Từ đó ta vẽ được lưới kết cấu như sau: Hình 1.4: Đồ thị lưới kết cấu của hộp tốc độ a, Phương án không gian Từ thông số của máy 6H82 ta thấy tốc độ lần lượt thay đổi vị trí của các nh
CỨU CÁC NHÓM MÁY CÓ TÍNH NĂNG KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG ( CÙNG CỠ ) ĐÃ CÓ
Tính năng kỹ thuật của các máy cùng cỡ
Trước khi thiết kế máy mới, việc khảo sát và so sánh các máy công cụ từ nhiều quốc gia là rất quan trọng Qua quá trình này, chúng ta có thể xác định được những đặc điểm nổi bật và ưu điểm của từng loại máy, từ đó tìm ra giải pháp tối ưu nhất cho thiết kế máy mới.
*) Tính năng kĩ thuật của một số máy tương tự:
So sánh tính năng kỹ thuật của các máy như 6H82 và 6H81 giúp xác định máy có tính năng nổi trội nhất cho khảo sát Dưới đây là bảng so sánh các thông số kỹ thuật của những máy này.
Tính Năng Kỹ thuật 6H82 6H81 Máy mới
Công suất động cơ (kW) 7/1,7 4,5/1,7 7/1,7
Phạm vi điều chỉnh tốc độ n min - n max
Phạm vi điều chỉnh lượng chạy dao : s min – s max
Bảng 1.1: Tính năng kỹ thuật của máy cùng cỡ
Máy 6H82 là một trong những loại máy tiêu biểu, giúp chúng ta nghiên cứu phương án không gian và cấu trúc của máy Từ những đặc điểm phân tích, chúng ta có thể thiết kế máy mới, kế thừa những ưu điểm của máy đã sản xuất.
Phân tích máy tham khảo- Máy 6H82
Hình 1.1: Sơ đồ động máy phay 6H82
Công bội φ của máy 6H82 được tính theo công thức:
Từ sơ đồ động của máy 6H82 đã có ta viết được: a) Phương trình xích tốc độ: nđc1( 1440(vg/ph)) 26
Trục chính có 18 cấp tốc độ khác nhau: ntc = (30÷ 1500) (vg/ph) b) Bảng kết quả số vòng quay của hộp tốc độ
Bảng số liệu dưới đây trình bày các giá trị N và sự chênh lệch phần trăm (Δn%) giữa các giá trị thực tế và giá trị dự kiến cho từng trường hợp Cụ thể, n1 có giá trị N là 30 với Δn% là 2.85, n2 có N là 37.5 và Δn% là -0.02, n3 có N là 47 với Δn% là 0.26 Tiếp theo, n4 có N là 60 và Δn% là 4.00, n5 có N là 75 với Δn% là 1.3, n6 có N là 95 và Δn% là 1.45 Các trường hợp tiếp theo như n7 (N = 118, Δn% = 3.25), n8 (N = 150, Δn% = 2.06), n9 (N = 190, Δn% = 2.35) cũng cho thấy sự biến động trong giá trị N và Δn% Đối với n10, N là 235 với Δn% là 0.04, n11 có N là 300 và Δn% là 0.81, n12 có N là 375 với Δn% là -1.85 Trong số các trường hợp n13 đến n18, n13 có N là 475 với Δn% là 2.23, n14 có N là 600 và Δn% là 0.42, n15 có N là 750 với Δn% là -0.65 Cuối cùng, n16 có N là 950 với Δn% là 3.06, n17 có N là 1180 và Δn% là 0.37, và n18 có N là 1500 với Δn% là 0.28.
Bảng 1.2: Chuỗi số vòng quay c) Đồ thị sai số vòng quay
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, và theo đồ thị, một số điểm vượt quá giới hạn cho phép -2,6% đến 2,6% là do sai số trong quá trình tính toán và làm tròn Những tốc độ này ít được sử dụng Đồ thị sai số vòng quay và lưới kết cấu thực tế của hộp tốc độ máy 6H82 cũng được đề cập.
- Từ trục I đến trục II ta có tỷ số truyền của bộ truyền là i0 :
- Từ trục II – III có 3 tỷ số truyền:
- Từ trục III – IV có 3 tỷ số truyền:
- Từ trục IV – V có 2 tỷ số truyền : {𝑖 7 = 19
Từ những tính toán trên ta vẽ được đồ thị vòng quay của hộp tốc độ máy phay như sau:
Hình 1.3: Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ
Từ thông số của máy 6H82, chúng ta nhận thấy tốc độ của máy thay đổi theo vị trí của các nhóm bánh răng Việc thay đổi cách ăn khớp của các bánh răng theo thứ tự nhóm giúp chúng ta xác định được phương án thứ tự tối ưu.
+) Nhóm I có 3 tỷ số truyền: i1: i2: i 3 = 1: 𝜑 : 𝜑 2
Công bội của nhóm là 𝜑 với lượng mở là 1 lg𝜑
+) Nhóm II có 3 tỷ số truyền là i4 : i5 : i6 = 1 : 𝜑 3 : 𝜑 6
Công bội của nhóm là 𝜑 3 với lượng mở là 3 lg𝜑
+) Nhóm III có 2 tỷ số truyền là : i7 : i8 = 1 : 𝜑 9
Công bội của nhóm là 𝜑 9 với lượng mở là 9lg𝜑
Từ đó ta vẽ được lưới kết cấu như sau:
Hình 1.4: Đồ thị lưới kết cấu của hộp tốc độ a, Phương án không gian
Từ thông số máy 6H82, ta nhận thấy tốc độ thay đổi vị trí của các nhóm bánh răng diễn ra liên tục Việc thay đổi thứ tự ăn khớp giữa các nhóm bánh răng được thực hiện theo quy trình nhóm và phương án thứ tự.
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được đặc tính nhóm:
-Nhóm I: có 3 tỉ số truyền i1 ; i2 ; i3:
→Công bội của nhóm là với lượng mở là l
-Nhóm II: có 3 tỉ số truyền i4 ; i5 ; i6 n4 : n5 : n6 = i4 : i5 : i6 = 1: 3 : 6
→Công bội của nhóm là 3 với lượng mở là 3
-Nhóm III: có 2 tỉ số truyền i7 ; i8 n7 : n8 = i7 : i8=1: 9
Vậy công bội của nhóm là 9 với lượng mở lớn nhất 9
Dựa trên đồ thị vòng quay và lưới kết cấu, chúng tôi đề xuất phương án không gian cho hộp tốc độ máy phay 6H82 với thông số PAKG = 3 x 3 x 2 b, cùng với phương án thứ tự hợp lý.
