Đồ Án liên môn 4 thiết kế máy công cụ

Phạm Văn Trung PBL4 : Thiết kế máy công cụ SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 1 LỜI MỞ ĐẦU Các loại máy công cụ truyền thống nói chung và máy khoan đứng nói riêng đã trở thà

PHÂN TÍCH MÁY TƯƠNG TỰ

Phân tích các máy tương tự để chọn máy chuẩn

Máy khoan là loại máy công cụ dùng để gia công lỗ : lỗ côn, lỗ trụ ngoài ra, máy khoan còn dùng để khoét, doa, tarô,

Cấp chính xác khi khoan : IT = 12  13 Độ nhám bề mặt : △ 2  5 (Ra = 40  5m) Độ nhám thường dùng : △ 3  4 (Ra = 20  10m)

Chuyển động chính : chuyển động quay của trục chính mang dao

Chuyển động chạy dao : chuyển động tịnh tiến của trục chính mang dao

Các thông số cơ bản của máy khoan :

+ Đường kính khoan được lớn nhất Φmax = 25 (mm)

+ Hành trình chạy dao lớn nhất của trục chính

+ Kích thước lỗ côn đầu trục chính để lắp mũi khoan cho phù hợp

+ Mômen xoắn trên trục chính

Bảng 1.1 Thống kê tính năng kỹ thuật của các máy cùng loại

2A125 2H125 BK20AIII 2H135 Đường kính lớn nhất khoan được (mm) 25 25 32 35

Kích thước bề mặt làm việc của bàn máy (mm) 375x500 400x450 355x450 450x500

Phạm vi tốc độ trục chính

Số cấp tốc độ trục chính 9 12 8 12

GVHD : TS Phạm Văn Trung PBL4 : Thiết kế máy công cụ

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 10

Công suất động cơ chính

Từ bẳng thống kê trên ta thấy máy khoan đứng 2A125 có đặc tính kỹ thuật tương đương với yêu cầu đầu vào Ta chọn máy làm chuẩn dựa trên cơ sở phân tích máy khoan đứng 2A125 để thực hiện các bước thiết kế động học, kết cấu, …

Phân tích tính năng kỹ thuật và kết cấu của máy chuẩn

Máy khoan đứng 2A125 a/ Tính năng kĩ thuật của máy :

+ Đường kớnh lớn nhất của lỗ gia cụng : ỉ 25 (mm)

+ Số cấp vận tốc trục chính : Z = 9

+ Số vòng quay trục chính : n = 97 ÷ 1360 (vg/ph)

+ Lượng chạy dao : s = 0,1 ÷ 0,81 (mm/vg)

+ Công suất động cơ chính : N = 2,8 (kW) b/ Phân tích động học máy :

Hình 1.1 Sơ đồ động học máy khoan đứng K125

Hình 1.2 Sơ đồ kết cấu động học máy

+ Lưới đồ thị kết cấu, lưới đồ thị vòng quay :

Lưới kết cấu : PAKG : z = 3.1.3, PATT : II I III

Hình 1.3 Lưới kết cấu Đồ thị vòng quay :

Hình 1.4 Đồ thị vòng quay + Công bội :

+ Dãy tốc độ, cấp chạy dao :

Xích chuyển động chính (xích tốc độ) :

Sơ đồ động học của máy khoan đứng 2A125 Chuyển động từ động cơ điện có công suất N 2,8 (kW) và tốc độ 1420 (vòng/phút) Thông qua bộ truyền đai chữ V với tỷ số truyền 120

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 13 đến trục I Từ trục này đến trục II, chuyển động thông qua : 22

50 bằng cách chuyển khối trượt dọc theo trục I Trục II và III được nối với nhau bằng một bánh răng không đổi 42

53 Sau đó chuyển động từ trục III sang trục IV được truyền qua ba cặp bánh răng : 18

27 bằng cách chuyển khối trượt dọc theo trục III Các bánh răng trục chính (z = 63, z = 27, z = 45) có các lỗ xoay, cho phép trục chính không chỉ quay mà còn tiến theo hướng thẳng đứng Như vậy, trục chính nhận được tổng cộng 1 x 3 x1 x 3 = 9 cấp tốc độ quay

Phương trình xác định số vòng quay lớn nhất của trục chính : n min,max = 1420 x 120

Phương trình xích chuyển động chính được trình bày như sau :

Trục chính có số vòng quay mỗi phút như sau : 96,5 – 136 – 196 – 270 – 380 – 540 – 676

Phạm vi kiểm soát tốc độ máy : D = n max n min = 1350

Từ trục IV chuyển động đi tới ăn dao Từ trục IV đến trục V được định hướng thông qua tỷ số truyền 27

50 Trục VI—trục đầu tiên của hộp cấp liệu có chốt trượt Tỷ số truyền từ trục VI đi vào trục VII là : 21

51 truyền qua tỷ số truyền từ trục VII đến trục VIII là : 21

30 Ngoài ra còn có một phím trượt trên trục VIII, được di chuyển bằng tay cầm và lắp đặt tuần tự ở ba vị trí mong muốn Trục VIII còn có ly hợp vuốt, sau đó chuyển động 1

47 truyền đến bánh răng trục vít trên trục IX, bánh răng thanh răng và bánh răng z p k = 14, thanh răng P, ống bọc G, trục chính IV, nhận cấp liệu thẳng đứng

Tay áo G không xoay; một thanh răng P được cắt trên đó, ăn khớp với thanh răng và bánh răng zp.k Do đó, chuyển động quay của thanh răng và bánh răng cưa z p k được chuyển thành chuyển động tịnh tiến theo phương thẳng đứng của thanh răng P, ống bọc G và trục chính IV

Bánh răng thanh răng z p k = 14 có môđun m = 3 (mm) nên đường kính tính toán là m.z p k 3.14 = 42 (mm), chu vi là π.D = π.42 = 132 (mm)

Phương trình xác định nguồn cấp dữ liệu tối đa : s max = 1oб x 35

Phương trình xích chạy dao được trình bày như sau :

Bước tiến của trục chính, được biểu thị bằng milimét trên mỗi vòng quay là : 0,1 – 0,13

Phân tích kết cấu máy

❖ Cơ cấu then kéo : a/ Nguyên lý hoạt động :

Trong quá trình truyền động từ trục I sang trục II, khối bánh răng tháp I được cố định trong khi khối bánh răng tháp II hoạt động lồng không Với 4 bánh răng quay, trục II lúc đầu không quay Khi rút then đến 1 trong 4 bánh răng, trục II sẽ bắt đầu quay, tạo ra sự truyền động hiệu quả.

THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY

Tính toán và chọn tính năng kỹ thuật của máy

Dựa trên yêu cầu thiết kế với các thông số đã cho như sau :

+ Đường kớnh lớn nhất của lỗ gia cụng : D max = ỉ 25 (mm)

+ Số cấp vận tốc trục chính : Z = 9

+ Số vòng quay trục chính : n min = 63 (vg/ph)

Ta tiến hành đi xác định các thông số kỹ thuật của máy : Đường kính khoan nhỏ nhất :

Chiều sâu cắt theo công thức thực nghiệm : (CT II_25 TKMCKL) t max = C.√D 3 max

Chọn C = 0,7 (đối với thép) t max = 0,7 3 √25 = 2,047  2,05 (mm) t min = ( 1

Lượng chạy dao tiêu chuẩn :

Chọn  = 1,41 và Z = 9 ta tra bảng 7-2 ( Sách Thiết kế máy công cụ ), ứng với n min = 63 (vg/ph) ta có : n1 = 63 (vòng/ phút) n2 = 90 (vòng/ phút) n3 = 125 (vòng/ phút) n4 = 180 (vòng/ phút) n5 = 250 (vòng/ phút) n6 = 355 (vòng/ phút) n7 = 500 (vòng/ phút) n8 = 710 (vòng/ phút) n9 = 1000 (vòng/ phút)

