Thiết kế máy tiện ren vít vạn năng

Phân tích máy tương tự

1.1) KHẢO SÁT CÁC ĐẶC TÍNH KĨ THUẬT CỦA MỘT SỐ LOẠI MÁY TIỆN THƯỜNG GẶP

Máy tiện là thiết bị phổ biến nhất trong các nhà máy, chiếm từ 40% đến 50% tổng số máy móc Sự phổ biến này xuất phát từ khả năng gia công đa dạng của máy, bao gồm việc chế tạo các mặt tròn xoay như mặt trụ, mặt định hình, mặt nón, và mặt ren vít, cũng như thực hiện các công việc khoan, khoét, doa, tạo hình nhiều cạnh, elip, cam, và gia công cắt đứt.

Hiện nay, các nhà máy ở Việt Nam chủ yếu sử dụng máy tiện cũ từ Liên Xô hoặc các máy được sản xuất trong nước dựa trên thiết kế của Liên Xô, với những cải tiến để phù hợp hơn với điều kiện sản xuất trong nước.

Các loại máy tiện vạn năng chúng ta hay gặp trong các xưởng cơ khí và đặc tính kĩ thuật của chúng:

Bảng 1.1): Tính năng kĩ thuật của các máy đã có Đặc tính kĩ thuật Các loại máy

Chiều cao tâm máy (mm) 200 200 160

Khoảng cách hai mũi tâm (mm) 1400 1500 700 Đường kính vật gia công Dmax(mm) 400 400 320

Số vòng quay:nminnmax (v/p) 12,52000 11,51200 441980 Lượng chạy dao dọc (mm) 0,074,16 0,0821,59 0,061,07 Lượng chạy dao ngang (mm) 0,0352,0 0,0270,527 0,040,78

Công suất trục chính (kw) 10 7 4,5

Lực chạy dao lớn nhất

Kết luận, máy tiện ren vít vạn năng T620 có các đặc điểm tương đồng với yêu cầu thiết kế Vì vậy, chúng tôi chọn máy T620 làm mẫu để nghiên cứu và phát triển thiết kế máy mới.

1.2) PHÂN TÍCH MÁY TƯƠNG TỰ-MÁY TIỆN REN VÍT VẠN NĂNG T620

1.2.1) Sơ đồ động học máy ® êng truyÒn nghịch

Hình 1.1) Sơ đồ động học máy tiện T620

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 4

Hình 1.2) Sơ đồ động của máy tiện T620 a) Xích tốc độ:

Xích nối từ động cơ điện công suất NkW số vòng quay n50 vg/ph, qua bộ truyền đai vào hộp tốc độ làm quay trục chính VII

Lượng di động tính toán ở hai đầu xích là: nđc (vg/ph) của động cơ → ntc (vg/ph) của trục chính

Xích tốc độ có đường quay thuận Mỗi đường truyền khi tới trục chính bị tách ra làm 2 đường truyền:

+ Đường truyền trực tiếp tới trục chính cho ta tốc độ cao

+ Đường truyền tốc độ thấp đi từ trục IV-V-VI-VII

Phương trình xích động biểu thị khả năng biến đổi tốc độ của máy

Hình 1.3) Phương trình xích động

Từ phương trình trên ta thấy:

+ Đường tốc độ cao vòng quay thuận có 6 cấp tốc độ

2 x 3 x 1 = 6 + Đường tốc độ thấp vòng quay thuận có 24 cấp tốc độ

Kết quả của phép tính 2 x 3 x 2 x 2 x 1 là 24 Tuy nhiên, thực tế, đường truyền tốc độ thấp của vòng quay thuận chỉ có 18 cấp tốc độ do giữa trục IV và trục VI có khối bánh răng di trượt hai bậc, cho phép tạo ra 4 tỉ số truyền khác nhau.

Nhìn vào phương trình thực tế chỉ có 3 tỉ số truyền 1

Như vậy đường truyền tốc độ thấp vòng quay thuận còn 18 tốc độ

2 x 3 x 3 x 1 = 18 Vậy đường truyền thuận có 18+6$ cấp tốc độ bao gồm:

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 6 i đcơ

Về mặt độ lớn ta thấy n18

≈ n19 Vậy trên thực tế chỉ có 23 tốc độ khác nhau Các tỉ số truyền 1

1 tạo nên ikđại dùng để cắt ren khuếch đại b) Xích chạy dao cắt ren:

Máy tiện ren vít vạn năng T620 có khả năng cắt 4 loại ren:

Khi cắt ren tiêu chuẩn xích truyền từ trục VII xuống trục VIII về trục IX qua cặp bánh răng thay thế vào hộp dao và trục vit me.

Lượng di động tính toán ở hai đầu xích là:

Một vòng trục chính-cho tiện được 1 bước ren tp (mm). Để cắt được 4 loại ren máy có 4 khả năng điều khiển sau:

+ Cơ cấu bánh răng thay thế qua trục IX và trục X đảm nhận 2 khả năng (dùng cặp bánh răng 97

+ Bộ bánh răng Nooctong chủ động chuyển động từ trục IX qua li hợp C2 tới trục

X làm quay khối bánh răng hình tháp xuống trục XI qua C3 tới trục XII đến trục XIV tới trục vít me.

+ Nooctoong bị động chuyển động từ trục X thông qua C2 mà đi từ cặp bánh răng

Trục XI và bánh răng hình tháp XII kết nối qua bánh răng 35, không truyền qua trục XV, để dẫn động xuống dưới 18-28-35-XIII Tiếp theo, quá trình truyền động diễn ra qua XIV-XV tới vít me Để cắt được nhiều loại ren khác nhau trong cùng một loại ren, máy sử dụng khối bánh răng hình tháp 7 bậc và 2 khối bánh răng di trượt trong hộp chạy dao.

Khi cắt ren trái trên trục chính, cần giữ nguyên chiều quay cũ và đổi chiều chạy dao ngược lại Điều này được thực hiện thông qua cơ cấu đổi chiều nối giữa trục VIII và IX tới bánh răng đệm 28.

Hình 1.4) Lược đồ cấu trúc chạy dao

Từ cấu trúc động học xích chạy dao trên ta có phương trình tổng quát cắt ren như sau:

1 vòng trục chính x icố định x ithay thế x icơ sở x igấp bội x tv = tp

• Khi cắt ren quốc tế ( dùng cho các mối ghép):

- Lượng di động tính toán : 1 vòng trục chính → tp (mm)

50,bánh răng nooctong chủ động

- Lượng di động tính toán : 1 vòng trục chính → 25,4/n (mm)

Trong đó n: số vòng quay trên 1 tấc Anh

50,con đường 2 bánh nooctong chủ động Phương trình cắc ren Anh

(XIII).igb.XV.tv=tp

• Khi cắt ren mô-đun : (dùng cho truyền động)

- Lượng di động tính toán : 1 vòng trục chính → m π

97,con đường 1 nooctong chủ động Phương trình xích động

(XI) C3 (XII).igb.(XV).12=tp

- Lượng di động tính toán : 1 vòng trục chính → 25,4 π /Dp

97, con đường 1 nooctong chủ động

Chạy dao dọc là quá trình diễn ra từ trục bánh vít 28 (trục XVII) thông qua cặp bánh răng 14/60 (bánh răng lồng không) Khi chạy dao theo hướng vào mâm cặp (chạy thuận), ly hợp bánh răng thanh răng t (m=3) được kích hoạt Ngược lại, khi chạy dao lùi, đường truyền từ trục XVIII qua ly hợp và bánh răng đệm 38 dẫn đến cặp bánh răng 14/60, giúp bánh xe chạy dao lùi hiệu quả.