Máy 6H82 có khả năng thay đổi tốc độ và vị trí của các nhóm bánh răng một cách linh hoạt Thứ tự ăn khớp giữa các nhóm bánh răng được sắp xếp theo trình tự: I - II - III, giúp tối ưu hóa hiệu suất hoạt động của máy.
Từ đó ta đưa ra được phương án không gian và phương án thứ tự của hộp tốc độ như sau :
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
Nhận xét cho thấy rằng từ đồ thị vòng quay và lưới kết cấu hình rẻ quạt, lượng mở và tỷ số truyền thay đổi một cách đồng đều Điều này góp phần làm cho kích thước của hộp trở nên nhỏ gọn và bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp được thực hiện một cách chặt chẽ nhất.
Theo phương án đã đề xuất, lượng mở và tỷ số truyền của các nhóm sẽ thay đổi một cách từ từ và đều đặn Điều này giúp kích thước của hộp trở nên nhỏ gọn hơn, đồng thời bố trí cơ cấu truyền động trong hộp được chặt chẽ nhất.
Trong quá trình tính toán số vòng quay của máy 6H82, chúng ta nhận thấy có sự sai lệch giữa số vòng quay thực tế và số vòng quay lý thuyết Nguyên nhân chủ yếu là do việc làm tròn các tỷ số truyền để xác định bánh răng, dẫn đến 4 giá trị sai số vượt quá mức cho phép (𝛥n > 2.6%) Tuy nhiên, mức sai số này vẫn có thể chấp nhận được.
1.2.2 Xích chạy dao a, Phương trình xích chạy dao
Trong đó khi gạt M1 sang trái ta có đường truyền tốc độ thấp (cơ cấu phản hồi[ 13
40]); khi gạt M1 sang phải ta có đường truyền chạy dao trung bình (đường truyền trực tiếp 40
40) Đóng ly hợp M2 sang trái, truyền tới bánh răng
33 tới các trục vít me dọc, ngang đứng thực hiện chạy dao Sd, Sng, Sđ
+) Phương trình xích chạy dao nhanh:
= 2300(𝑚𝑚/𝑝ℎ) b) Bảng kết quả số vòng quay của hộp chạy dao dọc
12 n Phương trình xích Sdọc nTT (vg/ph) nTC (vg/ph) Δn% n1 1420 ⋅ 26
Bảng 1.4 :Sai số vòng quay trục vít của xích chạy dao dọc c) Đồ thị sai số vòng quay Đồ thị sai số vòng quay của hộp chạy dao:
Hình 1.5 : Đồ thị sai số vòng quay xích chạy dao dọc d, Đồ thị vòng quay thực tế, lưới kết cấu hộp chạy dao của máy 6H82
- Sơ đồ động của máy biểu thị các nhóm tỷ số truyền như sau:
Bảng 1.5: Sai số vòng quay hộp chạy dao → Ta có đồ thị vòng quay:
Hình 1.6: Đồ thị vòng quay của xích chạy dao dọc
Nhóm truyền Tỷ số truyền
Dựa vào đồ thị vòng quay, có thể thấy rằng phương án hình rẻ quạt không được sử dụng, vì trong hộp chạy dao thường áp dụng một loại mô-đun nhất định Việc giảm số vòng quay trung gian không làm tăng kích thước bộ truyền, do đó, việc thay đổi thứ tự phương án này hay phương án khác không ảnh hưởng nhiều đến kích thước của hộp.
Sai số ∆S thể hiện sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, và theo đồ thị, đa phần sai số nằm trong khoảng cho phép -2,6 ÷ 2,6 % Tuy nhiên, có 4 giá trị ∆S vượt quá khoảng cho phép, chủ yếu do sai số trong quá trình tính toán và làm tròn số Trong gia công, với n14 ứng với s14, lượng chạy dao rất ít thường được sử dụng cho gia công thô với độ chính xác thấp, do đó, sai số vượt ngoài khoảng cho phép -2,6 ÷ 2,6 % vẫn được chấp nhận.
Phương án thứ tự: Do có cơ cấu phản hồi nên có thể tách hộp chạy dao thành 2 phần như sau:
Z1 = 9 = 3 x 3 và Z2 = 2 gồm 2 đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh
Như vậy phương án thứ tự lần lượt là:
[3] [1] [9] Đồ thị lưới kết cấu :
Hình 1.7: Đồ thị lưới kết cấu
Do trong cơ cấu có dùng cơ cấu phản hồi nên người ta đã chọn phương án này i 7 i 8 i 1 i 3 i 4 i 5 i 2 i 6
Nhận xét: - Ta thấy trong hộp chạy dao máy phay phải đảm bảo đồng thời cả 2 xích truyền động là chạy dao nhanh và chạy dao làm việc
Khi sử dụng cơ cấu truyền động thông thường như các hộp tốc độ khác, cần hai đường truyền riêng biệt Điều này có nghĩa là khi chuyển từ xích chạy dao nhanh sang xích chạy dao làm việc (chạy dao ngang, dọc, đứng), phải tắt động cơ để thay đổi cơ cấu truyền động Nếu muốn chạy đồng thời, cần thêm một động cơ nữa để điều khiển hai xích độc lập.
Để đảm bảo hộp chạy dao hoạt động hiệu quả với hai đường truyền riêng biệt mà không cần tắt hoặc thêm động cơ, người ta thường áp dụng cơ cấu phản hồi cùng với hệ thống các ly hợp.
Do cơ cấu phản hồi, việc sử dụng phương án thứ tự không được áp dụng; thay vào đó, lưới kết cấu có hình rẽ quạt chặt chẽ được sử dụng như ở hộp tốc độ Nếu không, tỷ số truyền giữa các bánh răng sẽ trở nên quá nhỏ hoặc quá lớn.
Chính vì vậy mà ta chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
Do có cơ cấu phản hồi, lưới kết cấu biến hình, dẫn đến việc phương án thứ tự của hộp chạy dao với Z=3.3.2 được chia thành hai phần như đã trình bày.
