PHÂN TÍCH MÁY TƯƠNG TỰ
Tính năng kĩ thuật của máy
Đặc tính kỹ thuật Máy khoan K135 Đường kính lớn nhất khoan được (mm) 35
Khoảng cách từ đường trục tâm chính tới trụ (mm) 300
Khoảng cách lớn nhất từ mút trục chính tới bàn máy
Kích thước bề mặt làm việc bàn máy (mm x mm) 450 x 500 Độ côn trục chính Mooc N ∘ 4
Dịch chuyển lớn nhất của trục chính (mm) 170
Số cấp tốc độ trục chính 12
Phạm vi tốc độ trục chính (vg/ph) 42 – 2000
Phạm vi bước tiến ( mm/vg) 0,1 – 1,4
Công suất động cơ chính (kW) 6
Máy K135 với các thông số như sau:
Công dụng
Máy khoan là thiết bị cắt kim loại chủ yếu được sử dụng để gia công lỗ, bên cạnh đó, nó còn có khả năng khoét, doa, cắt ren bằng tarô và gia công các bề mặt có tiết diện nhỏ, thẳng góc hoặc cùng chiều trục với lỗ khoan Dựa vào kích thước và phương pháp điều chỉnh mũi khoan đến vị trí gia công, máy khoan được phân loại thành nhiều loại như máy khoan đứng, máy khoan cần, máy khoan nhiều trục và máy khoan chuyên dùng.
Nhận xét chung về máy:
Máy khoan này có độ cứng vững vượt trội so với các máy khoan đứng nhỏ hơn và máy khoan cần, giúp tạo ra lỗ có độ chính xác cao hơn Người dùng có thể điều chỉnh tốc độ chạy dao một cách linh hoạt, tự động hoặc bằng tay, và việc gá đặt chi tiết gia công cũng rất đơn giản.
Máy khoan có nhược điểm là độ chính xác của lỗ khoan chưa cao, điều này chủ yếu do kết cấu mũi khoan chưa hoàn thiện và độ cứng vững của mũi khoan Hơn nữa, máy không thể khoan các lỗ theo chu vi tròn trong một lần gá đặt như máy khoan cần.
Phân tích động học máy
Các thông số cơ bản của máy K135:
- Đường kính lớn nhất khoan được: = 35 (mm)
- Phạm vi tốc độ trục chính: 42-2000 (vòng/phút)
- Số cấp tốc độ của trục chính: Z = 12
- Pmax của cơ cấu chạy dao: 15700 (N)
- Công suất của động cơ chính: 6 Kw
- Phạm vi bước tiến dao: 0,1 1,4 (mm/vòng)
Sơ đồ động máy K135 được trình bày trên hình (hình 1.1) sau:
Hình 1.1: Sơ đồ động của máy khoan K135 a) Phân tích hộp tốc độ:
- Xác định hệ số công bội v của hộp tốc độ :
Từ các số liệu ban đầu về tính năng kỹ thuật của máy ta có:
Số vòng quay lớn nhất và nhỏ nhất của trục chính là: nmin = 42 (vòng/phút) nmax = 2000 (vòng/phút)
Số cấp tốc độ trục chính: z = 12
Tra chuỗi giá trị tiêu chuẩn ta có: v = 1,41
- Xác định các tỷ số truyền in của hộp tốc độ:
Theo sơ đồ động ta có phương án không gian (PAKG) là: 2 x
Giả sử ta chọn phương án thứ tự (PATT) là: II -
Ta có chuỗi số vòng quay trục chính như sau:
- Để xác định mối quan hệ giữa các tỷ số truyền trong các nhóm truyền ta chia từng vế của những số vòng quay tương ứng như sau:
Vì chuỗi số vòng quay n của trục chính là cấp số nhân có công bội , do đó : n1 : n4 = 1 : 3
Từ trên ta có thể rút ra được mối quan hệ giữa các tỷ số truyền trong nhóm 1 như sau : i1 : i2 = 1 : 3 (1)
Từ sơ đồ động ta có các giá trị của tỷ số truyền nhóm 1:
So sánh với (1) ta được : i1 = 0.5; i2 = 1,4 thỏa mãn.