* Chạy dao ngang : Đường truyền giống như chạy dao dọc truyền theo nửa bên phải hộp chạy dao tới vít me ngang t=5

* Chạy dao nhanh : Máy có động cơ điện chạy dao nhanh N = 1 kW, n= 1410 vg/ph trực tiếp làm quay nhanh trục trơn XVI

Từ các yêu cầu đó ta có được một bảng sắp xếp ren như sau:

Ren quốc tế tp=mm

24 12 6 3 - - - - c) Một số cơ cấu đặc biệt:

Cơ cấu ly hợp siêu việt đóng vai trò quan trọng trong hệ thống truyền động của máy, giúp truyền lực từ xích chạy dao nhanh và động cơ chính tới trục chấp hành qua hai đường truyền khác nhau Nếu không có ly hợp siêu việt, trục có thể bị xoắn hoặc gãy khi máy hoạt động Thiết bị này đặc biệt cần thiết khi máy chạy dao nhanh và khi cần đảo chiều quay của trục chính.

Cơ cấu đai ốc mở đội sử dụng vít me để truyền động cho hai má đai ốc mở đôi đến hộp xe dao Khi tay quay được quay, đĩa sẽ xoay và chốt gắn cứng với hai má sẽ trượt theo rãnh khớp với vít me.

Cơ cấu an toàn trong hộp chạy dao được thiết kế để tự ngắt truyền động khi máy gặp tình trạng quá tải, đảm bảo an toàn trong quá trình làm việc Hệ thống này được lắp đặt trong xích chạy dao (tiện trơn), giúp bảo vệ thiết bị và nâng cao hiệu suất làm việc.

1.2.2) Vẽ lưới vòng quay a Tính trị số ϕ

Ta có : nmin = 12,5 vòng/phút nmax = 2000 vòng/phút

Tính công bội ϕ theo công thức ϕ 1 min

1,26 Bởi vậy công bội ϕ của máy T620 có giá trị ϕ = 1,26 b Tính trị số vòng quay của trục đầu tiên của hộp tốc độ

+ Trên trục II : nII = nđcơ x iđt= 1450 x 260

= 808,65 (v/ph) + Trên trục VII:Căn cứ vào nmin tra bảng vòng quay tiêu chuẩn ta có 23 tốc độ

+ Xác định vị trí n0 đặt trên đồ thị vòng quay no = nII = 809 ≈ 800 =n19

+ Xác định độ xiên của các nhóm truyền theo công thức i = ϕ x với ϕ = 1,26

• Nhóm truyền thứ nhất có 2 tỉ số truyền i1 = 34

⇒ Tia i 1 lệch sang phải 2 khoảng logϕ

⇒ Tia i2 lệch sang phải 1 khoảng logϕ

Lượng mở giữa hai tia [ ] x

• Nhóm truyền thứ hai (từ trục II tới trục III) có 3 tỉ số truyền i3 = 47

Tương tự cách làm nhóm truyền 1 ta có :

X3 = - 2,09 ≈ - 2 ⇒ Tia i3 lệch sang trái 2 khoảng logϕ

X4 = - 4,17 ≈ - 4 ⇒ Tia i 4 lệch sang trái 4 khoảng logϕ

= [ ] 2 ứng với nhóm truyền khuếch đại

• Nhóm truyền thứ ba (từ trục III tới trục IV) có 2 tỉ số truyền i6 = 88

X6 = -6 ⇒ Tia i6 lệch sang trái 6 khoảng logϕ i8 = 88

X8 = -6 ⇒ Tia i8 lệch sang trái 6 khoảng logϕ

• Nhóm truyền gián tiếp (từ trục V tới trục VI) có 1 tỉ số truyền i10 = 54

X10 = -4 ⇒ Tia i 10 lệch sang trái 4 khoảng logϕ

• Nhóm truyền trực tiếp (từ trục III tới trục VI) có 1 tỉ số truyền i11= 43

X11= 2 ⇒ Tia i11 lệch sang phải 2 khoảng logϕ c Vẽ đồ thị vòng quay

Hình 1.5) Đồ thị vòng quay

Công thức động học của máy T620

Phương án không gian chạy vòng 2 x 3 x 2 x 2 x 1 = z1

Phương án không gian chạy tắt 2 x 3 x 1 = z2\

Phương án thứ tự của z1 2x3x2x2

Trong đó nhóm truyền 2[ ] 12 có ϕ 12 = 1,26 12 = 16 > 8 không thõa mãn điều kiện ϕ max ≤ 8 Nên phải tạo ra hiện tượng trùng tốc độ như sau

Số tốc độ trùng zx = 12 - 6 = 6 được bù lại bằng đường truyền thứ hai có phương án không gian 2x3

Do đó lưới kết cấu của máy sẽ là n 1 n 3 n 5 n 7 n 9 n 11 n 13 n 15 n 17 n 2 n 4 n 6 n 8 n 10 n 12 n 14 n 16 n 18 n 19 n 21 n 23 n 20 n 22 n 24

(Đường truyền chính) (Đường truyền phụ)

Thiết kế truyền dẫn máy mới

2.1) THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN HỘP TỐC ĐỘ

Máy tiện ren vít vạn năng theo kiểu T620 với các thông số Z#; nmin = 14 (v/ph); ϕ = 1,26 a) Chuỗi số vòng quay tuân theo quy luật cấp số nhân

Suy ra nmax = 2261 (v/ph) n1= nmin= 14 (v/ph)

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 14 n2= n1 ϕ n3= n2 ϕ= n 1 = ϕ 2

Công thức tính tốc độ cắt:

(m/ph) Trong đó: d- Đường kính chi tiết gia công (mm) n- Số vòng quay trục chính (v/ph) b) Tính số hạng của chuỗi số

Phạm vi điều chỉnh ax min

Trị số vòng quay cơ sở thành lập từ trị số vòng quay đầu tiên n1= 14 v/ph và nz= n1 ϕ z-1

Lần lượt thay Z= 1 23 ÷ vào ta có bảng sau:

Bảng 2.1) Bảng chuỗi số vòng quay

Tốc độ Công thức tính n tiêu chuẩn n1 nmin= n1 14 n2 n1 ϕ 18 n3 n1 ϕ 2 22,4 n4 n1 ϕ 3 28 n5 n1 ϕ 4 35,5 n6 n1 ϕ 5 45 n7 n1 ϕ 6 56 n11 n1 ϕ 10 141 n12 n1 ϕ 11 180 n13 n1 ϕ 12 224 n14 n1 ϕ 13 280 n15 n1 ϕ 14 355 n16 n1 ϕ 15 450 n17 n1 ϕ 16 560 n18 n1 ϕ 17 710 n19 n1 ϕ 18 900 n20 n1 ϕ 19 1120 n21 n1 ϕ 20 1410 n22 n1 ϕ 21 1800 n23 n1 ϕ 22 2240 c) Số nhóm truyền tối thiểu min ax

4 i m n n = với i: số nhóm truyền tối thiểu

Vì số nhóm truyền là nguyên nên lấy i= 4

Các phương án không gian 24x1

12x2 3x4x2 6x2x2 2x3x2x2 Dựa vào số nhóm truyền tối thiểu i=4 ta loại trừ các phương án không gian và lấy phương án không gian là : 2x3x2x2

Cách bố trí các bộ phận tổ hợp của xích tốc độ cần được thực hiện theo phương án hộp tốc độ và hộp trục chính, do máy có độ phức tạp lớn (Z#) và công suất lớn (NkW).