1.2.3 Nguyên lý làm việc kết cấu các cụm chi tiết, các cơ cấu đặc biệt
THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN MÁY THIẾT KẾ MỚI
Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ
Hộp tốc độ: ZTC φTC=1,26 nmin1,5 [vg/ph]
Hộp chạy dao: Zcd φcd=1,26
Sdmin=Sngmin=3Sđmin [mm/ph]
Snhanh#00 [vg/ph] Động cơ chính: Nc=7[kW]; n40[vg/ph] Động cơ chạy dao: Ncd=1,7[kW]; n20[vg/ph]
Phạm vi điều chỉnh: Rn= nmax nmin = 𝜑 17 P,85
Bảng chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn:
Bảng dãy tốc độ của hộp tốc độ thiết kế thể hiện các giá trị tốc độ khác nhau, với công thức 𝑛 𝑘+1 = 𝜑 𝑛 𝑘 Tốc độ tối thiểu được xác định là n1 = 31.5 (vg/ph), trong khi tốc độ tại các mức khác nhau lần lượt là n2 = 39.69 (vg/ph), n3 = 50.01 (vg/ph), n4 = 63.01 (vg/ph), n5 = 40.00 (vg/ph), n6 = 0.04 (vg/ph), n7 = 76.05 (vg/ph), n8 = 82.82 (vg/ph), n9 = 0.11 (vg/ph), n10 = 2.14 (vg/ph), n11 = 17.70 (vg/ph), n12 = 0.30 (vg/ph), n13 = 4.38 (vg/ph), n14 = 5.52 (vg/ph), n15 = 0.75 (vg/ph), n16 = 8.95 (vg/ph), n17 = 71.27 (vg/ph), và n18 = 1.81 (vg/ph).
Bảng 2.1: Dãy tốc độ của hộp tốc độ thiết kế
Bảng thống kê tốc độ tiêu chuẩn cho thấy các giá trị như sau: n1 = 31.5 (vg/ph), n2 = 40 (vg/ph), n3 = 50 (vg/ph), n4 = 63 (vg/ph), n5 = (vg/ph), n6 = 0 (vg/ph), n7 = 0 (vg/ph), n8 = 0 (vg/ph), n9 = 0 (vg/ph), n10 = 0 (vg/ph), n11 = 15 (vg/ph), n12 = 0 (vg/ph), n13 = P0 (vg/ph), n14 = c0 (vg/ph), n15 = 0 (vg/ph), n16 = 0 (vg/ph), n17 = 0 (vg/ph), n18 = 0 (vg/ph), n19 = 0 (vg/ph), n20 = 0 (vg/ph), n21 = 0 (vg/ph), n22 = 0 (vg/ph), n23 = 0 (vg/ph), n24 = 0 (vg/ph), n25 = 0 (vg/ph), n26 = 0 (vg/ph), n27 = 0 (vg/ph), n28 = 0 (vg/ph), n29 = 0 (vg/ph), n30 = 0 (vg/ph), n31 = 0 (vg/ph), n32 = 0 (vg/ph), n33 = 0 (vg/ph), n34 = 0 (vg/ph), n35 = 0 (vg/ph), n36 = 0 (vg/ph), n37 = 0 (vg/ph), n38 = 0 (vg/ph), n39 = 0 (vg/ph), n40 = 0 (vg/ph), n41 = 0 (vg/ph), n42 = 0 (vg/ph), n43 = 0 (vg/ph), n44 = 0 (vg/ph), n45 = 0 (vg/ph), n46 = 0 (vg/ph), n47 = 0 (vg/ph), n48 = 0 (vg/ph), n49 = 0 (vg/ph), n50 = 0 (vg/ph), n51 = 0 (vg/ph), n52 = 0 (vg/ph), n53 = 0 (vg/ph), n54 = 0 (vg/ph), n55 = 0 (vg/ph), n56 = 0 (vg/ph), n57 = 0 (vg/ph), n58 = 0 (vg/ph), n59 = 0 (vg/ph), n60 = 0 (vg/ph), n61 = 0 (vg/ph), n62 = 0 (vg/ph), n63 = 0 (vg/ph), n64 = 0 (vg/ph), n65 = 0 (vg/ph), n66 = 0 (vg/ph), n67 = 0 (vg/ph), n68 = 0 (vg/ph), n69 = 0 (vg/ph), n70 = 0 (vg/ph), n71 = 0 (vg/ph), n72 = 0 (vg/ph), n73 = 0 (vg/ph), n74 = 0 (vg/ph), n75 = 0 (vg/ph), n76 = 0 (vg/ph), n77 = 0 (vg/ph), n78 = 0 (vg/ph), n79 = 0 (vg/ph), n80 = 0 (vg/ph), n81 = 0 (vg/ph), n82 = 0 (vg/ph), n83 = 0 (vg/ph), n84 = 0 (vg/ph), n85 = 0 (vg/ph), n86 = 0 (vg/ph), n87 = 0 (vg/ph), n88 = 0 (vg/ph), n89 = 0 (vg/ph), n90 = 0 (vg/ph), n91 = 0 (vg/ph), n92 = 0 (vg/ph), n93 = 0 (vg/ph), n94 = 0 (vg/ph), n95 = 0 (vg/ph), n96 = 0 (vg/ph), n97 = 0 (vg/ph), n98 = 0 (vg/ph), n99 = 0 (vg/ph), n100 = 0 (vg/ph).
Bảng 2.2: Dãy tốc độ tiêu chuẩn
2.2.2 Xác định các PAKG, lập bảng so sánh PAKG, PATT vẽ sơ đồ động a) Các phương án không gian có thể có:
Z = 3 2 3 = 18 Để chọn được PAKG ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu :
Số nhóm truyền tối thiểu (x) được xác định từ :
Trong đó giới hạn tỷ số truyền của hộp tốc độ là 1
Do x ≥ 3 cho nên các phương án 6 x 3, 3 x 6, 9 x 2, 2 x 9 bị loại
Vậy ta chỉ cần so sánh các phương án không gian còn lại
Lập bảng so sánh phương án không gian
Số bánh răng chịu Mxmax 2 3 3
Chiều dài sơ bộ hộp L 18B+17f 18B+17f 18B+17f
Bảng 2.3: Bảng so sánh phương án không gian
Trục cuối cùng thường là trục chính hoặc trục kế tiếp, vì nó có khả năng thực hiện chuyển động quay với số vòng quay từ nmin đến nmax Khi tính toán sức bền, ta dựa vào vị trí nmin để xác định Mx max.
Kích thước trục lớn dẫn đến việc bánh răng lắp trên trục cũng phải có kích thước lớn Đồng thời, số lượng bánh răng trên trục chính càng ít sẽ giúp giảm tải trọng, từ đó máy móc hoạt động chính xác hơn Do đó, cần tránh bố trí nhiều chi tiết trên trục Hai PAKG cuối cùng có số bánh răng chịu Mxmax lớn hơn, vì vậy phương án tối ưu nhất là 3 x 3 x 2.
