≈ 0,4 kcal/kg 0 C ) γ: Khối lượng riêng của dầu Kg/dm 3 : γ = 0,9 Δt: Nhiệt độ nung nóng của dầu khi chảy qua bề mặt làm việc Δt = 5 0 ÷ 8 0 truyền bánh răng. Δt = 30 0 ÷ 40 0 với ổ trượt.
Cân bằng 2 phương trình W 1 và W 2 ta được công thức gần đúng sau:
Q = KN(1-η) (lít/phút) Trong đó: K: hệ số phụ thuộc vào sự hấp thụ nhiệt độ của dầu.
(1-η)N : Công suất mất mát do ma sát trong các cơ cấu được bôi trơn.
= 4,77(lit/phút) Đường kính ống lớn nhất:
Q = 4,77 (lít/ph) = 4,77 (dm 3 /ph) = 4,7760.10 -3 = 7,95.10 -5 (m 3 /s) Thay số được d =1,13.7,95.10-5 2=7,12.10 -3 (m)
Thể tính bể chứa lấy bằng (5-6)Q