• Dựa vào công thức Z=p1.p2.p3….pj

Trong đó pj là tỷ số truyền trong một nhóm

Mỗi thừa số pj đại diện cho 1 hoặc 2 khối bánh răng di trượt, giúp truyền động giữa 2 trục liên tục Việc lựa chọn phương án không gian hợp lý được thực hiện dựa trên các tiêu chuẩn cụ thể.

1 Tổng số bánh răng trên một trục

2 Tổng số trục của phương án là nhỏ nhất

3 Chiều dài sơ bộ của hộp tốc độ theo công thức

L = Σb + Σf b: Chiều rộng bánh răng f: khoảng hở giữa bánh răng và khe hở để lắp miếng gạt

4 Số bánh răng chịu momen xoắn ở trục cuối cùng là ít nhất

5 Các cơ cấu đặc biệt dùng trong hộp: ly hợp ma sát,phanh

Bảng 2.2) Bảng so sánh phương án bố trí không gian

5 Cơ cấu đặc biệt Ly hợp ma sát Ly hợp ma sát Ly hợp ma sát Ly hợp ma sát

Kết luận: Với phương án và bảng so sánh trên ta thấy nên chọn phương án không gian 2x3x2x2 vì

Tỷ số truyền giảm dần từ trục đầu tiên đến trục cuối, do đó cần bố trí trên trục đầu tiên một bộ ly hợp ma sát nhiều đĩa và một bộ bánh răng đảo chiều để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

- Số bánh răng phân bố trên các trục đều hơn PAKG 3x2x2x2 và 2x2x3x2

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

Do đó để đảm bảo tỷ số truyền giảm từ từ đồng đều ưu tiên việc bố trí kết cấu ta chọn PAKG 2x3x2x2

Hình 2.1) Sơ đồ động học của máy

2.1.3) Phương án thứ tự (PATT)

- Số phương án thứ tự q=m! m: số nhóm truyền

Với m=4 ta có q= 4!= 24 Để chọn PATT hợp lý nhất ta lập bảng để so sánh tìm phương án tối ưu

Bảng 2.3) Bảng so sánh các phương án thứ tự

TT Nhóm 1 TT Nhóm 2 TT Nhóm 3 TT Nhóm 4

IV III II I [12][4][2][1] x max 12 16 12 16 12 16 12 16 ϕ xmax 16 40,32 16 40,32 16 40,32 16 40,32

Nhận xét: Qua bảng trên ta thấy các phương án đều có ϕ xmax > 8 như vậy không thõa mãn điều kiện ϕ xmax = ϕ i(p-1) ≤ 8

Do đó để chọn được phương án đạt yêu cầu ta phải tăng thêm trục trung gian hoặc tách ra làm hai được truyền

PATT I, II, III, IV có giá trị ϕ xmax = 1,26 12, nhỏ hơn so với máy chuẩn đã chọn, cho thấy phương án này là tối ưu Nó đảm bảo lượng mở đều đặn và tăng dần, kết cấu chặt chẽ, hộp tương đối gọn gàng, với lưới kết cấu hình rẻ quạt.

PATT I II III IV [x] [1] [2] [6] [12] Để đảm bảo ϕ xmax ≤ 8 ta phải thu hẹp lượng mở tối đa từ ϕ xmax = 12 xuống ϕ xmax = 6

Do thu hẹp lượng mở nên số tốc độ thực tế bị giảm Ta có số tốc độ thực tế là

PATT bây giờ là 2[1] x 3[8] x 2[6] x 2[6] Để bù lại số tốc độ trùng vì thu hẹp lượng mở ta thiết kế thêm đường truyền tốc độ cao ( đường truyền tắt)

PAKG đường truyền này là Z2= 2x3x1=6 tốc độ

Vậy PAKG cuả hộp tốc độ là Z = Z1+Z2= 24+6 = 30

Do trùng 7 tốc độ ( Tốc độ cuối của đường truyền tốc độ thấp trùng với tốc độ của đường truyền cao)

Nên số tốc độ thực tế của máy là Z = 30 – 7 = 23 tốc độ

Ta có lưới kết cấu của máy như sau:

Lưới kết cấu của máy n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 n 13 n 14 n 15 n 16 n 17 n 18 n 19 n 20 n 21 n 22 n 23 n 24

2.1.4) Vẽ đồ thị vòng quay

Trị số vòng quay giới hạn n0 trên trục I được biến thiên trong khoảng n0 min

Tính theo các tỷ số truyền lớn nhất và tỷ số truyền nhỏ nhất kể từ trục chính đến trục đầu tiên

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 20 n0min = nmax/ Π 1 i

Trong đó i- chỉ số biểu thị nhóm truyền Π 1 i

Vậy n0 max /(1/4) 4 = 3584 v/ph n0 min = 2261/2 4 = 141 v/ph

Như vậy giới hạn n0 biến thiên trong khoảng 141 ≤ n0

Để trục và bánh răng đầu vào của hộp chịu Mx có kích thước nhỏ gọn, thường đặt n0 ở các trị số lớn, gần với nđc Hơn nữa, n0 đến nmin của trục chính thường giảm nhiều hơn là tăng.

Giả sử ta chọn n0= n19 = 900 v/ph

Ta vẽ được đồ thị vòng quay của máy như sau: n00 i 1 i i i i i i i i i i 2

Hình 2.3) Đồ thị vòng quay

2.1.5) Tính toán số răng của các nhóm truyền trong hộp tốc độ a) Tính nhóm truyền cố định từ trục động cơ đến trục thứ nhất

Ta có: no = nđc io η đ = 900

= 0,635 b) Tính số răng của nhóm truyền thứ nhất

Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) = 18 Vậy K = 18

Vì tia có tỷ số truyền nghiêng phải nhiều nhất do đó Emin được tính theo bánh răng bị động

Chọn Emin = 3 dẫn đến tổng số răng ΣZ = E.K = 3.18 = 54 răng Để tối ưu hóa bánh răng cho vỏ ly hợp ma sát, đường kính bánh răng nên khoảng 100 mm Dựa trên các máy hiện có, mô-đun bánh răng khoảng 2,5, do đó bánh răng chủ động nên có ít nhất 50 răng, qua đó tăng tổng số răng của cặp bánh răng.