Hình 2.2: Sơ đồ động sơ bộ 2.2.3 Chọn phương án thứ tự,bảng so sánh
Chọn phương án thứ tự ứng với PAKG 3x3x2
Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự được xác định là K! ,với K là số nhóm truyền ,K=i=3 => ta có 3!=6 PATT
Ta có bảng so sánh các PATT như sau:
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 Bảng 2.4: Phương án thứ tự và so sánh các phương án
Theo lưới kết cấu, có 6 phương án kết hợp với điều kiện 𝜑 𝑋 max ≤ 8 Phương án đầu tiên theo hình rẻ quạt cho thấy tỉ số truyền thay đổi không đột ngột, giúp truyền động êm hơn Bên cạnh đó, kết cấu rẻ quạt đều đặn sẽ làm cho hộp tốc độ nhỏ gọn hơn và bố trí các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ chặt chẽ nhất Mặc dù vậy, phương án này có lượng mở lớn nhất là Xmax = 9.
𝜑 𝑋 max = 1,26 9 = 8 thoả mãn 𝜑 𝑋 max ≤ 8 còn các phương án còn lại có Xmax = 12
=> 𝜑 𝑋 max = 1,26 12 ≥ 8 không thoả mãn Vì vậy ta chọn phương án đầu tiên
Vậy lưới kết cấu của máy là: [1] [3] [9]
2.2.4.Một vài lưới kết cấu đặc trưng
+ Lưới kết cấu thứ nhất:
PATT: I II III Đặc tính nhóm: [1] [3] [9]
Hình 2.3: Lưới kết cấu thứ nhất
+ Lưới kết cấu thứ hai:
PATT: II I III Đặc tính nhóm: [3] [1] [9]
Hình 2.4: Lưới kết cấu thứ hai
Qua việc so sánh hai lưới kết cấu, chúng ta nhận thấy rằng PATT thứ nhất tối ưu hơn PATT thứ hai Điều này được thể hiện qua sự thay đổi từ từ và đều đặn của lượng mở và tỉ số truyền, như được chỉ ra trong biểu đồ hình rẻ quạt.
Khi tỉ số truyền thay đổi một cách từ từ, truyền động sẽ trở nên êm ái hơn Bên cạnh đó, cấu trúc rẻ quạt đều đặn giúp cho hộp tốc độ trở nên nhỏ gọn hơn và các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ được sắp xếp chặt chẽ Do đó, lựa chọn PATT thứ nhất là hợp lý.
2.2.5 Vẽ đồ thị vòng quay và chọn tỉ số truyền các nhóm
Lưới kết cấu giúp xác định tính chất định tính của hộp tốc độ, cho phép nhận biết sự phân bố theo hình rẻ quạt và sự thay đổi tỷ số truyền cũng như đặc tính truyền động Trong khi đó, 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 đề cập có công suất P = 7 (kW) và tốc độ quay 𝑛 𝑑𝑐 = 40 vg/ph.
Xác định số vòng quay n0 để đảm bảo 1
Khi 𝑛 𝑑𝑐 ≤ 2, ta có 360 ≤ 𝑛 0 ≤ 2880 (𝑣𝑔/𝑝ℎ) Để thuận tiện cho việc vẽ, chúng ta chọn 𝑛0 trùng với một nút của ô lô ga và hướng 𝑛0 về phía dãy tốc độ cao Việc chọn 𝑛0 cao sẽ dẫn đến số vòng quay của trục ngang các bánh răng tăng, từ đó momen xoắn giảm, kích thước các bánh răng và trục trở nên nhỏ gọn, giúp tiết kiệm nguyên vật liệu.
Chọn n0 = n15 0 (vg/ph) khi đó io = 800
Tính tỷ 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:
Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay:
Hình 2.5: Đồ thị vòng quay của máy mới
2.2.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm truyền
Để xác định số răng trong mỗi nhóm, ta căn cứ vào tỷ số truyền nhỏ nhất trong nhóm đó, từ đó suy ra bánh răng nhỏ nhất Trong cặp bánh răng tăng tốc, bánh răng nhỏ nhất là bánh răng bị động, trong khi cặp bánh răng giảm tốc thì bánh răng nhỏ nhất là bánh răng chủ động.
𝑓 𝑥 +𝑔 𝑥 𝐸𝐾 => 𝑍 𝑥 ′ = ∑𝑍 − 𝑍 𝑥 Trong đó: K: bôi số chung nhỏ nhất của mọi tổng (𝑓 𝑥 + 𝑔 𝑥 )
∑𝑍: tổng số răng trong cặp
∑𝑍 = EK: tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp
𝐸 𝑐ℎon > 𝐸 𝑚𝑖𝑛 nào đó để 𝑍 𝑥 , 𝑍 𝑋 ′ > 𝑍 𝑚𝑖𝑛 (không bị cắt chân răng)
𝑍 𝑚𝑖𝑛 : là số răng nhỏ nhất ta lấy 𝑍 𝑚𝑖𝑛 răng
K = BSCNN của các tổng (fi + gi)
Theo tỉ số truyền, bánh răng 1 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm, với điều kiện Zmin = 17 Do đó, chúng ta cần tính Emin dựa trên cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
K = BSCNN của các tổng (fi + gi)
Bánh răng 4 là bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm theo tỉ số truyền, với điều kiện Zmin = 17 Để tính Emin, ta sử dụng cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
K = BSCNN của các tổng (fi + gi)
Theo tỉ số truyền, bánh răng 7 sở hữu bánh răng chủ động nhỏ nhất trong nhóm, với điều kiện Zmin = 17 Do đó, chúng ta có thể tính Emin dựa trên cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất.
Bảng số răng các bánh răng của hộp tốc độ thiết kế
Cặp bánh răng ăn khớp nhóm Máy thiết kế
Bảng 2.5: Bảng thông số bánh răng
2.2.7 Tính sai số vòng quay và đồ thị sai số vòng quay hộp tốc độ
Công thức tính sai số vòng quay
Phương trình xích n được biểu diễn qua các giá trị n1 đến n18, trong đó các thông số ndc, io, và i4 đến i8 được sử dụng để tính toán Ví dụ, với n1, giá trị dự đoán là 31.5, trong khi giá trị thực tế là 31.63, cho thấy sự sai lệch 0.41% Tương tự, n2 có giá trị dự đoán 40 và thực tế cũng là 40, không có sai lệch N3 có giá trị dự đoán 50, thực tế là 49.73, với sai lệch 0.54% Các giá trị tiếp theo từ n4 đến n18 cũng cho thấy sự tương đồng và sai lệch giữa giá trị dự đoán và thực tế, với n17 có sai lệch lớn nhất là -2.00% Thông qua các dữ liệu này, có thể phân tích độ chính xác của các phương trình trong việc dự đoán các giá trị thực tế.