Thiết kế hộp tốc độ

2.2.1/ Thiết kế phương án không gian :

Dựa vào chuỗi số vòng quay như trên và phạm vi sử dụng, ở đây ta thiết kế hộp tốc độ phân cấp dùng bánh răng di trượt a/ Tính số nhóm truyền tối thiểu w :

Giới hạn các tỷ số truyền tối thiểu trên HTD là : 1

Vậy số nhóm truyền tối thiểu là : 3

Phân tích Z ra thành các thừa số nguyên tố :

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 17 b/ Những chỉ tiêu để chọn phương án :

+ Tính tổng số bánh răng của hộp :

B : tổng số bánh răng p w : số tỷ số truyền của từng nhóm w : số nhóm ( i = 1, 2, 3, … )

+ Tính tổng các số trục và chiều dài bé nhất của hộp :

Số bánh răng của từng phương án :

Pa1 : S1 = 2.(3+3+1) Pa2 : S2 = 2.(3+1+3) Pa3 : S3 = 2.(1+3+3) Chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ :

L = b + f b : chiều rộng bánh răng b = (6-10) m m : môđun bánh răng f : khe hở giữa các bánh răng

L (b+f) c/ Bảng so sánh các phương án không gian :

Bảng 2.1 So sánh các phương án không gian của hộp tốc độ

Số bánh răng chiệu M Xmax trên trục ra 3 1 3 d/ Kết luận về phương án không gian :

Ta thấy đối với phương án 2 số lượng bánh răng chịu Momen xoắn ở trục cuối ít tuy nhiên số lượng bánh răng chịu Momen xoắn ở đầu nhiều dẫn tới kết cấu ở phần đầu của máy lớn, tương tự như phương án 3 kết cấu phần sau của máy lớn Vậy lên ta chọn phương án 1 làm phương án không gian : 3x1x3 là thích hợp

2.2.2/ Phân tích và chọn phương án thứ tự :

Với một phương án không gian, ta có thể có nhiều phương án thứ tự khác nhau Mỗi một phương án thứ tự cho ta một lưới kết cấu và một kiểu đô thị vòng quay Từ các lưới kết cấu ta sẽ chọn được phương án tối ưu nhất

Hộp tốc độ có 3 nhóm truyền tương ứng với 6 PATT :

Bảng 2.2 Các phương thứ tự của hộp tốc độ

PATT I-II-III I-III-II II-I-III II-III-I III-I-II III-II-I

 xmax 7,8 7,8 7,8 7,8 7,8 7,8 Để đảm bảo điều kiện làm việc của bánh răng thì lượng mở lớn nhất :  xmax  8

Do vậy tất cả phương án đều thoả mãn

Từ đó ta có 2 lưới kết cấu sau :

Hình 2.1 Lưới kết cấu 2 phương án

Từ các phương án còn lại ta thấy chọn phương án thứ tự II-I-III là phương án có lượng mở thay đổi từ từ và đồng đều tạo thành lưới kết cấu hình rẽ quạt vì lưới kết cấu dạng này cho kết cấu máy nhỏ, gọn, bố trí các cơ cấu truyền dẫn của hộp chặt chẽ

Ta có lưới kết cấu :

Hình 2.2 Lưới kết cấu phương án thứ tự II-I-III 2.2.3/ Xây dựng lưới đồ thị vòng quay : Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ là sự chuyển từ lưới kết cấu biểu diễn đôi xứng sang biểu diễn các tỷ số truyền

Các điểm trên các trục nằm ngang chỉ số vòng quay cụ thể; các đoạn thẳng nối các điểm tương ứng giữa các trục biểu diễn tỷ số truyền của từng cặp bánh răng

Tia nghiêng phải i >1; tia nghiêng trái i 1 : ta xác định E theo E bị min

Khi i < 1 : ta xác định E theo E chủ min

Và khi E không nguyên thì lấy giá trị E là lớn hơn và gần E tính nhất

1/ Xác định số răng của các bánh răng trong nhóm I :

Vậy bội số chung nhỏ nhất của các tổng trên : k = 19.3 = 57

Emin tính tại tia có tỷ số truyền i1 ; Bánh răng Zmin là chủ động nên :

Tổng số răng của một cặp bánh răng ăn khớp trên trục :

Số răng của các cặp bánh răng trong nhóm truyền thứ nhất :

2/ Xác định số răng của các bánh răng trong nhóm III :

Vậy bội số chung nhỏ nhất của các tổng trên : k = 2 2 3 3 = 108

Emin tính tại tia có tỷ số truyền i5 ; Bánh răng Zmin là chủ động nên :

Tổng số răng của một cặp bánh răng ăn khớp trên trục :

Số răng của các cặp bánh răng trong nhóm truyền thứ III :

3/ Xác định số răng của các bánh răng trong nhóm II :

Trong nhóm truyền thứ hai chỉ có một tỷ số truyền nên ta chọn tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp sao cho kết cấu nhỏ gọn nhất i4 = 1 ϕ = 5

 Z4 = 65 ; Z4’ = 91 Vậy số răng của các bánh răng trong hộp như sau :

Z7 = 72 Z 7 ′ = 36 b/ Kiểm tra sai số vòng quay trục ra n :

Sai số vòng quay trục ra n = n tc −n tt n tc % ≤ [Δ n ] Sai số vòng quay cho phép [n] :

Số vòng quay tiêu chuẩn ntc :

Tra bảng số vòng quay tiêu chuẩn, ta có chuỗi số vòng quay : 63 ; 90 ; 125 ; 180 ; 250 ; 355 ;

Ta tính giá trị số vòng quay thực tế của trục chính : n1 = 1000 × 30

Từ các giá trị trên ta tính sai số và lập được bảng sau :

Bảng 2.3 Sai số vòng quay của hộp tốc độ

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 25 n tc [v/p] 63 90 125 180 250 355 500 710 1000

Qua bảng trên ta nhận thấy các trị số n đều nằm trong giới hạn cho phép trừ n3 và n6

Ta có bảng biểu đồ như sau :

Hình 2.4 Biểu đồ sai số vòng quay c/ Sơ đồ hộp tốc độ :

Thiết kế hộp chạy dao

Hộp chạy dao trong máy khoan có nhiệm vụ đảm bảo cho mũi khoan vừa tịnh tiến vừa quay trong quá trình gia công Lượng chạy dao đối với máy khoan đứng không đòi hỏi chính xác

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 26 lắm Cho nên ta sử dụng hộp chạy dao thông thường, loại này cho phép có thể có sai lệch giữa tốc độ di động thực tế và tốc độ di động chọn trước Trong đa số trường hợp thiết kế động học loại này giống như thiết kế hộp tốc độ, nghĩa là đảm bảo cho chuổi số chạy dao là cấp số nhân Đặc điểm kết cấu hộp chạy dao của máy khoan đứng là dịch chuyển theo trục chính nên đòi hỏi phải bố trí riêng và có kết cấu nhỏ gọn, khối lượng càng nhỏ càng tốt Cho nên ta sử dụng hộp chạy dao có cơ cấu then kéo Cơ cấu này đơn giản bao gồm một số bánh răng hình tháp ghép ngược nhau, có một trục gồm các bánh răng cố định, trục kéo gắn các bánh răng lồng không, khi cần sự ăn khớp của cặp bánh răng nào chỉ việc di chuyển then kéo

Cơ cấu này có ưu điểm là kích thước chiều trục rất gọn vì các bánh răng lắp sát nhau và có thể dùng bánh răng nghiêng Bên cạnh đó nó có nhiều khuyết điểm làm hạn chế khả năng ứng dụng vào các máy

+ Do phải phay một rãnh sâu trên trục để đặt then nên sức bền trục bị giảm nhiều

+ Do toàn bộ các bánh răng trong hộp luôn luôn ăn khớp, kể cả bánh răng không truyền mômen xoắn nên các răng bị mòn nhanh và gây ra hiệu suất thấp

Do chiều rộng của bánh răng không thể thay đổi, việc xếp các bánh răng thành hai khối hình tháp ngược nhau là cần thiết Điều này hạn chế việc sử dụng bánh răng có đường kính lớn, nhằm đảm bảo kết cấu vỏ hộp được gọn gàng và chắc chắn.