Từ sơ đồ động ta có giá trị của tỷ số truyền nhóm 2:
. Kiểm nghiệm lại ta thấy các giá trị i3, i4, i5 trên là thỏa mãn.
Mối quan hệ tỷ số truyền nhóm 3: n 1 : n 7 = i 6 : i 7
Từ sơ đồ động ta có giá trị cua tỷ số truyền nhóm 3
So sánh với (3) trị số trên ta thấy các giá trị i 6 , i 7 là thỏa mãn.
Suy ra chọn phương án thứ tự trên là đúng.
- Phương án bố trí của hộp tốc độ :
- Lưới kết cấu hộp tốc độ là (hình 1.2) : hình 1.2: Lưới kết cấu hộp tốc độ
- Xây dựng lưới đồ thị vòng quay của hộp tốc độ: (hình 1.2)
Hình 1.3 Lưới đồ thị vòng quay hộp tốc độ n 0
Số vòng quay trục chính là: 42, 60, 87, 122, 173, 250, 338, 482, 696,
Dựa trên cơ sở lưới kết cấu, chúng ta tạo ra lưới đồ thị vòng quay cho các đường nằm ngang, thể hiện các trục và điểm số vòng quay Các tia trong lưới biểu diễn tỷ số truyền, với sự phân bố không đối xứng mà thích ứng với giá trị tỷ số truyền theo quy ước đã đề ra.
+ Các tia nghiêng sang phải biểu diễn tỉ số truyền i > 1.
+ Các tia nghiêng sang trái biểu diễn tỷ số truyền i < 1.
+ Các tia thẳng đứng biểu diễn tỷ số truyền i = 1.
+ Các tia song song có giá trị như nhau.
- Tỉ số truyền i phải thoả mãn điều kiện:
- Tính tỉ số truyền đai: n0 = nđ/c iđ đ
Chọn đ = 0,985 hệ số trượt của đai. n0 = 995 (vòng/phút).
Vậy đường kính bánh đai nhỏ và lớn là: d = 140 (mm); D = 200 (mm).
- Số nhóm truyền của hộp tốc độ: x = 3
- Số trục của hộp tốc đô: Str = x + 1 = 4
- Số bánh răng cả hộp: Sz = 2
Trong đó: i: số nhóm truyền (1 x ).
- Số bánh răng di trượt: 7.
- Số bánh răng cố định: 7. b) Phân tích hộp chạy dao:
- Lượng chạy dao nhỏ nhất s min = 0,1 (mm/vòng)
- Lượng chạy dao lớn nhất s max = 1,4 (mm/vòng)
Chuỗi số lượng chạy dao theo máy chuẩn là :0,1 – 0,13 – 0,17 – 0,22 – 0,28 – 0,38 – 0,5 – 0,63 – 0,82 – 1,05 – 1,4
Từ sơ đồ động học ta có lưới kết cấu và đồ thị số vòng quay như sau: hình 1.4: Lưới kết cấu hộp chạy dao
Nhận xét về lưới kết cấu:
Lưới là một hình rẻ quạt đều như vậy :
Số vòng quay giảm dần từ trục (1) đến trục (3), với số lượng bánh răng làm việc nhiều hơn ở miền có số vòng quay cao Điều này dẫn đến kích thước của các bánh răng nhỏ gọn hơn do mômen xoắn giảm.
Lượng mở giữa các tia của nhóm truyền bánh răng thay đổi từ từ, với các tỉ số truyền bố trí giảm dần Điều này tạo ra điều kiện làm việc tối ưu cho các bánh răng, giúp gia tăng tuổi thọ của bánh răng và kéo dài tuổi thọ của hộp tốc độ cao.
Dựa trên các phân tích máy chuẩn trong chương I, chúng ta có thể xây dựng lưới đồ thị vọng quay cho hộp chạy dao tương tự như cách thiết lập lưới đồ thị vòng quay hộp tốc độ.