Bảng 2.6: Bảng tính sai số vòng quay hộp tốc độ
Ta có đồ thị sai số vòng quay
Hình 2.6: Đồ thị sai số vòng quay hộp tốc độ (đơn vị %)
Sai số ∆n là sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, và theo đồ thị, sai số đều nằm trong khoảng cho phép từ -2,6% đến 2,6% Điều này cho thấy các sai số vòng quay của hộp tốc độ vẫn đảm bảo tiêu chuẩn, cho phép tiến hành thiết kế máy.
=> Từ đó ta có sơ đồ động của hộp tốc độ như sau
Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao
Với Sdọcmin=Sngangmin=3Sđứngmin(mm/ph) và 𝜙 =1,26, máy mẫu 6H82 cho thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng là cơ cấu vít me với tv=6 (mm).
Do đó ta chọn bước vít cho máy mới cần thiết kế là tv=6 (mm) Ta có
Sdọcmin=Sngangmin=3Sđứngmin nên ta chỉ cần tính toán với 1 đường truyền còn các đường khác là tương tự Giả sử ta tính toán với đường chạy dao dọc
Tính số vòng quay : Áp dụng công thức : nS1 = nmin= s min t x = 18
37 chọn theo tiêu chuẩn lấy nS1 = 𝑛 𝑚𝑖𝑛 = 3
Do đó ta có 18 cấp tốc độ theo tiêu chuẩn như sau :
Ta tính cho đường chạy dao dọc:
Bảng 2.7: Số vòng quay tiêu chuẩn của hộp chạy dao
2.3.2 Chọn phương án không gian, lập bảng so sánh phương án không gian, vẽ sơ đồ động a) Chọn phương án không gian
Nhận xét : vì hộp chạy dao có Zcd = Ztc = 18 và 𝜑 𝑐𝑑 =𝜑 𝑡𝑐 =1,26 nên tính toán và chọn lựa giống hộp tốc độ (xem lại chương II, mục 2.2)
Trong quá trình sử dụng máy phay, việc lựa chọn phương án 2x3x3 hoặc 3x2x3 cần cân nhắc kỹ lưỡng do dao cắt có thể bị vướng hoặc gặp phải lực cắt quá tải, dẫn đến việc dao không thể quay Để đảm bảo an toàn cho trục chính, người ta thường lắp đặt một ly hợp phòng quá tải và một ly hợp ma sát Điều này cũng yêu cầu bố trí bánh răng trong hộp chạy dao một cách hợp lý nhằm tiết kiệm không gian trong buồng máy, với ly hợp ma sát được lắp trên trục IV và giữa trục III.
IV người ta dùng cơ cấu phản hồi Vì vậy ta có sơ đồ bố trí như hình vẽ của máy phay 6H82 phương án (3x3x2) hay chính là phương án:
Vẽ sơ đồ động sơ bộ :
Hình 2.8: Sơ đồ động sơ bộ hộp chạy dao
2.3.3 Phương án thứ tự,bảng so sánh
Theo công thức chung ta có số phương án thứ tự là q=m!
Với m là số nhóm truyền m=3 ta có q=6
Ta có bảng so sánh các phương án thứ tự 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
Bảng 2.8 : Bảng so sánh các phương án thứ tự
Theo điều kiện 𝜑 (𝑝−1)𝑋𝑚𝑎𝑥 có hai PATT đạt và kết hợp với lưới kết cấu ta chọn PATT là phương án: [3] [1] [9]
Không giống như hộp trục chính, ở đây ta không dùng phương án hình rẻ quạt
Trong hộp chạy dao, việc sử dụng cơ cấu phản hồi yêu cầu phương án 3[3]x3[1]x2[9] Sử dụng một môđun trong hộp chạy dao giúp giảm số vòng quay trung gian mà không làm tăng kích thước bộ truyền Do đó, việc thay đổi thứ tự phương án sẽ không ảnh hưởng nhiều đến kích thước của hộp.
2.3.4.một vài lưới kết cấu đặc trưng a, Lưới kết cấu thứ nhất
Hình 2.9 : Lưới kết cấu thứ nhất b, Lưới kết cấu thứ hai
Hình 2.10: Lưới kết cấu thứ hai
Mặc dù đã lựa chọn phương án thứ hai cho lưới kết cấu, nhưng thực tế cho thấy chúng ta vẫn thiếu không gian cần thiết để lắp đặt các cơ cấu phụ trợ nếu tiếp tục cố gắng sử dụng phương án này.
41 sẽ làm máy rất cồng kềnh) nên ta bỏ bớt trục số 4 trong lưới kết cấu và tiến hành vẽ thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2
Chính vì vậy mà ta chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
Do cơ cấu phản hồi, lưới kết cấu biến hình dẫn đến việc thay đổi phương án thứ tự của hộp chạy dao Cụ thể, với Z = 3 x 3 x 2, phương án này được tách thành 2 phần.
Và Z2 = 2[9] gồm đường truyền trực tiếp và phản hồi
Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh
Các bước vẽ lưới phản hồi như sau :
- Bước 1 : Giữ nguyên nhóm truyền 1 như hình 2.10
- Bước 2 : Đến nhóm 2 ta tiến hành giảm tốc ngay
- Bước 3 : Nhóm 3 tiến hành thực hiện phản hồi từ trục III về trục II
Lưới kết cấu phản hồi như sau:
Hình 2.11 : Lưới kết cấu phản hồi
2.3.5 Đồ thị vòng quay,tỷ số truyền các nhóm Để vẽ đồ thị vòng quay của hộp chạy dao máy phay ta làm như sau :
• Lấy nguyên lưới kết cấu của hộp chạy dao sang để vẽ đồ thị vòng quay,đặt vào trục III , IV ,V của đồ thị vòng quay
• Dựa vào máy tham khảo ta vẽ các trục I ,II phía trên
• Dựa vào máy tham khảo ta vẽ các trục phía dưới từ trục VI đến trục XIII
• Vẽ các trục dọc biểu thị giá trị từ n1 đến n27
Để tính các giá trị n tiếp theo từ n18, chúng ta sẽ tiếp tục cho đến khi đạt giá trị vượt qua 1420[vg/ph] Quá trình này sẽ dừng lại khi tính đến n27.