Giữa các bánh răng của bộ then kéo có đặt vòng đệm, vòng này ngăn ngừa then móc vào hai bánh răng cùng một lúc làm trục bị động quay với hai tỷ số truyền khác nhau gây ra gẫy trục hoặc then

Số bánh răng trên một trục bộ then kéo từ 3  5 không nên lớn hơn Trường hợp yêu cầu rất nhiều lượng chạy dao ta có thể dùng cơ cấu này nối với một số răng di trượt đóng vai trò nhóm khuếch đại Thỉnh thoảng cũng gặp bộ then kéo 8 bánh răng trở lên, kết cấu này không tốt vì trục các bánh răng khá nhỏ, lắp nhiều bánh răng sẽ làm cho khoảng cách giữa các ổ đỡ tăng lên, trục bị võng nhiều Muốn giảm khoảng cách cách kéo của then, ta có thể dùng then kéo kiểu kép Để đảm bảo then kéo không móc vào 2 bánh răng cùng một lúc thì hai đỉnh then kéo cần cách nhau một khoảng bằng (k -1/2).b ; với b là khoảng cách giữa hai bánh răng lân cận, k là số bánh răng của mổi hệ hình tháp

2.3.1/ Lựa chọn phương án không gian và phương án thứ tự :

Theo sự phân tích ở phần một ta có :

Trong trường hợp này ta có một phương án không gian :

PAKG : 3 × 3 PATT : I II Lượng mở : 1 3 PAKG : 3 × 3 PATT : II I Lượng mở : 3 1 Lưới kết cấu :

Hình 2.6 Lưới kết cấu của 2 phương án

Với yêu cầu thiết kế hộp chạy dao ta phải chọn một phương án thứ tự tốt, ở đây phương án tốt là phương án có phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền trong nhóm truyền động nằm trong giới hạn cho phép, lượng mở cũng như các tia đặc trưng cho tỷ số truyền phải thay đổi từ từ, tạo thành lưới kết cấu hình rẽ quạt trên cơ sở đó ta chọn phương án (I - II) là thích hợp hơn cả Trong phương án này số vòng quay giảm từ trục vào đến trục ra các tỷ số truyền cũng thay đổi từ từ Để đẩm bảo việc truyền động, giảm momen trên các trục và cơ cấu then kéo có hiệu suất thấp

Ta thiết kế thêm vào đó hai nhóm truyền, mỗi nhóm một tỷ số truyền

Và phương án thứ tự :

Bảng 2.4 Phương án thứ tự của hộp chạy dao

Qua đó ta thấy lượng mở của phương án mở đều hơn, từ nhỏ đến lớn Nên phương án 0×0×1×3 (I-II-III-IV) là tốt nhất

=> Thoả mãn điều kiện hộp chạy dao

Các tỷ số truyền động :

Nhóm 1: có 3 tỷ số truyền lượng mở là [1]

Nhóm 2 : có 3 tỷ số truyền lượng mở là [3]

Tính số vòng quay của trục đầu ra :

3,14.3.14= 0,25(vg/ph) n 1 = n min = 0,036 (vg/ph) n 2 = n 1 ϕ = 0,036.1,26 = 0,045 (vg/ph) n 3 = n 2 ϕ = 0,045.1,26 = 0,057 (vg/ph) n 4 = n 2 ϕ = 0,057.1,26 = 0,072 (vg/ph)

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 29 n 5 = n 4 ϕ = 0,072.1,26 = 0,09 (vg/ph) n 6 = n 5 ϕ = 0,090.1,26 = 0,11 (vg/ph) n 7 = n 6 ϕ = 0,11.1,26 = 0,14 (vg/ph) n 8 = n 7 ϕ = 0,14.1,26 = 0,18 (vg/ph) n 9 = n 8 ϕ = 0,18.1,26 = 0,23 (vg/ph) + Ta có lưới đồ thị vòng quay :

Hình 2.7 Đồ thị vòng quay 2.3.3/ Tính số răng ở các nhóm truyền : Để giảm chiều cao của hộp ta chọn cặp bánh răng dùng chung ở nhóm thứ 2

Vậy bội số chung nhỏ nhất là: k = 2.3 2 5 = 90

Trong nhóm truyền có imin=i1 , imax=i3 nên bánh răng chủ động, do vậy bánh răng nhỏ nhất nằm ở i1, tức là bánh chủ động

Từ công thức EminC tính Emin như sau :

Do đó: ∑ Z = K E = 90.1 = 90 ≤ 120 ⇒Thoả mãn giá trị ∑ Z ≤ [∑ Z = 120]

Theo phương án chọn thì bánh răng dùng chung ở tia i6 :

Z 10 ′′ =Z′ 10 i 6 = 54 1,587 = 34 Tổng số bánh răng dùng chung là : 54 + 34 = 88 i 13 =Z 13

Bảng 2.5 Tỷ số truyền và các bánh răng của hộp chạy dao

Xác định tỷ truyền trong 2 nhóm truyền đầu vào hộp chay dao :

Vậy dùng 1 trục trung gian với 2 cặp bánh răng 25

Lượng chạy dao tiêu thực tế :

Bảng 2.6 Sai số tiến dao của hộp chạy dao

S S tc (mm/vg) S TT (mm/vg) 𝚫𝐒% [𝚫𝐒]

Hình 2.8 Đồ thị sai số

=> Qua bảng trên ta thấy các giá trị sai sồ đều nằm trong giới hạn cho phép, các tính toán đạc yêu cầu

Sơ đồ động học toàn máy

Hình 2.9 Sơ đồ động học toàn máy

TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY

Xác định công suất của các hộp tốc độ và hộp chạy dao

3.1.1/ Tính lực cắt gọt giới hạn : a/ Tính toán các thành phần lực :

Tham khảo máy K125, ta chọn chế độ thử có tải như sau :

+ Vật liệu phôi là Gang

+ Độ cứng bề mặt phôi là HRB = 180

+ Vật liệu cắt phôi là Thép gió

+ Tốc độ trục chính : n = 90 (vg/ph)

Hình 3.1 Phân tích các lực của quá trình khoan

Công thức tính lực cắt :

P s = 850.25 1 0,7 0,7 = 16,55 (KN) b/ Tính lực chạy dao Q :

Ta có công thức sau :

M : momen xoắn tác dụng lên trục chính (N)

' : hệ số ma sát giữa trục chính và ống trượt máy khoan, ta chọn bằng 0,15

3.1.2/ Công suất cắt và công suất chạy dao : a/ Công suất cắt :

Ta có công thức sau :

P s : lực cắt gọt (N) v : vận tốc cắt (m/ph) v = π.D.n

61200 = 1,9 (KW) Vậy công suất gần đúng của động cơ điện được tính qua công suất cắt là :

Do đó ta chọn động cơ điện theo tiêu chuẩn : N đc = 2,8 (KW) b/ Công suất chạy dao :

Ta có công thức tính gần đúng :

N đs = K.N đc Trong đó : K = 0,04 ứng với các máy tiện, revoler và khoan

3.1.3/ Công suất từng trục trên hộp tốc độ và hộp chạy dao :