Vậy răng n 0 i 2 i 1 c) Tính số răng của nhóm truyền thứ hai

Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) = 108

Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z3 trong đường truyền

Giảm tốc nên Emin được tính theo bánh răng chủ động

Vậy răng d) Tính số răng của nhóm truyền thứ ba

Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z6 trong đường truyền giảm tốc nên Emin được tính theo bánh răng chủ động

Vậy răng e) Tính số răng của nhóm truyền thứ tư

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 24 i 8 i 9 i 6 i 7 i 3 i 5 i 4

Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z8 trong đường truyền giảm tốc nên Emin được tính theo bánh răng chủ động

Vậy răng f) Tính số răng của nhóm truyền thứ năm

Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z10 trong đường truyền

Giảm tốc nên Emin được tính theo bánh răng chủ động

Ta lấy E = 27 ( để bánh răng Z’10 có đường kính chân răng lớn hơn trục chính)

Vậy răng g) Tính số răng của nhóm truyền trực tiếp

Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z’11 trong đường truyền tăng tốc nên Emin được tính theo bánh răng bị động

• Điền số răng vào sơ đồ động:

Hình 2.4 ) Sơ đồ động hộp tốc độ

Kiểm nghiệm sai số vòng quay trục chính

Ta cú phương trỡnh cõn bằng xớch động nt/c = nđcơ.ηđ.iđt z z ' 1

Trong đó nđcơ = 1440 vg/ph η đ = 0,980 ta chọn iđt 164

260=0,630 ⇒ nII tính = nđc.ηđ.iđt = 1440 0,985 0,630= 893,592 vg/ph nlýthuyết = n19 = 900 v/ph

Tính sai số vòng quay theo công thức: ∆n = n n n c t tính c t

Trong đó nt/c – Số vòng quay tiêu chuẩn ntính – Số vòng quay tính toán theo phương trình xích động

Bảng 2.5) Bảng tính toán số vòng quay

TT Phương trình xích động ntính nt/c ∆n%

*Đồ thị sai số vòng quay

Hình 2.5) Đồ thị sai số vòng quay

Sau khi kiểm tra sai số ta thấy ∆n nằm trong phạm vi cho phép,không cần phải tính lại tỉ số truyền

2.2) THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN HỘP CHẠY DAO

2.2.1) Yêu cầu kĩ thuật và đặc điểm hộp chạy dao

- Số cấp chạy dao phải đủ

- Độ chính xác của lượng chạy dao yêu cầu chính xác cao

- Độ cứng vững của xích động nối liền trục chính và trục kéo Đặc điểm :

• Tốc độ làm việc chậm

• Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền 1,5 ≤ is

≤ 2,8 Rs max ax min sm i i i

2.2.2) Sắp xếp các bước ren Để thuận tiện cho việc gia công ren người ta đã cố tình tiêu chuẩn hóa ren theo nguyên tắc:

 Ren tiêu chuẩn được đặt theo dãy cấp số cộng có công sai không đều, không có quy tắc thiết kế

Tiêu chuẩn hóa giúp tạo ra các nhóm trị số ren có giá trị gấp đôi nhau, từ đó giảm kích thước hộp chạy dao Việc này dẫn đến việc số bánh răng của hộp chạy dao được tối ưu hóa, trở nên nhỏ nhất có thể.

Chúng ta sẽ sắp xếp ren thành bảng với các trị số gấp đôi nhau Khi tính tỉ số truyền để cắt ren trong một cột, ta sẽ xác định nhóm truyền cơ sở ics Tiếp theo, qua một số nhóm truyền có giá trị gấp 2, 4, 8, ta sẽ tiếp tục cắt cột bên cạnh.

Theo yêu cầu thiết kế máy tiện ren vít vạn năng ta có các loại ren mà máy ta định thiết kế có thể cắt được :

Khi đó theo dãy ren tiêu chuẩn ta có các thông số ren như sau: tp= 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 14; 16

Với các thông số như ta đã xác định về các loại ren và kí hiệu ren ta có được bản sắp xếp ren được cắt như sau:

Ren Quốc Tế Ren Module

- Gọi Z1 Z2 … Zn là số răng của bộ bánh răng hình tháp thuộc cơ cấu nooctong

+ Để cắt ren quốc tế :

+ Để cắt ren mô-đun:

Tóm lại để cắt 4 loại ren thì cơ cấu nootong phải có số răng:

Số bánh răng trong cơ cấu nooctoong không thể lấy quá lớn vì sẽ làm tăng kích thước nhóm truyền nên người ta hạn chế trong giới hạn:

Để đảm bảo độ cứng vững cho bộ nooctoong, cần lựa chọn các thông số như Z1$, Z2&, Z3(, Z42, Z5= 36, Z6= 38, Z7@, Z8= 44 Số bánh răng của cơ cấu nooctoong phải được giới hạn dưới 10-13 bánh để tránh tình trạng kém cứng vững do khoảng cách giữa hai gối đỡ quá xa.

Chỉ vì cắt ren Anh có n ren/pit, bộ nooctong cần thêm bánh răng Z5= 38 Tuy nhiên, bánh răng này không được sử dụng để cắt ba loại ren còn lại, vì vậy chúng ta có thể loại bỏ bánh răng này.

Z5= 38 Như vậy bộ nooctong chỉ còn lại 7 bánh răng

Z Đồ án thiết kế máy công cụ-T06 5

Hình 2.6) Cơ cấu nooctoong 7 tầng

2.2.3) Thiết kế nhóm gấp bội

Nhóm gấp bội cần tạo ra 4 tỉ số truyền với công bội ϕ=2 Bằng cách chọn cột có các tỉ số truyền 6, 7, 8, 9, 10, 11 làm nhóm cơ sở, ta có thể tạo ra toàn bộ số ren có tỉ số truyền nhóm gấp bội bằng 1/4, 1/2, 1 và 2.

Hộp chạy dao có công suất nhỏ và hiệu suất thấp, với các bánh răng có cùng môdul, do đó việc lựa chọn thứ tự Mx trên các trục trung gian không còn quan trọng Ngoài ra, việc chọn PAKG để giảm cấp số vòng quay cũng không làm tăng kích thước bộ truyền.

Do đó để đơn giản ta tham khảo máy chuẩn chọn ra PAKG & PATT

Bảng 2.7) Bảng so sánh PAKG:

Yếu tố so sánh Phương án

Số bánh răng chịu mômen xoắn 2 2

PAKG : 4x1 có số báng răng trên một trục nhiều, khó chế tạo PAKG 2x2 là hợp lý hơn.

Với PAKG : 2x2 có hai PATT

Bảng 2.8 ) Bảng so sánh PATT:

Lưới kết cấu của nhóm

Lượng mở cực đại [X]max 2 2

• Ta có lưới kết cấu :

Để tránh sai số trùng lặp gây ra cộng hưởng sai số, chúng ta cần chọn tỉ số giữa các bộ truyền trong nhóm gấp bội khác 1 Dựa vào máy tham khảo, đồ thị vòng quay đã được vẽ như hình 2.8.