Hình 1.5 Lưới đồ thị vòng quay hộp chạy dao
Lưới đồ thị vòng quay:
Nhận xét về đồ thị số vòng quay:
Khi điều chỉnh tốc độ qua nhiều trục trung gian, các tỉ số truyền sẽ tăng hoặc giảm một cách từ từ Điều này giúp bộ truyền hoạt động hiệu quả nhất.
- Trên đồ thị ta thấy có các cặp tỉ số truyền bằng 1 như vậy nó góp phần làm giảm kích thước của hộp tốc độ.
Theo tiêu chuẩn máy móc, hộp chạy dao sử dụng cơ cấu then kéo kết hợp với một cặp bánh răng chung Do đó, trong tổng số 12 cấp tốc độ, sẽ có một cặp tốc độ trùng nhau.
1.4 Phân tích kết cấu máy:
Để tạo nên các bề mặt gia công cần có các chuyển động tạo hình:
+ Chuyển động chính là chuyển động quay tròn của dao.
+ Chuyển động chạy dao là chuyển động tịnh tiến do dao thực hiện.
Ngoài ra còn có chuyển động phụ là chuyển động tịnh tiến của bàn máy nhờ cơ cấu trục vitme.
Như vậy để thiết kế máy khoan ta cần tạo ra chuyển động quay tròn của trục chính
Trục gá dao và chuyển động lên xuống của trục dao đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra chiều sâu cắt Đồng thời, cần thiết lập chuyển động tịnh tiến lên xuống của bàn gá phôi để đảm bảo dao thực hiện đúng các khả năng công nghệ yêu cầu Để đạt được các chuyển động này, việc thiết kế một xích tốc độ là cần thiết nhằm tạo ra nhiều cấp tốc độ khác nhau cho trục chính và xích chạy dao.
Các cơ cấu đặc biệt:
Khi máy khoan gặp tình trạng quá tải, ly hợp sẽ hoạt động để bảo vệ thiết bị Các má ma sát sẽ trượt ra, giúp cơ cấu quá tải hoạt động mà không làm hư hại các bộ phận bên trong hộp chạy dao.
- Cơ cấu chạy dao tự động:
Bộ phận này bao gồm các cơ cấu như ly hợp an toàn, bánh răng – thân răng, trục vít và bánh vít, nhằm tạo điều kiện thuận lợi cho việc gia công lỗ trên máy khoan.
Bánh vít hoạt động bằng cách quay lồng không trên trục Để chạy dao tự động, cần truyền động quay của bánh vít đến trục bằng cách xoay một góc 30 độ, khiến phần lồi của nửa ly hợp này khớp với phần lồi của nửa ly hợp kia, làm lò xo nén lại và đóng ly hợp Tại đây, bánh vít có tải và truyền chuyển động cho việc chạy dao tự động.
Để hãm chạy dao tự động, người dùng cần ấn tay quay theo chiều trục, trong khi một chốt dọc song song với trụ tạo ra lực ma sát giúp ngăn chặn chuyển động quay của trục Khi muốn quay nhanh bằng tay trong quá trình chạy dao tự động, người dùng có thể trực tiếp quay tay quay nhờ vào ly hợp vấu.
Khi tháo rời 2 ly hợp ta trở lại với chế độ chạy dao bằng tay
- Cơ cấu then kéo: Để đảm bảo chiều cao theo chiều trục người ta dùng cơ cấu then kéo. Ưu điểm :
+ Nhỏ gọn, không có bánh răng di trượt và ly hợp, các bánh răng đặt kề nhau với khe hở nhỏ.
Trục rỗng với rãnh có độ bền và độ cứng vững kém, dẫn đến khả năng truyền mômen xoắn lớn bị hạn chế Sự yếu kém này cùng với độ mòn bánh răng cao khiến việc sử dụng bánh răng có đường kính lớn trở nên khó khăn.