3.1.3.1/ Công suất từng trục trên hộp tốc độ :

I : hiệu suất truyền động từ động cơ đến trục I

Ta chọn hiệu suất của các bộ truyền như sau :

+ Hiệu suất bộ truyền đai : đ = 0,95

+ Hiệu suất bộ truyền bánh răng : br = 0,97

+ Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn : ổl = 0,99

Công suất trên từng trục được xác định như sau :

− Công suất trên trục II :

− Công suất trên trục III :

− Công suất trên trục IV :

3.1.3.2/ Công suất từng trục trên hộp chạy dao :

− Công suất trên trục V : là công suất của hộp chạy dao : Ncd = 0,04.Ntđ

− Công suất trên trục VI :

− Công suất trên trục VII :

− Công suất trên trục VIII :

− Công suất trên trục IX :

Xác định đường kính sơ bộ các trục

3.2.1/ Đường kính sơ bộ các trục của hộp tốc độ : a/ Tính toán sơ bộ trục :

Số vòng quay nhỏ nhất trên các trục : nI = n0 = 1000 (vòng/phút) n II min = n I i I−II min = 1000 30

84= 357 (vòng/phút) n III min = n II min i II−III min = 357 65

91 = 255 (vòng/phút) n IV min = n III min i III−IV min = 255 22

Số vòng quay lớn nhất trên các trục : nI = n0 = 1000 (vòng/phút) n II max = n I i I−II max = 1000 48

66= 727 (vòng/phút) n III max = n II max i II−III max = 727 65

91 = 519 (vòng/phút) n IV max = n III max i III−IV max = 519 72

36= 1038 (vòng/phút) b/ Tốc độ tính toán động lực học cho các trục :

Ta có : ntính = nmin.√ n n max min

4 = 130 (vòng/phút) c/ Tính mômen xoắn trên các trục :

130 = 168961 (N/mm) d/ Tính đường kính sơ bộ các trục :

Theo công thức thiết kế chi tiết máy ta có :

Với C : hệ số tính toán ; C = 110  130 ; ta chọn : C = 120

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 39 d sb III = 120√ 2,4

3 = 31 (mm) e/ Bảng động lực học hộp tốc độ :

Bảng 3.1 Thông số động lực học hộp tốc độ Trục n min (v/ph) n max (v/ph) n tính (v/ph) N(KW) M x (N.mm) D sb (mm) D ch (mm)

3.2.2/ Đường kính sơ bộ các trục của hộp chạy dao : a/ Tính toán sơ bộ :

Số vòng quay nhỏ nhất trên các trục : nV = ntc.25/68 = 63.25/68 = 23,16 (vòng/phút) n VI min = n I i I−II min = 23,16 25

68= 8,51 (vòng/phút) n VII min = n II min i II−III min = 8,51 36

54= 5,67 (vòng/phút) n VIII min = n III min i III−IV min = 5,67 25

63= 2,25 (vòng/phút) n IX min = n IV min i IV−V min = 2,25 1

47= 0,05 (vòng/phút) n X min = S min π.m.Z = 0,1 π.3.14 = 0,00076 (vòng/phút)

Số vòng quay lớn nhất trên các trục : nV = ntc.25/68 = 1000.25/68 = 367,65 (vòng/phút) n VI max = n I i I−II max = 367,65 25

68= 135,16 (vòng/phút) n VII max = n II max i II−III max = 135,16 45

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 40 n VIII max = n III max i III−IV max = 135,16 54

34= 214,67 (vòng/phút) n IX max = n IV max i IV−V max = 214,67 1

47= 4,57 (vòng/phút) n X max = S max π.m.Z = 0,7 π.3.14 = 0,0053 (vòng/phút) b/ Tốc độ tính toán động lực học cho các trục :

Ta có : ntính = nmin.√ n n max min

4 = 0,0012 (vòng/phút) c/ Tính mômen xoắn trên các trục :

0,0012 = 48545833 (N/mm) d/ Tính đường kính sơ bộ các trục :

Theo công thức thiết kế chi tiết máy ta có :

Với C : hệ số tính toán ; C = 110  130 ; ta chọn : C = 120

Vì mômen xoắn trên trục cuối hộp chạy dao lớn nên ta tính đường kính sơ bộ theo công thức như sau :

Dsb  3 √ 0,1.[δ] M x (mm) Trong đó δ b của thép hợp kim thấm C, có δ b ≥ 1000 (N/mm 2 ) ; chọn δ b = 1600 (N/mm 2 ) d sb IX = √ 4329333,33

Trong đó δ b của thép hợp kim thấm C, có δ b ≥ 1000 (N/mm 2 ) ; chọn δ b = 5500 (N/mm 2 ) d sb X = √ 48545833,3

3 = 44,52 (mm) e/ Bảng động lực học hộp chạy dao :

Bảng 3.2 Thông số động lực học của hộp chạy dao Trục n min (v/ph) n max (v/ph) n tính (v/ph) N(KW) M x (N.mm) D sb (mm) D ch (mm)

Tính toán thiết kế bánh răng

3.3.1/ Thiết kế bánh răng trong hộp tốc độ :

Qua phân tích tính toán mômen và số vòng quay của các trục ở trên ta thấy trục chính là trục chịu mômen xoắn lớn nên ta chọn thiết kế cặp bánh răng truyền đến trục chính Trên trục III có cặp bánh răng Z22 là nhỏ nhất nên mômen truyền qua nó lớn hơn tất cả Do vậy, cặp bánh răng được chọn thiết kế là Z22/Z86

Bánh răng nhỏ : Thép 40 thường hoá

Bánh răng lớn : Thép 35 thường hoá

3.3.1.3/ Định ứng suất cho phép : Ứng suất tiếp xúc :

[]tx = []Notx.K ’ n (3.1_STCNCTM1) Trong đó :

[]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB, HRC

K ’ n - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức :

No - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

Ntđ - Số chu kì tương đương

Ntđ = 60.u.n.T (3.3_STCNCTM1) Trong đó : u = 1 - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng

T - Tổng thời gian làm việc (phút)

Giả sử thời gian làm việc là 6 năm, mỗi năm 300 ngày mỗi ngày 8 giờ 2 ca

Vậy T = 6.300.8.2 = 28800 (giờ) niv = 319 - Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

Vậy số chu kì làm việc của bánh lớn :

Số chu kì làm việc của bánh nhỏ :

Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc :

No = 10 7 (bảng 3.6_TKMCC) Như vậy N1, N2 đều lớn hơn No nên ta lấy k ’ n = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :

Suy ra : []tx1 = 520.1 = 520 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :

[]tx2 = 2,6.150.1 = 390 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn :

′ n.k σ (3.5_TKCTM) Giới hạn bền mỏi : -1 = 0,45.bk

Hệ số dập chân răng :

N td Với : m - bậc đường cong mỏi uốn, m = 6

Ntđ = 60.u.n.T (3.3_STCNCT1) Trong đó : u = 1 - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng

T - Tổng thời gian làm việc (phút)

Vậy số chu kì làm việc của bánh lớn :

Số chu kì làm việc của bánh nhỏ :

No = 10 7 (bảng 3.6_TKMCC) Như vậy N1,N2 đều lớn hơn No nên ta lấy k ’’ n = 1

3.3.1.4/ Sơ bộ chọn hệ số tải trọng :

3.3.1.5/ Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

3.3.1.6/ Tính khoảng cách trục sơ bộ :

3.3.1.7/ Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : v = 2 π A n 60.100 (i + 1) = 2.3,14.160.133

60.100 (3,9 + 1)= 4,54 (mm/s) Tra bảng (3.11_TKCTM) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9

3.3.1.8/ Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục :

Hệ số tải trọng : k = ktt.kđ (3.19_TKCTM)