Hình 2.9) Đồ thị vòng quay nhóm gấp bội

2.2.4) Tính các tỉ số truyền trong nhóm gấp bội a) Tính nhóm truyền 1: i1 =1/ϕ 1,32 =1/2 1,32 = 2/ 5 = f1 / g1 ⇒ f1+g1 = 2 + 5 = 7 i2 =1/ϕ 0,32 =1/2 0,32 = 4/ 5 = f2 / g2 ⇒ f2+g2 = 4 + 5 = 9

Bội số chung nhỏ nhất : K=7.9 = 63

Ta tính Emin chủ động:

Bội số chung nhỏ nhất : K= 91 Ta tính Emin chủ động:

2.2.5) Tính các tỉ số truyền còn lại

Tính tỉ số truyền còn lại (ibù) bao gồm các bánh răng phụ bánh răng thay thế của hộp chạy dao

• Phương trình cân bằng xích động:

1vòngt/c ibù icơ sở igấp bội tx = tp

Cắt thử tp = 6 mm ⇒ igấp bội=1 / 1

Dựa vào mẫu tham khảo ta chọn tx = 12 và Z0 = 28 thì : ics = 28

7 ta có: ibù = itt icđ tham khảo máy mẫu T620 chọn itt = 50

Cắt thử ren có m = 1 ⇒ tp = m.π

Khi đó ta có: igấp bội =1 ; icơ sở= 28

⇒ 1vòngt/c itt icđ icơ sở igấp bội tx = 25,4 / n

Cắt thử ren có n = 8 ⇒ igấp bội=1 / 4 ics = 32

28 = ta có: ibù = itt icđ

28 = tham khảo máy chuẩn chọn itt= 50

Ikd 2.2.6) Tính sai số bước ren

Ta có phương trình xích động học :

1vòngt/c itt icđ icơ sở igấp bội tx = tp itt = 50

Có igấp bội=1/8; icơ sở(/32; ittB/50; icđB/29

⇒ Như vậy sai số bước ren nằm trong giới hạn cho phép

1vòngtc ikđ itt icđ icơ sở igấp bội tx = tp

Các tỉ số truyền khuyếch đại: ikd = 60

Như vậy ta có ba tỉ số truyền khuếch đại là : ikđ = 2; 8; 32

Mà theo yêu cầu bài toán ta phải thiết kế : ikđ = 2; 8;16; 32

Theo phương án của máy tiện T620 trên trục IX, ta thiết kế thêm một cặp bánh răng có tỉ số truyền i = 2 với số răng tương ứng là: Z1 = 28 và Z2= 56.

Bánh răng 56 được lắp trên bánh răng di trượt, để cắt ren khuếch đại ta chỉ cần gạt sang cặp bánh răng đó và tiến hành cắt ren

Theo đầu bài lượng chạy dao : Smin (dọc)=2Smin (ngang)=0,08 mm/vòng

Dựa vào máy tham khảo T620 ta lấy các tỉ số truyền như máy mẫu, khi đó ta có phương trình cân bằng như sau :

1vt/c.itt.icđ.ics.igb.

Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét,ta có thể viết lại phương trình cân bằng như sau:

- Đi qua itt = 42/50, Nooctoong chủ động :

- Đi qua itt = 64/97 ,cơ cấu nooctoong chủ động:

Dựa vào các phương trình đã nêu, khi cơ cấu Nooctoong chủ động có Zn &÷48 và igb=1/8, chúng ta nhận thấy rằng các giá trị yêu cầu đều đạt được Do đó, cần thực hiện điều chỉnh một số cặp bánh răng để tối ưu hóa hiệu suất.

Đặng Duy Kiên, sinh viên mã số 20100396, thực hiện việc điều chỉnh hộp xe dao để đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật Để đảm bảo khoảng cách trục như máy chuẩn, cần duy trì tổng ∑Z = const.

Ta chọn con đường đi qua itt= 64/97 và cơ cấu nooctoong chủ động nên ta điều chỉnh cặp trục vít me từ 6/28 xuống 4/28, lúc đó:

Vậy ta có các đường truyền sau :

Tính toán sức bền các chi tiết máy

3.1) TÍNH CÁC LỰC TÁC DỤNG TRONG TRUYỀN DẪN

3.1.1) Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy

Chế độ làm việc của máy bao gồm cắt gọt, bôi trơn làm lạnh và an toàn Trước khi đưa vào sản xuất, máy mới cần quy định rõ ràng về chế độ làm việc Trong đó, chế độ cắt gọt giới hạn là cơ sở để tính toán động lực học của máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn, bao gồm chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán và chế độ cắt gọt để thử máy Chế độ cắt gọt cực đại được xác định bởi đường kính lớn nhất của chi tiết gia công, ví dụ như máy 1k62 có dmax = 400 mm.

Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại khiến toàn bộ chi tiết máy phải làm việc với tải trọng tối đa, dẫn đến tăng kích thước và trọng lượng máy Tuy nhiên, thực tế cho thấy công nhân thường không khai thác hết khả năng tải trọng của máy Các yếu tố như độ bóng, độ chính xác và trình độ nghề nghiệp đều ảnh hưởng đến hiệu suất làm việc của máy Do đó, để tối ưu hóa quá trình, việc áp dụng chế độ cắt gọt tính toán là cần thiết.

Máy biến đổi hoạt động với chuỗi vòng quay n từ nmin đến nmax và có Z cấp độ khác nhau Đồng thời, chuỗi lượng chạy dao S cũng biến đổi từ Smin đến Smax với Z cấp độ khác nhau Khi ở các trị số nmin và Smin, máy sẽ làm việc với Mxmax.

Vì vậy phải xác định trị số ntính , Stính theo công thức c Chế độ cắt gọt thử máy

Chế độ thử máy được quy định bởi người thiết kế hoặc nhà máy sản xuất, nhằm đảm bảo chất lượng trước khi đưa máy mới vào sản xuất Nhà máy chế tạo phải tiến hành nghiệm thu máy theo một chế độ kiểm nghiệm nhất định, bao gồm thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh và cắt mạnh để kiểm tra tính ổn định của các cơ cấu và chi tiết máy Nếu máy hoạt động với chế độ cắt cao hơn mức thử nghiệm, nhà máy sẽ không chịu trách nhiệm về hư hỏng Do đó, việc lựa chọn chế độ thử máy là cần thiết để tính toán sức bền cho các chi tiết máy mới tương tự.

3.1.2) Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn

Các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành ( dao và phôi) của máy tiện T620 như sau:

Hình 3.1) Các thành phần lực tác dụng

Với Px : thành phần lực dọc trục

Py : thành phần lực hướng tâm

Pz : thành phần lực tiếp tuyến

Công thức tính lực cắt:

C - là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công. t - là chiều sâu cắt (mm) s - lượng chạy dao (mm/vòng) a Thử có tải

Tham khảo máy 1K62, ta chọn chế độ thử có tải sau:

Thông số chế độ cắt:

 Độ cứng bề mặt phôi HRB 7

 Vật liệu dao cắt là thép gió P18.

 Tốc độ trục chính n = 40 vòng/phút.

 Bước tiến dao s = 1,4 mm/vòng.

Theo công thức trên, các hệ số C, x, y tra bảng II – 1 ta có

Các lực thành phần: b Thử công suất

Dao tiện T15K6 Thông số chế độ cắt:

• Chiều dài chi tiết l = 350mm

• Tốc độ trục chính n = 400 vòng/phút.