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY
Tính toán và chọn tính năng kỹ thuật của máy
- Phạm vi điều chỉnh vận tốc : R n max n min = ϕ z−1
- Số cấp tốc độ Z : Z lnR lnϕ + 1 Với n max = 2000 (vg/ph) ; n min = 42 (vg/ph) ; Z = 12
* Máy ta cần thiết kế có đặc tính như sau:
- Số vòng quay nhỏ nhất của trục chính n min = 42,5(vg/ph)
- Số vòng quay lớn nhất của trục chính n max = 1900 (vg/ph)
- Lượng chạy dao nhỏ nhất s min = 0,1 (mm/vg)
- Lượng chạy dao lớn nhất s max = 1,4 (mm/vg)
Chuỗi số lượng chạy dao theo máy chuẩn là :0,1 – 0,13 – 0,17 – 0,22 – 0,28 – 0,38 – 0,5 – 0,63 – 0,82 – 1,05 – 1,4.
- Lượng chạy dao nhỏ nhất s min = 0,1 (mm/vg)
- Lượng chạy dao lớn nhất s max = 1 (mm/vg)
Chuỗi số lượng chạy dao tra theo chuỗi số vòng quay cơ sở ta có: 0,1 – 0,125 – 0,16 – 0,2 – 0,25 – 0,315 – 0,4 – 0,5 – 0,63 – 0,8 – 1.
Thiết kế hộp tốc độ
2.2.1 Thiết kế phương án không gian:
Tính số nhóm truyền tối thiểu :
Gọi x là số nhóm truyền tối thiểu ta có :
4 x ¿ n min n đc ; với n min 42,5(vg/ph) còn n đc = 1450 (vg/ph) 1
4 ¿ 2,55 => x = 3 do đó ta có các phương án không gian là :
So sánh để chọn PAKG :
- Số trục trong hộp tốc độ : S tr = x + 1 = 3 + 1 = 4 (trục)
- Số bánh răng trong hộp tốc độ : S br = 2 ∑ x=1 n
- Kích thước chiều dài hộp sơ bộ : L = ∑ b + ∑ f = L h
Bề rộng bánh răng được ký hiệu là b, trong khi bề rộng các khe hở là f Vì các trục bánh răng được bố trí song song, nên cả ba phương án đều có kích thước hộp tốc độ giống nhau.
- Số lượng bánh răng trên trục cuối:
Ta lập bảng so sánh các phương án không gian như sau:
Số bánh răng trục cuối
Từ bảng ta thấy phương án không gian Z = 3 x 2 x 2 là hợp lý nhất do có số bánh răng trên trục cuối và trục kế trục cuối là ít nhất.
2.2.2 Phân tích và chọn phương án thứ tự:
Các phương án thứ tự :
Hộp tốc độ có 3 nhóm truyền do đó có 3! = 6 Phương án thứ tự ( PATT) như sau:
- Phương án thứ tự : (I) (II) (III)
- Phương án thứ tự : (I) (III) (II)
- Phương án thứ tự : (II) (III) (I)
- Phương án thứ tự : (II) (I) (III)
- Phương án thứ tự : (III) (I) (II)
- Phương án thứ tự : (III) (II) (I)
Phân tích chọn phương án thứ tự : a) Phương án thứ tự: (I) (II) (III)
Lượng mở của các phương án thứ tự được phân loại như sau: Phương án thứ nhất có lượng mở (1) (3) (6) với thứ tự (I) (III) (II) Phương án thứ hai có lượng mở (1) (6) (3) với thứ tự (II) (I) (III) Phương án thứ ba có lượng mở (2) (1) (6) với thứ tự (II) (III) (I) Phương án thứ tư có lượng mở (2) (6) (1) với thứ tự (III) (I) (II) Cuối cùng, phương án thứ năm có lượng mở (2) (6) (1) với thứ tự (III) (I) (II).
Lượng mở : (6) (1) (2) f) Phương án thứ tự : (III) (II) (I) Lượng mở : (4) (2) (1)
Lưới kết cấu đầu tiên (a) trong 6 lưới kết cấu được xác định là phù hợp nhất, bởi vì lượng mở và các tia đặc trưng cho tỷ số truyền thay đổi một cách từ từ, hình thành nên lưới kết cấu có hình rẻ quạt.