Trong đó : kđ = 1,1 - Hệ số tải trọng động (bảng 3.13_TKCTM) ktt = 1 - Hệ số tập trung tải trọng

Trị số k khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên ta tính lại khoảng cách trục A theo công thức (3.21_TKCTM) :

3.3.1.9/ Xác định môđun và chiều rộng bánh răng :

Chiều rộng bánh răng : b = A.A = 0,15.160 = 24 (mm)

3.3.1.10/ Kiểm nghiệm sức bền uốn :

Bánh lớn : y2 = 0,51 Ứng suất tại chân răng :

3.3.1.11/ Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải đột ngột : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[]txqt = 2,5.[]Notx (3.13_TKCT) + Bánh nhỏ : []txqt1 = 2,5.442 = 1105 (N/mm 2 )

+ Bánh lớn : []txqt2 = 2,5.390 = 975 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : []uqt = 0,8 ch

+ Bánh lớn : []uqt2 = 0,8.260 = 208 (N/mm 2 ) Ứng suất lớn nhất sinh ra khi quá tải đột ngột :

txqt = tx √k qt  []txqt (3.44_TKCTM) Với : txqt = 1,05.10

Mà kqt = 1,4 ; Vậy txqt = 544.√1,4 = 644 (N/mm 2 )

Vậy ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép của 2 bánh răng nên thỏa mãn Ứng suất lớn nhất sinh ra khi quá tải :

Vậy uqt của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn []uqt nên thỏa mãn

3.3.1.12/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :

- Đường kính vòng chia : d = m.Z ; d5 = 66 (mm) ; d ’ 5 = 258 (mm)

- Chiều rộng bánh răng : b = 24 (mm)

- Đường kính vòng đỉnh : De = d + 2.m ; De5 = 72 (mm) ; D ’ e5 = 264 (mm)

- Đường kính vòng chân : Di = d - 2,25.m ; Di5 = 59 (mm) ; D ’ i5 = 251 (mm)

3.3.2/ Thiết kế bánh răng trong hộp chạy dao :

Ta tính cặp bánh răng i5 = 36

Bánh răng nhỏ : Thép 40 thường hoá

Bánh răng lớn : Thép 35 thường hoá

3.3.2.3/ Định ứng suất cho phép : Ứng suất tiếp xúc :

[]tx = []Notx.K ’ n (3.1_TKCTM) Trong đó :

[]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn HB, HRC

Ntđ = 60.u.n.T (3.3_TKCTM) Trong đó : u = 1 - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng

T - Tổng thời gian làm việc (giờ)

Vậy T = 6.300.8.2 = 28800 (giờ) n = 28 - Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

Vậy số chu kì làm việc của bánh lớn : N2 = 60.1.28.28800 = 4,83.10 7

Số chu kì làm việc của bánh nhỏ : N1 = i.N2 = 1,5.48,3.10 7 = 7,25.10 7

No = 10 7 (bảng 3.6_TKMCC) Như vậy N1, N2 đều lớn hơn No nên ta lấy k ’ n = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :

Suy ra : []tx1 = 442.1 = 442 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :

[]tx2 = 2,6.150.1 = 390 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn :

′ n.k σ (3.5_TKCTM) Giới hạn bền mỏi : -1 = 0,45.bk

Hệ số dập chân răng :

N td Với : m - bậc đường cong mỏi uốn

Ntđ = 60.u.n.T (3.3_TKCTM) Trong đó : u = 1 - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng

T - Tổng thời gian làm việc (giờ)

Vậy số chu kì làm việc của bánh lớn : N2 = 60.1.28.28800 = 4,83.10 7

Số chu kì làm việc của bánh nhỏ : N1 = i.N2 = 1,5.48,4.10 7 = 7,25.10 7

Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc

No 7 (bảng 3.6_TKMCC) Như vậy N1,N2 đều lớn hơn No nên ta lấy k ’’ n = 1

3.3.2.4/ Sơ bộ chọn hệ số tải trọng :

3.3.2.5/ Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

3.3.2.6/ Tính khoảng cách trục sơ bộ :

3.3.2.7/ Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : v = 2 π A n 60.100 (i + 1) = 2.3,14.175.185

60.100 (0,5 + 1)= 22,6 (mm/s) Tra bảng (3.11_TKCTM) ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9

3.3.2.8/ Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục :

Hệ số tải trọng : k = ktt.kđ (3.19_TKCTM)

Trong đó : kđ = 1,4 - Hệ số tải trọng động (bảng 3.13_TKCTM) ktt = 1 - Hệ số tập trung tải trọng

Trị số k khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên ta tính lại khoảng cách trục A theo công thức (3.21-[1]) :

3.3.2.9/ Xác định môđun và chiều rộng bánh răng :

Chiều rộng bánh răng : b = A.A = 0,15.175 = 26 (mm)

3.3.2.10/ Kiểm nghiệm sức bền uốn :

Bánh lớn : y2 = 0,51 Ứng suất tại chân răng :

3.3.2.11/ Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải đột ngột : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[]txqt = 2,5.[]Notx (bảng 3.13_TKCTM) + Bánh nhỏ : []txqt1 = 2,5.442 = 1105 (N/mm 2 )

+ Bánh lớn : []txqt2 = 2,5.390 = 975 (N/mm 2 ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : []uqt = 0,8 ch

+ Bánh lớn : []uqt2 = 0,8.260 = 208 (N/mm 2 ) Ứng suất lớn nhất sinh ra khi qúa tải đột ngột :

txqt = tx √k qt  []txqt (3.44_TKCTM) Với : txqt = 1,05.10

Mà kqt = 1,4 ; Vậy txqt = 489.√1,4 = 224 (N/mm 2 )

Vậy ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép của 2 bánh răng nên thỏa mãn Ứng suất lớn nhất sinh ra khi qúa tải : uqt = u.kqt  []uqt

Vậy uqt của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn []uqt nên thỏa mãn

3.3.2.12/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :

- Đường kính vòng chia : d = m.Z ; d10 = 108 (mm) ; d ’ 10 = 162 (mm)

- Chiều rộng bánh răng : b = 27 (mm)

- Đường kính vòng đỉnh : De = d + 2.m ; De10 = 114 (mm) ; D ’ e10 = 168 (mm)

- Đường kính vòng chân : Di = d - 2,25.m ; Di10 = 101 (mm) ; D ’ i10 = 155 (mm).

Tính toán trục chính

3.4.1/ Tính cụm trục III của hộp tốc độ :

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 :

b = 600 N/mm ; ch = 300 N/mm ; HB = 190 (3.8_40 TKCTM)

3.4.1.2/ Tính sức bền trục : a/ Tính sơ bộ :

Các lực tác dụng lên trục :

+ Đường kính bánh răng : d5 = m.Z5 = 3.22 = 66 (mm) d 4 ′ = m.Z 4 ′ = 3.91 = 273 (mm)

Hình 3.2 Biểu đồ nội lực của trục III

Phản lực tại các gối trục :

Theo trục (zOy) ta có :

Theo trục (zOx) ta có :

Tính mômen tại vị trí lắp bánh răng :

Tra bảng (7.2 _TKCTM) chọn [] = 70 (N/mm 2 )

=> Chọn d = 22 (mm) c/ Tính chính xác :

Ta tiến hành tính tại các tiết diện đã chọn

Ta có công thức kiểm nghiệm theo hệ số an toàn : n = n σ n τ

Trong đó : n = k σ σ −1 εσ β σ a +ψ σ σ m : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp n = k τ τ −1 ετ β τ a +ψ τ τ m : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Với -1,-1 - Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng có thể lấy :

Vì trục quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng :

Bộ truyền làm việc hai chiều nên ứng suất xoắn biến đổi theo chu kì đối xứng:

W, Wo - mômen uốn cản và mômen xoắn cản :

2.2008 = 18,71 (N.mm 2 ) Đối với thép cácbon trung bình ta có :  = 0,1 ;  = 0,05

 = 1,6 - Hệ số tăng bền bề mặt trục Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép  30 (N/mm 2 )

Thay các trị số tìm được vào công thức tính n, n ta có : n = 270

[n] = ( 1,5÷ 2,5 ) - Hệ số an toàn cho phép

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 57 d/ Kiểm nghiệm sức bền dập của then : Điều kiện bền dập : σ d = 2 M x d tb l h z ψ≤ [σ] d Kích thước của then : l : chiều dài làm việc của then hoa, thông thường bằng chiều rộng bằng chiều rộng của moay ơ B = 77 (mm) d tb = 24,5 (mm), h = 9 (mm), z = 6, ψ = 0,7 ÷ 0,8 σ d = 2.75147 24,5.77.9.6.0,8 = 1,84 (N/mm 2 ) [d ] tra bảng (22/142 TKCTM)

Vậy then làm việc an toàn (đảm bảo diều kiện bền dập) e/ Chọn ổ :

Qua các thông số đã tính trên chọn ổ cỡ trung có các thống số như sau :

Ký hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C (kN) Co (kN)

Theo công thức (11.3 – TTTKHDĐCK), với Fa = 0, tải trọng quy ước :

X =1 ; V = 1 (vòng quay) ; kt = 1 (nhiệt độ t ≤ 100 ℃) ; kđ = 1 (tải trọng tĩnh)

Kiểm nghiệm tải trọng động :

Theo công thức (11.1– TTTKHDĐCK), khả năng tải động :

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 58 m = 3 (ổ bi) ; L = (60.n.Lh)/10 6 = (60.305 10000)/10 6 = 183 (triệu vòng)

=> Thoả mãn khả năng chịu tải trọng động

Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh :

Theo công thức (11.1– TTTKHDĐCK), khả năng tải tĩnh :

Trong đó : Xo = 0,6 (ổ bi đỡ)

Như vậy Q t < F r , chọn Q t = 2,241 (kN) < Co = 11,6 (kN)

=> Thoả mãn khả năng chịu tải trọng tĩnh

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 :

b = 500 N/mm ; ch = 270 N/mm ; HB = 150 (3.8_40 TKCTM)

3.4.3.2/ Tính sức bền trục : a/ Tính sơ bộ :

Các lực tác dụng lên trục :

+ Đường kính bánh răng : d6 = m.Z6 = 3.54 = 162 (mm) d4 = m.Z4 = 3.25 = 75 (mm)

Hình 3.3 Biểu đồ nội lực của trục VII

Phản lực tại các gối trục :

Theo trục (zOy) ta có :

Theo trục (zOx) ta có :

Tính mômen tại vị trí lắp bánh răng :

=> Chọn d = 22 (mm) c/ Tính chính xác :

Ta tiến hành tính tại các tiết diện đã chọn

Ta có công thức kiểm nghiệm theo hệ số an toàn : n = n σ n τ

- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp n = k τ τ −1 ετ β τ a +ψ τ τ m - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Với -1,-1 - Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng có thể lấy :

Vì trục quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kì đối xứng :

Bộ truyền làm việc hai chiều nên ứng suất xoắn biến đổi theo chu kì đối xứng :

W, Wo - mômen uốn cản và mômen xoắn cản :

323,46 = 179,08 (N.mm 2 ) Đối với thép cácbon trung bình ta có :

 = 1,6 - Hệ số tăng bền bề mặt trục Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép  30 (N/mm 2 )

Tra bảng 7.10_TKCTM) ta có : k σ ε σ = 1,85 k τ ε τ= 1 + 0,6 ( k σ ε σ - 1)

Vậy k ε τ τ = 1 + 0,6 (1,85-1) = 1,51 ; hay các trị số tìm được vào công thức tính n, n ta có : n = 208

[n] = ( 1,5÷ 2,5 ) - Hệ số an toàn cho phép d/ Kiểm nghiệm sức bền dập của then :

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 63 Điều kiện bền dập : σ d = 2 M x d l (h − t 1 ) ≤ [σ] d lv = 160 (mm) chiều dài tiếp xúc giữa then trục

Kích thước của then : b = 6 (mm), h = 6 (mm), t1 = 3,5 (mm), t2 = 2,8 (mm) σ d = 2.57924,98 22.160 (6 − 3,5) = 13,16 (N/mm 2 ) [d ] tra bảng (22/142 TKCTM)

Vậy then làm việc an toàn (đảm bảo diều kiện bền dập) Điều kiện bền cắt : τ c =2 M x d l b ≤ [σ] c τ c =2.57924,98

22.160.6 = 5,49 (N/mm 2 ) Tra bảng 7_21 TKCTM có : [τ c ] = 120 (N/mm 2 )

Vậy then làm việc an toàn (đảm bảo điều kiện bền cắt) e/ Chọn ổ :

Qua các thông số đã tính trên chọn ổ cỡ siêu nhẹ vừa có các thống số như sau :

Ký hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C (kN) Co (kN)

Theo công thức (11.3 – TTTKHDĐCK), với Fa = 0, tải trọng quy ước :

X =1 ; V = 1 (vòng quay) ; kt = 1 (nhiệt độ t ≤ 100 ℃) ; kđ = 1 (tải trọng tĩnh)

Kiểm nghiệm tải trọng động :

Theo công thức (11.1– TTTKHDĐCK), khả năng tải động :

Trong đó : m = 3 (ổ bi) ; L = (60.n.Lh)/10 6 = (60.12,53 10000)/10 6 = 7,52 (triệu vòng)

=> Thoả mãn khả năng chịu tải trọng động

Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh :

Theo công thức (11.1– TTTKHDĐCK), khả năng tải tĩnh :

Trong đó : Xo = 0,6 (ổ bi đỡ)

Như vậy Q t < F r , chọn Q t = 1,475 (kN) < Co = 3,12 (kN)

=> Thoả mãn khả năng chịu tải trọng tĩnh.

Lập bảng số liệu về kích thước của bánh răng và trục

Bảng 3.3 Thông số về kích thước của bánh răng và trục

D(mm) Z d(mm) d a (mm) d f (mm) b w (mm) m(mm)

THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN VÀ CƠ CẤU AN TOÀN

Chức năng và yêu cầu đối với cơ cấu điều khiển

Cơ cấu điều khiển máy của máy công cụ có ảnh hưởng rất lớn đến đặc điểm sử dụng, năng suất và điều kiện làm việc an toàn ở trên máy Tuỳ thuộc vào đặc điểm công việc thực hiện trên máy và kết cấu của máy, cơ cấu điều khiển có những chức năng chính yếu như sau : + Đóng và mở động cơ điện của máy

+ Đóng, mở các bộ ly hợp, các khối bánh răng để truyền chuyển động chính, chuyển động chạy dao và chuyển động điều chỉnh máy

+ Kẹp phôi, lấy phôi, cũng như tháo lắp các đồ gá và dụng cụ

+ Khoá chặt hoặc tháo mở các chi tiết của máy, thí dụ như : ụ động, đầu khoan, …

+ Đóng mở các hệ thống bôi trơn và làm nguội

+ Điều chỉnh quá trình làm việc của các hệ thống phụ khác như : cấp phôi tự động, cơ cấu phân độ, …

Cơ cấu điều khiển có thể thực hiện bằng cơ khí, điện, dầu ép, khí ép hoặc tổng hợp vài loại khác nhau Để đảm bảo tính năng sử dụng của máy được tốt, nhất là để đảm bảo an toàn lao động và cải thiện điều kiện làm việc của công nhân, cơ cấu điều khiển máy công cụ cần đảm bảo những yêu cầu sau :