• Bước tiến dao s = 0,39 mm/vòng

Tương tự như trên ta tính được các lực thành phần như sau

Theo công thức thực nghiệm của D.N Rê-sê-tốp và T.A Lê-vít , với máy tiện có sống trượt lăng trụ thì lực chạy dao Q tính theo công thức:

• G – trọng lượng phần dịch chuyển; G = 250 kg = 2500 N

• f – hệ số thu gọn ma sát trên sống trượt; f = 0,15 ÷ 0,18

• k – hệ số tăng lực ma sát do P x tạo momen lật; k = 1,15

- Theo chế độ thử tải ta có: P x i45,09( );N P z 444,62( )N

→ = + + = + + - Theo chế độ thử công suất:

→ = + + = + + d Tính momen xoắn của động cơ

Trong hộp tốc độ, khi máy làm việc x

M của động cơ điện ( xdc

) trong các cặp truyền động: xdc

i0/η Trong đó: i0 - tỷ số truyền tổng cộng của xích ik - tỷ số truyền từ cặp có M xms tới trục chính η - Hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; η = 0,70 ÷ 0,85; lấy η = 0,8

- mômen xoắn do lực cắt gây ra:

- Chế độ thử có tải:

= → = = 3.2) TÍNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN

3.2.1) Xác định công suất động cơ truyền dẫn chính:

Công suất động cơ gồm có : dc c o p

Trong đó: N c - công suất cắt

- công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và do những nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.

Công suất động cơ điện phải khắc phục ba thành phần công suất trên, bảo đảm cho máy làm việc ổn định.

Thường N c chiếm 70 ÷ 80% N dc , cho nên có thể tính gần đúng công suất động cơ điện theo công suất cắt

Vơí : η - hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; η = 0,70 ÷ 0,85 , lấy η = 0,8

- lực cắt chọn (N) v - tốc độ cắt chọn (m/phút)

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 46 v . 1000 π d n

→ = = Vậy công suất gần đúng của động cơ điện được tính qua công suất cắt

Do đó ta chọn động cơ điện theo tiêu chuẩn Ndc = 10 (kW)

3.2.2) Xác định công suất chạy dao:

Ta có thể xác định công suất chạy dao bằng 2 phương pháp

- Tính theo tỷ lệ với công suất động cơ chính s v dc dc

Với K = 0,04 (máy tiện,rơ vôn ve, khoan), ta có:

Phương pháp này chỉ nên được áp dụng để ước lượng sơ bộ công suất chạy dao Để tính toán động lực học cho các chi tiết máy trong hộp chạy dao, nên sử dụng phương pháp khác.

- Tính theo lực chạy dao

- tốc độ chạy dao (mm/phút);

- hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ; η cd

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

+ Công suất trên từng trục:

Hiệu suất tổng thể của các bộ truyền từ động cơ tới trục được tính bằng công thức η = ∏η i, trong đó η i là hiệu suất của từng bộ truyền như đai, bánh răng và ổ lăn Cụ thể, hiệu suất của bộ truyền đai là 0,985, bánh răng là 0,95, ổ lăn là 0,995, và bộ truyền trục là 0,88.

+ Mô men xoắn tính toán trên từng trục:

(Nmm) + Đường kích sơ bộ của các trục: dsơ bộ = C

Từ đó ta có bảng tính toán động lực:

Bảng 3.1) Bảng tính toán động lực ưưưThôn g sè

Kết luận: Các đường kính được liệt kê trong bảng trên là tiêu chuẩn cho các tiết diện lắp ổ lăn và ổ bi Đối với các tiết diện khác, có thể điều chỉnh tăng giảm tùy theo cấu trúc và lực tác động.

3.4) TÍNH TOÁN SỨC BỀN CÁC CHI TIẾT MÁY

3.4.1.1) Chọn vật liệu làm trục chính

Trục chính trong máy tiện ren vít vạn năng được bố trí trên hai ổ lăn, do đó cổ trục không cần phải có độ cứng đặc biệt.

Vì vậy ta chọn vật liệu làm trục là thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB = 230-260, có

750( ) b Mpa σ 3.4.1.2) Phân tích chọn vị trí ăn khớp bánh răng. Để tính toán trục chính ta tính ở chế độ cắt cực đại.

Trên trục chính có lắp 3 bánh răng: Bánh răng cố định Z60 có m = 2 và cặp bánh răng di trượt Z42 có m = 3 và Z54 có m = 4.

Khi máy hoạt động, bánh răng Z60 kết hợp với bánh răng Z60 trên trục VII và bánh răng Z42 kết hợp với bánh răng Z66 trên trục III để thực hiện đường truyền tốc độ cao Ngược lại, bánh răng Z54 kết hợp với bánh răng Z27 trên trục V cho đường truyền tốc độ thấp Do đường truyền tốc độ cao ít khi được sử dụng, khi tính toán cho trục chính, chúng ta sẽ ưu tiên cho đường truyền tốc độ thấp và tăng đường kính trục để đảm bảo đáp ứng các yêu cầu khi thực hiện đường truyền tốc độ cao.

Vị trí của các bánh răng trong không gian liên quan đến trục chính đóng vai trò quan trọng trong khả năng chịu tải và độ võng của trục chính.

2 ở bất kỳ vị trí nào xung quanh Z54 Ở đây ta xét 4 vị trí điển hình I, II, III, IV như hình vẽ.

Hình 3.2) Sơ đồ bố trí không gian của bánh răng 27

Từ hình vẽ ta thấy:

Nếu xét riêng về lực thì tại vị trí II là tốt hơn cả vì 2 c

R = P Q− là bé nhất Nếu xét riêng ảnh hưởng của lực đến độ chính xác làm việc của trục chính thì vị trí

IV là tốt nhất vì

Để đảm bảo truyền động chính xác cho máy tiện ren vít vạn năng, vị trí truyền dẫn bánh răng được lựa chọn là vị trí IV.

Qua phân tích tương tự với bánh răng 60/60 ta có sơ đồ phân tích lực tác dụng vào trục chính như hình vẽ.

3.4.1.3) Xác định ngoại lực tác dụng lên trục chính.

Các thành phần tác dụng ngoại lực lên trục chính như hình vẽ.

Ta tính lực ở chế độ cắt cực đại.

• Lượng chạy dao s = 1,56 (mm/vòng)

• Số vòng quay trục chính n = 40 (vòng/phút)

 Các thành phần lực cắt:

= d = Lực hướng tâm: F r 1 =F t 1 tanα 143,49.tan 20° i67,66( )N

Hợp lực từ bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục:

Phân tích lực Q thành 2 thành phần theo phương y và z ta được:

= = ° = = °  Lực từ bộ truyền bánh răng 60/60

Momen xoắn do lực cắt sinh ra:

Momen xoắn tác dụng lên bánh răng Z60:

3.4.1.4) Xác định sơ đồ tính và tính các phản lực tại các gối tựa.

Ta có đường kính sơ bộ của trục là

Để tính toán trục, chúng ta có thể hình dung trục chính như một dầm được đặt trên hai gối tựa, bao gồm một gối tựa cố định và một gối tựa di động.

Dựa trên máy tương tự 1K62, chúng ta tiến hành lựa chọn sơ đồ tính toán cho trục, với các kích thước đoạn trục và phương chiều của các phản lực gối tự được giả định như hình vẽ.

Cân bằng momen tại điểm A:

= Cân bằng lực theo phương Oy:

Cân bằng momen tại điểm A:

= Cân bằng lực theo phương Oz:

3.4.1.6) Tính chính xác đường kính các đoạn trục.