Với hệ thống PATT (1) (2) (3), số vòng quay giảm dần từ trục (1) đến trục (4), dẫn đến tỷ số truyền được bố trí giảm dần Điều này giúp các trục trung gian có số vòng quay tới hạn cao, kích thước nhỏ gọn và hộp tốc độ được thiết kế tinh tế Số lượng bánh răng hoạt động ở các trục có số vòng quay cao cũng nhiều hơn, do đó kích thước của chúng sẽ nhỏ hơn.
2.2.3 Xây dựng lưới đồ thị vòng quay:
Dựa trên lưới kết cấu đã chọn và các phân tích đã thực hiện, chúng ta tiến hành vẽ đồ thị số vòng quay để thể hiện mối quan hệ giữa số vòng quay và các giá trị thực của tỉ số truyền Trong đồ thị này, cả số vòng quay và tỉ số truyền đều được biểu diễn bằng các giá trị thực.
Với ϕ = 1,41 và n min = 42,5 ta có thông số của chuỗi tốc độ của trục chính là (vg/ph): 42,5 – 60 – 85 – 118 – 170 – 235 – 335 – 475 – 670 –
Tốc độ n1 gần bằng tốc độ của động cơ điện là 950 vg/ph, giúp puly của bánh đai nhỏ lại và đảm bảo bộ truyền bánh đai hoạt động hiệu quả.
Ta có đồ thị vòng quay như sau:
Kiểm tra điều kiện động học: i min =
2.2.4 Tính toán số răng của bánh răng:
Phân tích và tính toán số răng của các bánh răng :
Với khoảng cách trục chưa biết ta có :
Với A là khoảng cách trục, m là môđun, Z i là số răng trên bánh chủ động và Z i ' là số răng trên bánh bị động. Đặt { Z Z i i ¿ = f g i i ;Z i +Z i ' = ∑ Z }
Để tránh hiện tượng cắt chân răng, cần đảm bảo rằng Z min được xác định, với Z i và Z i ' là các số nguyên Trong đó, K là “bội chung nhỏ nhất” của các tổng (f i + g i), và E là số nguyên bất kỳ thỏa mãn biểu thức Z i ' = g i f i + g i ∑ Z g i f i + g i K E ≥ Z min.
Với bánh nhỏ là bánh chủ động
Với bánh nhỏ là bánh bị động a) Nhóm 1:
Dựa vào đồ thị số vòng quay ta tính được :
=> Bội số chung nhỏ nhất của ( f i + g i ) là K = 12
Dựa vào đồ thị số vòng quay, có thể nhận thấy rằng đường nghiêng trái của tỉ số truyền i3 là lớn nhất, điều này cho thấy bánh răng có số răng nhỏ nhất Z3 đóng vai trò là bánh răng chủ động.
=> Bội số chung nhỏ nhất là K = 34
Dựa vào đồ thị số vòng quay, tỷ số truyền i5 có đường nghiêng trái lớn nhất, cho thấy bánh răng có số răng nhỏ nhất Z5 là bánh chủ động.
=> Bội số chung nhỏ nhất là K = 15
Dựa vào đồ thị số vòng quay, tỉ số truyền i 7 với đường nghiêng trái lớn nhất cho thấy bánh răng có số răng nhỏ Z 7 là bánh chủ động.
Vậy ta có số răng của các bánh răng trong hộp tốc độ là:
Tính số vòng quay thực tế , sai số vòng quay và vẽ đồ thị sai số :
- Số vòng quay thực tế của trục chính :
Sai số vòng quay được tính theo công thức : Δ n = n tt −n tc n tc 100 % lg(n) n 12 n 11 n 10 n 9 n 8 n 7 n 6 n 5 n 4 n 3 n 2 5
Số vòng quay thực tế (n tt) và số vòng quay tiêu chuẩn (n tc) được so sánh để lập bảng sai số vòng quay Các giá trị của n tc bao gồm 42,5, 60, 85, 118, 170, 235, 335, 475, 670 và 95.
- Vẽ đồ thị sai số vòng quay :
Trên cơ sở bảng sai số vòng quay được thiết lập ở trên ta vẽ được đồ thị sai số vòng quay như sau :
Sai số vòng quay cho phép là : Δ n [ %] = ±10(ϕ−1) = ±10(1,41−1)=4,1 % Δ n [ % ]
Trên đồ thị, sai số vòng quay nằm trong giới hạn cho phép, cho thấy rằng các giá trị số răng tính được là hợp lý.