+ Điều khiển được nhẹ nhàng

+ Bố trí cơ cấu điều khiển phù hợp theo cảm giác

Các cơ cấu điều khiển bằng cơ khí

4.2.1/ Hệ thống điều khiển hộp tốc độ :

Hộp tốc độ thay đổi được tốc độ là nhờ hệ thống điều khiển khối bánh răng di trượt

Khối bánh răng A cho 3 tỉ số truyền : i1, i2, i3

Khối bánh răng B cho 3 tỉ số truyền : i4, i5, i6

Hệ thống điều khiển gồm 2 hệ thống nhỏ tách rời nhau Một để điều khiển khối bánh răng A và một để điều khiển khối bánh răng B

Do trong hộp tốc độ ta bố trí khối bánh răng di trượt nên ta dùng cơ cấu điều khiển bằng quạt răng - thanh răng

Các thành phần của cơ cấu :

Hình 4.1 Cơ cấu quạt răng - thanh răng

4.2.1.1/ Xác định hành trình gạt và góc quay của hệ thống điều khiển khối bánh răng di trượt A :

Xác định hành trình gạt :

+ Hành trình gạt qua trái so với vị trí giữa :

L1 = 2b + 2c + Hành trình gạt qua phải so với vị trí giữa :

L2 = 2b + 2c + Hành trình gạt từ trái qua phải :

4.2.1.2/ Xác định hành trình gạt cà góc quay của hệ thống điều khiển khối bánh răng di trượt B :

Xác định hành trình gạt :

+ Hành trình gạt qua trái so với vị trí giữa :

L1 = 2b + 2c + Hành trình gạt qua phải so với vị trí giữa :

L2 = 2b + 2c + Hành trình gạt từ trái qua phải :

4.2.2/ Hệ thống điều khiển hộp chạy dao :

Hộp chạy dao sử dụng then kéo để điều khiển sự ăn khớp của các bánh răng Vì vậy, để điều khiển then kéo ta sử dụng cơ cấu bánh răng thanh răng, cho bánh răng ăn khớp trực tiếp với thanh răng gắn trên trục then kéo

Hình 4.2 Sơ đồ điều khiển hộp chạy dao

Xác định hành trình then kéo :

+ Khối bánh răng A : LA = 65 (mm)

+ Khối bánh răng B : LB = 120 (mm)

Khối bánh răng A cho 3 tỉ số truyền : i1, i2, i3

Khối bánh răng B cho 3 tỉ số truyền : i4, i5, i6

Hệ thống điều khiển gồm 2 hệ thống nhỏ tách rời nhau Một để điều khiển khối bánh răng A và một để điều khiển khối bánh răng B

Do trong hộp chạy dao ta bố trí cơ cấu bánh răng thanh ren nên việc điều khiển vị trí của then sẽ được thực hiện khi ta cho bánh răng làm việc trong một giới hạn góc xoay được tính trước

4.2.2.1/ Xác định góc quay của hệ thống điều khiển khối bánh răng di trượt A :

Hành trình then kéo chạy trên khối bánh răng A :

LA = m.π.z Chọn các thông số cho bộ truyền : m = 3 : môdun cua bánh răng thanh răng z = 17 : số răng của thanh răng z1 = 25 : số răng của bánh răng điều khiển

Góc quay cần gạt khi điều khiển vị trí then kéo :

Vị trí 0 : vị trí mà then kéo nằm ở bánh răng ăn khớp thứ nhất

Vị trí 1 : vị trí mà then kéo nằm ở bánh rằng ăn khớp thứ hai

Hành trình của then từ vị trí thứ nhất sang vị trí thứ hai : L1 = 30 (mm)

3.π≈ 3 (răng) Hành trình của then từ vị trí thứ nhất sang vị trí thứ hai : L2 = 30 (mm)

4.2.2.2/ Xác định góc quay của hệ thống điều khiển khối bánh răng di trượt B :

Hành trình then kéo chạy trên khối bánh răng B :

LB = m.π.z Chọn các thông số cho bộ truyền : m = 3 : môdun cua bánh răng thanh răng z = 17 : số răng của thanh răng z1 = 25 : số răng của bánh răng điều khiển

Góc quay cần gạt khi điều khiển vị trí then kéo :

Vị trí 0 : vị trí mà then kéo nằm ở bánh răng ăn khớp thứ nhất

Vị trí 1 : vị trí mà then kéo nằm ở bánh rằng ăn khớp thứ hai

3.π≈ 10 (răng) Hành trình của then từ vị trí thứ nhất sang vị trí thứ hai : L1 = 90 (mm)

Hành trình của then từ vị trí thứ nhất sang vị trí thứ hai : L2 = 30 (mm)

Các cơ cấu an toàn trên máy

4.3.1/ Cơ cấu phòng quá tải : Để đề phòng các chi tiết máy hay bộ phận máy bị hư hỏng do quá tải, trong các xích truyền động thường đặt những cơ cấu phòng quá tải để tự dộng làm ngừng máy khi quá tải vượt quá giá trị thiết kế

Các cơ cấu phòng quá tải thường được dùng trong máy công cụ là các hệ thống bằng điện, dầu ép hay cơ khí Việc lực chọn cơ cấu phòng quá tải phụ thuộc vào nhiều yếu tố, trước tiên là phụ thuộc vào các yếu cầu nhạy, nhanh, mức độ tự động để bảo vệ máy, dụng cụ và động cơ điện Ở đây chúng em chọn cơ cấu phòng quá tải trong máy khoan đứng K125 là ly hợp vấu an toàn

Khi quá tải các mặt tiếp xúc của ly hợp trượt lên nhau cắt xích truyền động tương ứng Sau đó tự động nối lại xích truyền động khi tải trong trở về trạng thái bình thường

Hình 4.3 Ly hợp vấu an toàn Ở hình đầu tiên là ly hợp vấu an toàn Nó gồm (2) và (5) lắp trên 2 trục (1) và (6) Khi mômen truyền trong giới hạn cho phép, lo lò (4) ép các vấu nghiêng ăn khớp với nhau Điều chỉnh lực lò xo, qua đó điều chỉnh mômen truyền được thực hiện bằng ống có ren (3)

Nhiều khi lực ma sát giữa then và rãnh then làm cho bạc (5) khó di động theo hướng trục, làm cho ly hợp mất tác dụng an toàn Để khác phục người ta dùng thêm một ly hợp vấu trung gian như hình thứ 2 Ở đây, bộ ly hợp vấu có nhiệm vụ nối bạc (2) của bánh răng với vítme (1) làm di động bàn máy Giữa ly hợp vấu của bạc (4) và ly hợp của bạc (2) người ta lắp thêm ly hợp vấu trung gian (3) Vấu bên trái của ly hợp vấu trung gian là vấu nghiêng và ăn khớp với vấu của bạc

(2) Vấu bên phải của ly hợp vấu trung gian và vấu bạc (4) gồm có 4 vấu lớn ăn khớp với nhau Như thế, khi quá tải ly hợp vấu trung gian để di động sang phải, vì ma sát ở rãnh then trên trục không làm cản trở chuyển động của nó

ỨNG DỤNG MÁY TÍNH TRONG THIẾT KẾ VÀ MÔ PHÒNG MÁY

Giới thiệu các phần mềm thiết kế cơ khí

Thiết kế là một bước rất quan trọng trong bất kỳ quá trình chế tạo và sản xuất Mặc dù với tầm quan trọng của nó, nhưng đã có một thời gian việc thiết kế bị hạn chế khi không còn chính xác trong việc sử dụng các bản vẽ truyền thống và các công cụ vật lý Theo nhu cầu loại bỏ những việc không chính xác này, các ứng dụng phần mềm CAD đã được phát triển Trong những năm qua, một số thay đổi tiến bộ đã được thực hiện trong ngành công nghiệp CAD Hàng trăm phần mềm CAD mạnh mẽ có khả năng thiết kế rất phức tạp và tạo mô hình 3D Trong bài viết này, tôi sẽ tổng hợp danh sách các phần mềm thiết kế cơ khí hàng đầu hiện nay, chúng ta sẽ xem xét các tính năng mà các phần mềm mang lại