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 54 Đường kính các đoạn trục được xác định bằng công thức:

- ứng suất cho phép, tra bảng 10.5 trang 195[I] ta được

Xét tại mặt cắt A ta có:

→ = σ Xét tại mặt cắt B ta có:

→ = σ = Xét tại mặt cắt C ta có:

→ = σ = Xét tại mặt cắt D ta có:

→ = σ = Xét tại mặt cắt E ta có:

→ = σ = Chọn đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn như sau:

A B C D E d = mm d = mm d = mm d = mm d = mm

3.4.1.7) Kiểm nghiệm độ võng tại đầu E:

Xét trong mặt phẳng xOz. Để tính độ võng tại đầu E trong mặt phẳng xOz đặt lực đơn vị

P tại E Khi đó biểu đồ momen

M Ky do lực P Kz =1 gây ra như hình vẽ:

902383 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có độ võng tại E:

E= N mm là modul đàn hồi của vật liệu

J = d −ξ là momen quán tính mặt cắt ngang tại E.

→ = = Xét trong mặt phằng xOy.

P đặt tại E gây ra như hình vẽ.

→ = = Vậy độ võng tại E là:

Y = Y +Y = + = mm Độ võng cho phép của trục chính lấy theo kinh nghiệm là y = 0,02(mm) trên chiều dài l = 1(m) giữa hai gối trục Độ võng cho phép tại E là:

3.4.1.8) Kiểm nghiệm góc xoay tại gối D.

Xét trong mặt phẳng xOz: Để tính góc xoay tại gối D ta đặt momen đơn vị M KY =1

, khi đó biểu đồ momen

M K do M KY =1 gây ra như hình vẽ:

5164830 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có, góc xoay tại D là:

DY EJ M M Y KY θ Trong đó:

→ = Xét trong mặt phẳng xOy:

M gây lên như hình vẽ

3728903 Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có:

Dz EJ M M Y Kz θ Ta có:

→ = Vậy góc xoay tại C là: Độ võng cho phép của trục chính:

Kết luận: Trục chính thỏa mãn yêu cầu độ cứng vững và truyền động chính xác

1 Tính bền một cặp bánh răng a Tính cặp bánh răng 27/54 ( giữa trục VI/VII )

Trong thiết kế máy công cụ, việc xác định số răng của các bánh răng là bước đầu tiên quan trọng Tiếp theo, cần tính toán mô-đun của bánh răng, vì điều này ảnh hưởng trực tiếp đến khả năng tải của chúng.

Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.

Khi tính toán và kiểm nghiệm độ bền của bánh răng, chỉ cần thực hiện cho bánh răng chủ động (Z = 27) vì bánh răng chủ đông có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh răng bị động.

Ta có công thức tính mô-đun theo độ bền uốn như sau : m = 10 Z y [ ] u k n N

N: công suất trên trục n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) ( v /ph) ϕ = m

= 6 ÷ 10 ⇒ lấy ϕ = 8 k: hệ số tải trọng, lấy k =kđ.ktt.kN = 1,3.2.1 = 2,6 y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máy” y = 0,5

.HB Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách ‘‘Chi tiết máy’’ có :

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 62 σ F0lim = 1,8 HB = 324 ( Độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 ÷ 217 HB, lấy HB = 180).

Từ đó thay vào công thức tính mô-đun theo uốn: m= 10 25

≈ 4,2 ⇒ lấy theo tiêu chuẩn ta có m = 4mm.

Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc

Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức: σ tx = ZM ZH Z ε

ZM = 274 (MPa 1/3 ) v× vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép.

Ta có Z ε được tính theo công thức: ε

Chiều rộng bánh răng B = m.ϕ = 4.6 = 24mm d ω 1 = 2 m

(Z + Z’) = 180mm ⇒ Thay vào công thức trên được: σ tx = 281,49 (N/cm 2 )

[σ tx ] được tính theo công thức [σ tx ] = B n

(Z + Z’) = 180mm Các giá trị khác như trên Thay vào công thức ⇒[σ tx ] = 304,18 (N/cm 2 )

Do đó: σ tx < [σ tx ] nên cặp bánh răng đủ bền. b Tính toán cặp bánh răng 66/42 ( giữa trục IV/VII)

Tương tự như trên ta có mô-đun răng tính được là: m = 10 Z y [ ] u k n N

3 1950 σ ϕ Với số răng Z ở đây là lấy theo bánh bị động (Z = 42); ϕ = m

Sinh viên thực hiện: Đặng Duy Kiên MSSV:20100396 Page 64 m = 10.

≈ 3,64 ⇒ lấy theo tiêu chuẩn m = 3mm.

Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:

Theo sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có công thức: σ tx = ZM ZH Z ε

Ta có Z ε được tính theo công thức:

Mô men xoắn trên trục của bánh răng là T1 = 104 (kNm)

Chiều rộng bánh răng B = m.ϕ = 3.8 = 24mm. d ω 1 = 2 m

(Z + Z’) = 162mm ⇒ Thay vào công thức trên được: σ tx = 401,47 (N/cm 2 )

[σ tx ] được tính theo công thức [σ tx ] = B n

Các giá trị khác như trên Thay vào công thức ⇒ [σ tx ] = 835,41 (N/cm 2 )

Do đó: σ tx < [σ tx ] nên cặp bánh răng đủ bền.

Tính toán thiết kế hệ thống điều khiển

4.1) Bảng điều khiển các bộ phận của hộp tốc độ

Hình 4.1) Sơ đồ động hộp tốc độ

Để điều khiển tạo ra 24 cấp tốc độ, cần sử dụng 5 khối bánh răng di trợt, tương tự như trong máy 1K62, với cơ cấu điều khiển là đĩa có chốt lệch tâm và cam mặt đầu Việc quan trọng là vẽ đường khai triển của các rãnh cam và thực hiện điều khiển cho từng khối bánh răng để tạo ra các tốc độ cần thiết Từ trục I đến trục II, hai tỷ số truyền i1 và i2 được thay đổi nhờ khối bánh răng di trợt A Tiếp theo, từ trục II sang trục III, ba tỷ số truyền i3, i4 và i5 được điều chỉnh bởi khối bánh răng di trợt B Từ trục III đến trục IV, hai tỷ số truyền i6 và i7 sẽ được thay đổi nhờ khối bánh răng di trợt C Cuối cùng, từ trục IV sang trục V, hai tỷ số truyền i8 và i9 được điều chỉnh bởi khối bánh răng di trợt D Khối bánh răng di trợt E sẽ điều chỉnh ăn khớp với các bánh răng khác để tạo ra tỷ số truyền i10 từ trục V đến trục VI.