• Ghi các giá trị tốc độ từ n1 đến n27 vào phía dưới trục XI(các tốc độ tính toán cụ thể)
Tham khảo máy tương tự 6H82
44 = 315 (v/ph) Để tiện cho việc tính toán và biểu diễn trên đồ thị vòng quay ta lấy no=n2105,2 (v/p)
Trong hộp chạy dao, việc sử dụng một loại mô-đun giúp giảm số vòng quay trung gian mà không làm tăng kích thước bộ truyền Điều này dẫn đến việc thiết lập cơ cấu phản hồi, tạo ra đồ thị vòng quay có sự biến hình.
Từ đó ta vẽ được đồ thị vòng quay:
Hình 2.12: Đồ thị vòng quay hộp chạy dao
2.3.6 Tính số răng của các bánh răng theo từng nhóm
Khi chọn xích chạy dao nhanh, ta nhận thấy rằng tốc độ chạy dao nhanh tương đương với máy tương tự, với Snhanh = 2300 (v/p) Do đó, khi lựa chọn động cơ giống như máy tương tự, chúng ta cũng kế thừa xích chạy dao nhanh từ máy đó.
Vì thiết kế theo các tốc độ bài cho nên các tỉ số truyền từ trục V đến trục VIII chọn theo máy tương tự 6H82:
𝑔 3 ⇒ 𝑓 3 + 𝑔 3 = 3 Vậy bội số chung nhỏ nhất của nhóm III là K = 6
Với Zmin = 17 để tính Emin ta chọn cặp ăn khớp có lượng mở lớn nhất:
𝑔 6 ⇒ 𝑓 6 + 𝑔 6 = 21 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 5: 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:
2[𝑍 4 + 𝑍 ′ 4 ] 𝑚 = 31,5𝑚 Với m là modun của các bánh răng:
Bảng 2.7: Thông số bánh răng:
Ta có chuối lượng chạy dao thực tế:
2.3.7 Tính sai số vòng quay
Lập bảng chuỗi vòng quay (hộp chạy dao)
Từ bảng thông số các vòng quay ta tính được sai số vòng quay
Bảng 2.10: Bảng sai số chuỗi số vòng quay
Ta có đồ thị sai số vòng quay
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 n9=2,52% Do đó, có thể chọn n0 cho máy mới bằng n20 và giữ nguyên các trục, cặp bánh răng của máy tham khảo 6H82 để áp dụng cho thiết kế máy mới.
2.4 Thiết kế các truyền dẫn còn lại:
Dựa vào máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp sau:
Các cặp bánh răng ăn khớp từ trục:
- Đường chạy dao thẳng đứng:
Ta chọn cặp bánh răng ăn khớp như đường chạy dao đứng
50 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 nhanh ta thấy như máy tương tự cho nên ta chọn được truyền của máy tương tự
Sai lượng chạy dao nhanh:
Vậy đường chạy dao đạt yêu cầu
Vậy đường chạy dao nhanh đã đạt yêu cầu.Từ đó ta có sơ đồ động của hộp chạy dao:
Hình 2.14: Sơ đồ động hộp chạy dao máy mới
TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH
Tính bánh răng
Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc tính toán động lực bánh răng không cần xác định động lực bánh răng Z, vì thông tin này đã được biết từ phần tính toán động học Do đó, nhiệm vụ chính là xác định modul của bánh răng, được tính dựa trên sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, trong đó sức bền tiếp xúc là yếu tố chủ yếu Đối với việc chạy dao, thường sử dụng một loại modul cho một cặp bánh răng, trong khi các bánh răng khác có cặp tương tự.
Giả sử, ta tiến hành tính toán cặp bánh răng 18/36 (đường truyền từ trục III đến trục IV)
Bánh răng nhỏ : thép 40X thấm nitơ , độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC, độ bền uốn 𝜎 𝑏 = 1000 MPa; độ bền chảy 𝜎 𝑐ℎ = 800 Mpa
Bánh răng lớn : thép C45 thường hóa đạt độ cứng 300 HB, độ bền uốn 𝜎 𝑏 = 600 MPa; độ bền chảy 𝜎 𝑐ℎ = 340 Mpa
Tính toán độ bền bánh răng
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trong điều kiện hoạt động của bộ truyền được che kín và đủ dầu bôi trơn, hư hỏng chủ yếu xảy ra do tróc mỏi Do đó, việc tính toán độ bền tiếp xúc là cần thiết để xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định thông qua công thức cụ thể.
Sơ bộ lấy ZR ZV KXH = 1
Trong đó : 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Giới hạn bền mỏi của bánh răng được tính theo công thức: σHlim1 = 17HRC = 17.60 = 1020 MPa σHlim2 = 2 HB + 70 = 2.300 + 70 = 670 MPa
Lấy hệ số an toàn là SH = 1,1
𝐾 𝐻𝐿 : hệ số tuổi thọ Chọn sơ bộ 𝐾 𝐻𝐿 =1
Ta tính được [σH] = min{[σH1] ; [σH2] } = 609,09[ MPa]
- Xác định ứng suất uốn cho phép:
Giới hạn mỏi uốn của cặp bánh răng được tính theo công thức (10 – 74) và bảng 10.6 [4] như sau:
Trong đó: KFC – là hệ số ảnh hưởng đặt tải Do bộ truyền làm việc một chiều nên lấy KFC = 1
SF – là hệ số an toàn Theo bảng 6.2 [2] ta tra được SF = 1,75
Môđun của bánh răng được xác định theo ứng suất tiếp xúc như sau:
[σH]: ứng xuất tiếp xúc, [σH] = 609,09Mpa`909(N/cm 2 )
Z &– là số răng bánh chủ động (bánh nhỏ) i – là tỷ số truyền của cặp bánh răng được tính i= 36
Do bánh răng đặt giữa các ổ và các trục cứng vững nên lấy 𝜑 0 = (0,7 ÷ 1,6) Chọn 𝜑 0 = 1,5
K – là hệ số tải được xác định theo công thức:
Kđ - 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 = 1,3
Ktt – là hệ số tập trung tải trọng, chọn Ktt = 1,2
KN – là hệ số tải trọng theo chu kì Lấy KN = 1
K = Kđ Ktt KN = 1,3 1,2 1 = 1,56 n – là số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng chủ động (bánh nhỏ), nIV 1420(vg/ph)
N – là công suất truyền của cặp bánh răng tính, NIV = 1,7 kW
Chọn m theo tiêu chuẩn ta được mtx = 3
Sau khi tính toán theo độ bền tiếp xúc, ta kiểm nghiệm modun bánh răng theo độ bền uốn:
Trong đó: [σF]: ứng suất uốn cho phép của vật liệu bánh răng, [σF] = 308,57MPa
= 30857 (N/cm 2 ) ψ: hệ số chiều rộng bánh răng, có 𝜓 = 𝑏
𝑚 = (6 ÷ 10) Chọn ψ = 8 y: hệ số dạng răng Ta chọn: y = 0,24
Chọn 𝑚 𝑢 = 3 lấy theo tiêu chuẩn cho tất cả bánh răng trong nhóm truyền
- Kiểm tra độ bền bánh răng
Để kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của các cặp bánh răng, cần thực hiện theo quy trình tương tự như kiểm nghiệm chi tiết máy, sử dụng các công thức tính toán từ giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Theo công thức 6.33 [2] ta có :
+ T1 : Momen xoắn trên trục V, T1 = TIII = 47770,43 (N.mm)
+ ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5 tr 96
[2], vật liệu của hai bánh răng đều là thép => ZM = 274 (MPa)
+ ZH: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc ta có: w
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: w ar t t os ctg tg c
= = + bw: chiều rộng vành răng, có bw = ψ.m = 8.3 = 24 mm (ψ: hệ số chiều rộng vành răng, lấy ψ =8)
+ Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp ta dùng công thức 6.36a tr 105 [2] để tính:
Trong đó: εα: Hệ số trùng khớp ngang, ta có:
3 = 0,89 dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, ta có:
2+1 = 54 (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 [2] với 𝜓 𝑏𝑑 = 𝑏 𝑤
KHV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có: w w1
= i Công thức 6.42 tr 107 [2] v là vận tốc dài của vành răng, ta có:
Theo bảng 6.13 tr 106 [2], chọn cấp chính xác động học là cấp 7
Theo bảng 6.15 và 6.16 tr107 [2] ta có : δH = 0,006; g0 = 47
Trong đó νHmax là giá trị có được khi tra bảng 6.17 tr 108 [2]
Tra bảng 6.14 tr 107 [2] có KHα = 1,12
Từ các giá trị trên có:
Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
24.2.54 2 = 354,60(MPa) 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 [2], ta có: 1 1 F1 1 w w1
+ bw: chiều rộng vành răng, bw = 24 mm;
+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức 6.45 tr 109 [2], 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 [2] ta có: KFβ = 1,048;
Hệ số KFα được sử dụng để đánh giá sự phân bố tải trọng không đều trên một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính toán về uốn Theo bảng 6.14 trang 107 [2], giá trị của KFα là 1,25.
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 [2] ta có: w w1
𝑖 (Công thức 6.47 tr 109 [2]) Theo bảng 6.15 và 6.16 tr 107 [2] ta có : δF = 0,016; g0 = 47
+ Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ta có:
𝜀 𝛼 = 1 1,61 = 0,62 + Yβ: 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
𝑐𝑜𝑠 3 0= 36 Theo bảng 6.18 tr 109 [2] ta có: YF1 = 4,18 ; YF2 = 3,75 σ F1 = 2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w m.d w1 = 2.47770,43.2.0,62.1.4,18
Như vậy với bánh răng có modun m = 3 đảm bảo yêu cầu kỹ thuật
3.3 Tính ly hợp ma sát
Tính công suất, momen xoắn lớn nhất của đường chạy dao nhanh
35 = 879,04 (vòng/phút) Momen xoắn trên trục VI :
• Công suất trên trục VI : 𝑁 𝑉𝐼 = 1,48 (𝑘𝑊)
• Số bòng quay trên trục VI : 𝑛 𝑉𝐼 = 879,04 (vòng/phút)
• Mô men xoắn trên trục VI : 𝑇 𝑉𝐼 = 16078,90 (𝑁 𝑚𝑚)
Ly hợp ma sát nhiều đĩa là một loại ly hợp hiệu quả, có khả năng truyền lực lớn (M x) Với kết cấu nhỏ gọn, ly hợp này bao gồm hai phần chính: đĩa ma sát trong và đĩa ma sát ngoài.
• Ở đây tính đường truyền thuận
3.3.1 Xác định đường kính ngoài của ly hợp Đường kinh ngoài của ly hơp chọn theo hệ số C:
3.3.2 Chọn vật liệu và bôi trơn bề mặt ma sát
Vật liệu làm đĩa ma sát là thép 60C2 bôi trơn nhỏ dầu, tra theo bảng 13-2 (sach thiết kế máy II) ta được:
• Áp lực riêng cho phép: [𝑝]=4−6 𝑘𝐺/𝑐𝑚 2 →𝑐ℎọ𝑛 [𝑝]=5 𝑘𝐺/𝑐𝑚 2
Chiều dày đĩa thép: 2mm
3.3.3 Tính bề mặt ma sát
Số cặp ma sát của ly hợp được tính theo công thức (trang 217- Thiết kế máy công cụ II) :
• Công suất trên trục VI: 𝑁 𝑉𝐼 = 1,48 𝑘𝑊
• Hệ số kể đến ảnh hưởng tốc độ vòng trên về mặt ma sát:
• Số vòng trên trục: n%,36 vong/ph
3.3.4 Tính lực ép cần thiết P t cần thiết lên các đĩa Áp dụng công thức tính lực ép (trang 217- sách Thiết Kế máy công cụ II):
100 = 235,62 (𝑘𝑔) Xác định momen xoắn trên trục VI:
= 8140,65 (𝑘𝑔 𝑚𝑚) = 81406,5(𝑁 𝑚𝑚) Với momen xoắn trên trục VI : 𝑇 𝑉𝐼 = 16078,90 (𝑁 𝑚𝑚)
Vậy ly hợp ma sát có đủ khả năng truyền hết công suất cần truyền
CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 4.1 Chọn kiểu và kết cấu của tay gạt:
Nguyên lý điều khiển cơ khí được sử dụng trong máy vạn năng:
❖ Hệ thống điều khiển cơ khí phải thoả mãn các yêu cầu sau:
Hệ thống điều khiển cần được tối ưu hóa để giảm thiểu thời gian điều khiển, từ đó nâng cao năng suất lao động Tuy nhiên, việc điều khiển này phải đảm bảo nằm trong giới hạn khả năng vận hành của con người.
Điều khiển cần phải đảm bảo tính tin cậy và chính xác, với các giải pháp kết cấu dễ nhớ cho công nhân, đồng thời thuận tiện cho việc 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
Dựa trên máy tham khảo chính, phương pháp gạt bánh răng và kiểu cơ cấu gạt bánh răng được lựa chọn cho máy thiết kế mới là tay gạt tập trung kết hợp với cơ cấu gạt dạng đĩa chốt.