Các phần mềm thiết kế phổ biến : a/ Phần mềm Solidworks :

Hình 5.1 Giao diện phần mềm Solidworks

Solidworks là một chương trình CAD hàng đầu của công ty Dassault Systèmes Nó là một phần mềm CAD phân tích vững chắc Ngoài khả năng thiết kế của nó, Solidworks có các công cụ mô phỏng mạnh mẽ cho phép bạn thực hiện phân tích trực tiếp trên mô hình của mình b/ Phần mềm Fusion 360 :

Fusion 360 là phần mềm tích hợp đầy đủ chức năng mô hình hóa CAD, CAM và CAE, giúp loại bỏ các quy trình phát triển sản phẩm nhờ vào việc kết hợp thiết kế, sản xuất và kỹ thuật trong một gói duy nhất Phần mềm này cho phép người dùng tạo ra các hệ thống cá nhân hoặc đa thành phần phức tạp, sử dụng cả phương pháp dựa trên hình học và tham số.

Hình 5.3 Giao diện phần mềm Inventor

Inventor là một phần mềm CAD với đầy đủ các công cụ hỗ trợ cho tất cả các nhu cầu thiết kế cơ khí 3D của bạn Các công cụ mô phỏng cho phép bạn phân tích chuyển động mô hình của bạn trong điều kiện thực tế của ứng suất và lực ứng dụng nhằm giúp bạn hình dung và nghiên cứu một các trực quan d/ Phần mềm Creo Parametric :

Hình 5.4 Giao diện phần mềm Creo Parametric

Creo Parametric là một giải pháp phần mềm CAD, CAM và CAE 3D để thiết kế và phát triển sản phẩm Phần mềm này cho phép người dùng thiết kế và tạo ra sản phẩm của họ Các tính năng của Creo có thể được phân loại thành mô hình và thiết kế, mô phỏng và phân tích, thực tế mở rộng, thiết kế kết nối thông minh, sản xuất phụ gia và thiết kế dựa trên mô hình e/ Phần mềm Solid Edge :

Hình 5.5 Giao diện phần mềm Solid Edge

Solid Edge là gói phần mềm CAD mô hình hóa và phác thảo 2D cho thiết kế cơ điện và phát triển sản phẩm Phần mềm kết hợp tính linh hoạt và kiểm soát của mô hình tham số với tốc độ và sự đơn giản của mô hình trực tiếp

Các ví dụ

Một số chi tiết được vẽ từ các phần mềm :

Hình 5.6 Bộ truyền xích được vẽ từ Solidworks

Hình 5.7 Cơ cấu trục khuỷu thanh truyền được vẽ từ Fusion 360

Hình 5.8 Chi tiết dạng trục được vẽ từ Inventor

Hình 5.9 Chi tiết bánh răng trụ răng nghiêng được vẽ từ Creo Parametric

5.3/ Mô phỏng cơ cấu đã thiết kế trong máy :

5.3.1/ Mô phỏng cơ cấu then kéo : a/ Các chi tiết của trục VI :

Hình 5.10 Bộ ba bánh răng trên trục VI

Hình 5.12 Trục then kéo trên trục VI

Hình 5.12 Then kéo và thép lá trên trục VI

Hình 5.14 Bạc lót trục VI

Hình 5.15 Ổ bi 20 trên trục VI b/ Các chi tiết của trục VII :

Hình 5.16 Bộ năm bánh răng trên trục VII

Hình 5.19 Bạc lót trục VII

Hình 5.20 Ổ bi 20 trên trục VII c/ Các chi tiết của trục VIII :

Hình 5.21 Bộ ba bánh răng trên trục VIII

Hình 5.23 Trục then kéo trên trục VIII

Hình 5.24 Then kéo và thép lá trên trục VIII

Hình 5.26 Bạc lót trục VIII

Hình 5.27 Ổ bi 30 trên trục VIII

SVTH : Nguyễn Tấn Dũng – Nguyễn Đức Hiếu Trang 84 d/ Lắp rắp cơ cấu then kéo :

Bước 1 : Lắp then kéo và chốt then vào trục then kéo

Hình 5.28 Trục then kéo Bước 2 : Lắp trục then kéo vào trục VI

Hình 5.29 Trục VI và trục then kéo Bước 3 : Lắp các bánh răng, bạc lót và ổ bi lên trục VI

Hình 5.30 Toàn bộ trục VI

Bước 4 : Lắp then lên trục VII

Hình 5.31 Then và trục VII Bước 5 : Lắp các bánh răng, bạc lót và ổ bi lên trục VII

Hình 5.32 Toàn bộ trục VII Bước 6 : Lắp trục then kéo vào trục VIII

Hình 5.33 Trục VIII và then kéo

Bước 7 : Lắp các bánh răng, bạc lót và ổ bi lên trục VIII

Hình 5.34 Toàn bộ trục VIII Bước 8 : Lắp tất cả 3 trục lại ta được cơ cấu then kéo

Hình 5.35 Cơ cấu then kéo

5.3.2/ Mô phỏng cơ ly hợp bi : a/ Các chi tiết của cơ cấu ly hợp bi

Hình 5.36 Nửa ly hợp trên

Hình 5.37 Nửa ly hợp dưới

Hình 5.42 Bạc lót ly hợp

Hình 5.43 Vòng chữ C b/ Lắp rắp cơ cấu ly hợp bi

Bước 1 : Đặt các viên bi lên nữa ly hợp dưới

Hình 5.44 Bi và nữa ly hợp dưới Bước 2 : Lắp nữa ly hợp trên lên ly hợp dưới

Hình 5.45 Ly hợp trên và ly hợp dưới Bước 3 : Lắp ổ chặn, bạc lót và vòng chữ C

Hình 4.46 Cụm ly hợp bi Bước 4 : Lắp cánh tay đòn và lò xo vào ly hợp

Hình 4.47 Cơ cấu ly hợp bi

Mô phỏng cơ cấu đã thiết kế trong máy

Định dạng
Số trang	92
Dung lượng	2,56 MB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
[1] Thiết kế máy cắt kim loại – GS. Nguyễn Ngọc Cẩn	Khác
[2] Thiết kế máy công cụ – TS. Phạm Văn Trung	Khác
[3] Cơ sở máy công cụ – PGS. TS. Phạm Văn Hùng, PGS. TS. Nguyễn Phương	Khác
[4] Sổ tay công nghệ chế tạo máy tập II – GS. TS. Nguyễn Đắc Lộc, PGS. TS. Lê Văn Tiến, PGS. TS. Ninh Đức Tốn, PGS. TS. Trần Xuân Việt	Khác
[5] Sổ tay công nghệ chế tạo máy tập III – GS. TS. Nguyễn Đắc Lộc, PGS. TS. Lê Văn Tiến, PGS. TS. Ninh Đức Tốn, PGS. TS. Trần Xuân Việt	Khác
[6] Kỹ thuật đo cơ khí – PGS. TS. Lưu Đức Bình, ThS. Châu Mạnh Lực	Khác
[7] Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí – PGS. TS. Trịnh Chất	Khác
[8] Chi tiết máy – PGS. TS. Nguyễn Văn Yến	Khác
[9] Альбом_чертежей_запасных_деталей_универсального_вертикально-сверлильного_станка_модели_2А125_-_1955	Khác