Bảng 4.1) Các đường khai triển rãnh cam n 0 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 1 i 1 i 2 i 1 i 2 i 1 i 2 i 3 i 4 i 4 i 5 i 5 i 3 i 3 i 4 i 4 i 5 i 5 i 3 i 3 i 4 i 4 i 5 i 5 i 3 i 3 i 4 i 4 i 5 i 5 i 5 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 6 i 7 i 7 i 7 i 7 i 7 i 1 1 i 1 1 i 1 1 i 1 1 i 1 1 i 1 1 i 7 i 8 i 8 i 8 i 8 i 8 i 8 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 i 9 - - - - - - i 9 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 i 1 0 - - - - - - i 1 0 A -P

4.2 Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bËc A

4.2.1 ) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển :

Bảng 4.2) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển A

Hình 4.2) a) Trích sơ đồ động b) Cam điều khiển

Bánhưrăngư1ưđợcưlắpưtrênưtrụcư2.ưKhiưtaưquayưtayưquayưđiềuưkhiển thìưlàmưtrụcư2ưquayưvàưbánhưrăngư1ưquayưtheo.ưBánhưrăngư1ưquay làmưbánhưrăngư3ưănưkhớpưvớiưnóưvàưđồngưthờiưlàmưchoưcamưđĩaư5 lắpưđồngưtrụcưvớiưbánhưrăngư3ưtrênưtrụcư5ưquay.ưCamư4ưquayưsẽưlàm choưcàngư8ưquayưquanhưchốtưgắnưvớiưgiáư6ưvàưđầuưcàngưgạtư8ưđẩy cácưbánhưrăngưdiưtrợt.ưDoưđóưtaưcóưthểưtạoưraưcácưhaiưtỷưsốưtruyềnưi1 vàưi2ưnhờưhaiưcungưtrònưtrênưcamư4.

4.2.3) Tính lượng nâng của cam 4 Đểưtínhưđượcưlượngư nângưcủaưcamư4ưtaưđi tínhưchiềuưdàiưhànhưtrìnhưgạtưcủaưcácưbánh r¨ng L ( mm )

VớiưBư=ư28ư(ưmmư)ưlàưbềưrộngưcủaưbánhưrăngư ưưưưưưưfư=ư4ư(ưmmư)ưlàưđộưrộngưkheưhởưtrong ưquáưtrìnhưgạt.

X = = 12.5( mm ) Hình 4.3) Hành trình cam

4.3 ) Tính toán điều khiển khối bánh răng ba bậc B

4.3.1) Bảng khai triển rãnh cam điểu khiển

Bảng 4.3) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển B

4.3.2) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.4) Sơ đồ nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Bánhưrăngư1ưlắpưtrênưtrụcưđiềuưkhiểnư2ưănưkhớpưvớiưbánhưrăngư3ưđợc lắpưtrênưtrụcư4.ưKhiưquayưbánhưrăngư1ưsẽưlàmưchoưbánhưrăngư3ưquay theoưvàưlàmưchoưchốtưlệchưtâmư5ưlắpưtrênưbánhưrăngư3ưquayưđờng tâmưcủaưtrụcư4.ưChốtư5ưquayưsẽưgạtưvàoưrãnhưtrênưvòngưgạtư6ưlàm choưvòngưđaưcácưbánhưrăngưdiưtrợt.ưứngưvớiư6ưvịưtríưcủaưchốtưlệch tâmưnhưhìnhưvẽưtrênưtaưsẽưcóưbaưtỷưsốưtruyềnưtơngưứng.

4.3.3) Tính toán bánh răng lắp chốt lệch tâm Đểưtínhưđợcưđờngưkínhưbánhưrăngưcầnưthiếtưđểưlắpưchốtưlệchư tâmưtaưphảiưđiưtínhưtoánưhànhưtrìnhưgạtưsaoưchoưứngưvớiưcácưvịư tríưcủaưchốtưtạoưraưnhữngưtỷưsốưtruyềnưtơngưứng.

VớiưBư=ư24ư(ưmmư)ưlàưbềưrộngưcủaưbánh r¨ng ư ư ư ư ư ư ưfư=ư4ư(ưmmư)ưlàưđộưrộngưkheưhở trong ưquáưtrìnhưgạt.

4.4) Tính toán điều khiển hai khối bánh răng hai bậc C và D

4.4.1) Bảng khai triển rãnh cam điều khiển

Bảng 4.4) Bảng triển khai rãnh điều khiển C

Bảng 4.5 ) Bảng triển khai rãnh điều khiển D

Hình 4.5) Trích sơ đồ động

4.4.3 ) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Hình 4.6) Cơ cấu điều khiển

Miếngưgạtưđượcư lắpưtrênưtrụcưđiềuưkhiểnư1ưtrênưmiếngưgạtưđược bốưtríưhaiưchốtư3ưvàư4.ưChốtưdàiư3ưđểưgạtưngàmưgạtư6ưdiưchuyển khốiưbánhưrăngưhaiưbậcưDưthôngưquaưmộtưmiếngưgạtưcóưrãnh.ưChốt ngắnư4ưdùngưđểưđiềuưkhiểnưngàmưgạtư9ưdiưchuyểnưkhốiưbánh răngưhaiưbậcưCưthôngưquaưmộtưthanhưtruyềnưcóưrãnhưđợcưgắnưcứng vớiưngàmưgạt.ưCùngưsựưphốiưhợpưcủaưhaiưchốtưvàưmiếngưgạtưsẽưtạoưra cácưcặpưtỷưsốưtruyềnưtơngưứngưlà:

4.4.4) Tính toán chiều dài hành trình gạt điều khiển

VớiưBư=ư34ư(ưmmư)ưlàưbềưrộngưcủaưbánh r¨ng ư ư ư ư ư ư ưfư=ư7ư(ưmmư)ưlàưđộưrộngưkheưhở trong ưquáưtrìnhưgạt.

4.5 Tính toán cơ cấu điều khiển khối bánh răng hai bậc E

4.5.1) Bảng triển khai rãnh cam điều khiển

Bảng 4.6) Bảng triển khai rãnh điều khiển E

Hình 4.7) Trích sơ đồ động 4.5.3) Nguyên lý hoạt động của cơ cấu điều khiển

Zư=ư42x3ưvàưZư=ư54x4 đểưtạoưraư2ưtỷưsố truyÒn i10 cho 18 cÊp tốcưđộưthấpưvàưi11ưcho

Cơưcấuưđiều khiểnưlàưmộtưcàngưgạt đợcưlắpưtrênưmộtưtrục điềuưkhiển.ưKhiưtrụcưđiềuưkhiểnưquayưsẽưlàmưchoưcàngưgạtưquayư quanhưtâmưchốtưvàưđẩyưkhốiưbánhưrăngưdiưtrợtưdọcưtrục.ưVớiưhaiưvịư tríưcủaưcàngưgạtưsẽưtạoưraưhaiưtỷưsốưtruyềnưtơngưứngưlàưi10ưhoặcưi11.

4.5.4) Tính khoảng cách giữa tâm chốt và tâm trục điều khiển: Đểưtínhưtoánưđợcưkhoảngưcáchưgiữa tâmưchốtưvàưtâmưtrụcưđiềuưkhiểnưta phảiưđiưxácưđịnhưchiềuưdàiưhànhưtrình gạtưL

VớiưBư=ư40,5ư(ưmmư)ưlàưbềưrộngưcủaưbánh r¨ng ưưưưưưưfư=ư5ư(ưmmư)ưlàưđộưrộngưkheưhởưtrong ưquáưtrìnhưgạt.

Tiêu đề	Thiết Kế Máy Tiện Ren Vít Vạn Năng
Tác giả	Đặng Duy Kiền, Bùi Tuấn Anh
Người hướng dẫn	Đặng Duy Kiền
Trường học	Hà Nội
Chuyên ngành	Thiết Kế Máy
Thể loại	Đồ Án
Năm xuất bản	2014
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	85
Dung lượng	6,08 MB