4.2 Tính toán hành trình gạt của các bánh răng di trượt theo kích thước thực trên bản vẽ:
❖ Sơ đồ động của máy thiết kế mới:
❖ Sơ đồ các khối bánh răng di trượt của HCD:
4.2.1 Điều khiển các khối bánh răng di trượt của HCD:
Trục III được trang bị khối bánh răng 3 bậc (A), với ba vị trí ăn khớp làm việc: Trái (A – T) tương ứng với đường truyền i3, Giữa (A – G) là đường truyền giữa i1, và Phải (A – P) là đường truyền i2.
+ Vị trí ăn khớp trái:
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ Cho ta tỷ số truyền i1
+ Vị trí ăn khớp giữa:
Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1 đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ Cho ta tỷ số truyền i3
+ Vị trí ăn khớp phải:
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả
2 đĩa đều không có lỗ Cho ta tỷ số truyền i2
Trên trục V, khối bánh răng 3 bậc (B) có các vị trí làm việc cụ thể: vị trí giữa (B – G) tương ứng với đường truyền i4, vị trí trái (B – T) kết nối với đường truyền i6, và vị trí phải (B – T) hoạt động với đường truyền i5.
+ Vị trí ăn khớp trái:
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều không có lỗ và ứng với chốt 2 thì cả 2 đĩa đều có lỗ Cho ta tỷ số truyền i6
+ Vị trí ăn khớp giữa:
Tại vị trí này ứng với cả 2 chốt thì đĩa 1đều có lỗ còn đĩa 2 không có lỗ Cho ta tỷ số truyền i4
+ Vị trí ăn khớp phải:
Tại vị trí này ứng với chốt 1 thì cả 2 đĩa đều có lỗ còn ứng với chốt 2 thì cả
2 đĩa đều không có lỗ Cho ta tỷ số truyền i5
4.2.2 Tính toán hành trình gạt của các bánh răng di trượt:
Ta có: B là chiều rộng vành răng, B = 24 [mm] f là khoảng cách giữa 2 bánh răng, f = 10 [mm]
+ Với khối bánh răng di trượt A:
+ Với khối bánh răng di trượt B:
LB = LBT + LBP = (2B + 2f) + (2B + 2f) = 4B + 4f = 4.24 + 4.10 = 136[mm] + 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 = 68 [mm]
+ Khối B có LT = LP = 68 [mm]
Ta thấy các trị số trên có chung ước số là 34 [mm] do đó chọn a = 28 [mm] là khoảng cách giữa 2 đĩa lỗ
Càng gạt A mỗi lần gạt 68 [mm] nên phải khuếch đại:
34 = 2 lần Càng gạt B mỗi lần gạt 68 [mm] nên phải khuếch đại:
Số chốt thanh răng đẩy kéo là 6 Để đơn giản ta sử dụng cơ cấu bạc hình chữ C để điều khiển các khối di trượt C
4.3 Lập bảng vị trí các bánh răng tương ứng với các vị trí của tay gạt theo các hình vẽ trên bản vẽ khai triển và bản vẽ mặt cắt:
4.3.1 Lập bảng vị trí của các khối bánh răng theo chuỗi tốc độ thiết kế:
Từ sơ đồ động và lưới kết cấu ta lập được bảng điểu khiển các khối bánh răng như sau:
Phương trình xích động Khối A Khối B Khối C n1 n1 = nđc.i0.i1 (A – T).i4 (B – G).i7.i8 (C – T) T + + o o G o + o + T + + o o n2 n2 = nđc.i0.i1 (A – T).i5 (B – P).i7.i8 (C – T) T + + o o P o o
P: là khối bánh răng ở vị trí ăn khớp bên phải
T: là khối bánh răng ở vị trí ăn khớp bên trái
G: là khối bánh răng ở vị trí ăn khớp giữa (ăn khớp cho khối 3 bậc)
+ : không có lỗ trên đĩa o : có lỗ trên đĩa
4.3.2 Tính thiết kế đĩa lỗ:
❖ Chọn kích thước đĩa lỗ, chốt điều khiển:
Chọn đĩa tròn có chiều dày δ = 8 [mm], đường kính đĩa là D = 210 [mm]
Chọn chốt có đường kính dc = 8 [mm]
Chọn chiều dài các chốt: LA = 68 [mm], LB = 68 [mm], LC = 34 [mm]
❖ Thiết kế hệ thống lỗ trên đĩa:
Dựa vào bảng vị trí của các khối bánh răng di trượt, ta có thể xác định hệ thống lỗ trên các vòng tròn của đĩa lỗ.
Do HCD có 18 cấp tốc độ cần phải điều chỉnh cho nên các đĩa được chia đều ra làm 18 cung tương ứng với 18 vị trí điều khiển
➢ Khối A: Chốt 1 và chốt 2 của khối A được khoan trên 2 vòng tròn ϕ190 và ϕ180
Trên vòng tròn 𝛟190, đĩa 1 có 12 lỗ phân bố đối xứng, trong đó 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 có 6 lỗ tương ứng với vị trí 1 của khối A, không thông qua đĩa 1, được thể hiện bằng các vòng tròn nét đứt Tổng cộng, trên vòng tròn này có 6 vị trí chốt 1 của khối A qua cả hai đĩa.
6 vị trí càng gạt của khối A ở vị trí ăn khớp bên phải
+ Trên vòng tròn 𝛟180: Ở đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đối xứng trên đĩa, 6 lỗ liên tiếp nhau ứng với
Trên đĩa 2, có 6 lỗ tương ứng với 6 vị trí chốt 2 của khối A, được thể hiện bằng các vòng tròn nét đứt Ngoài ra, còn có 3 vị trí không có lỗ trên đĩa, tương tự như trên đĩa 1 Tổng cộng, có 6 vị trí chốt 2 của khối A thông qua cả hai đĩa, với các vị trí càng gạt khối A ở bên trái.
➢ Khối B: Chốt 1 và chốt 2 của khối B được khoan trên 2 vòng tròn ϕ130 và ϕ110
Trên vòng tròn 𝛟130, đĩa 1 có 12 lỗ được phân bố đều, với mỗi 1 vị trí không có lỗ tương ứng có 2 lỗ cho vị trí chốt 2 của khối B Trong khi đó, đĩa 2 có 6 lỗ, cũng được phân bố đều, với mỗi 2 vị trí không có lỗ tương ứng có 1 lỗ cho vị trí chốt 2 của khối B Những lỗ này tương ứng với 6 vị trí càng gạt của khối B ở bên trái.