Sơ đồ động hộp tốc độ: hình 2.1 Sơ đồ động hộp tốc độ
Thiết kế hộp chạy dao
- Lượng chạy dao nhỏ nhất s min = 0,1 (mm/vg)
- Lượng chạy dao lớn nhất s max = 1 (mm/vg)
Chuỗi số lượng chạy dao tra theo chuỗi số vòng quay cơ sở ta có:
2.3.1 Thiết kế phương án không gian (PAKG):
Ta thiết kế với Z = 12 nhưng sẽ có một cặp lượng chạy dao trùng nhau. Với Z = 12 ta có các PAKG sau :
Để duy trì chiều cao theo trục, cơ cấu then kéo được sử dụng Vị trí của then kéo quyết định bánh răng lồng nào sẽ được cố định với trục, từ đó thực hiện việc truyền động giữa hai trục.
Để tối ưu hóa kết cấu hộp chạy dao máy khoan, phương án sử dụng cơ cấu then kéo là lựa chọn đơn giản và hiệu quả Số bánh ren lắp kế tiếp nhau trên một trục không nên vượt quá 3 đến 5, và theo kinh nghiệm, then kéo lắp trên trục bị động sẽ có độ bền cao hơn so với trên trục chủ động Vì vậy, phương án 5 được xem là hợp lý nhất cho thiết kế này.
Ưu nhược điểm của loại cơ cấu then kéo : Ưu điểm :
- Nhỏ gọn, không có bánh răng di trượt và ly hợp, các bánh răng đặt kề nhau với khe hở nhỏ.
- Độ bền và độ cứng vững kém nên không thể truyền mômen xoắn lớn ,trục rỗng vừa có rãnh nên bị yếu.
- Độ mòn của các bánh răng lớn, hiệu suất truyền động thấp vì các bánh răng không làm việc vẫn ăn khớp với nhau.
Không thể sử dụng bánh răng có đường kính lớn do yêu cầu giảm thiểu lượng di động của then kéo Để đạt được điều này, bánh răng cần phải mỏng, và bánh răng mỏng lại không thể có đường kính lớn.
2.3.2 Thiết kế phương án thứ tự (PATT):
Với PAKG Z = 3 x 4 ta có 2! = 2 PATT , ta so sánh PATT tối ưu qua lưới kết cấu sau : a) PATT : (I) (II)
Ta chọn PATT (a) do có lưới kết cấu đối xứng và tỉ số truyền thay đổi từ từ hơn.
2.3.3 Đồ thị số vòng quay:
Để rút ngắn khoảng cách chiều trục, giảm chiều cao của hộp chạy dao ta dùng hộp chạy dao then kéo có cặp bánh răng dùng chung. Ưu điểm:
+ Giảm số bánh răng cần thiết + Giảm kích thước trục
+ Bánh răng dùng chung mau hỏng
=> Biện pháp khắc phục là các bánh răng dùng chung làm bằng vật liệu tốt. Để thỏa mãn điều kiện dùng chung ta tính các tỉ số truyền: i 1 = Z 1
Z ' 7 Để kích thước nhỏ thì tích của 2 tỉ số truyền do bánh răng dùng chung ở 2 nhóm truyền nên bằng 1 hay gần bằng 1.
Trường hợp dùng 2 bánh răng dùng chung:
Bánh răng dùng chung phải nằm tốt nhất trong 2 tia i 1 i 7 và i 3 i 6 do đó:
Vì chuỗi n của trục 3 phân bố theo qui luật cấp số nhân, nên ta có: n 1 : n 2 : n 3 : n 12 =1: ϕ : ϕ 2 : ϕ 12
Dựa vào hệ thống 12 phương trình số vòng quay ở trên, ta tính các tỉ số truyền trong từng nhóm với công bội ϕ=1, 26 i1:i2:i3 = n1:n2:n3 n1:n2:n3 = 1:: 2
Kiểm nghiệm điều kiện động học:
Các giá trị trên điều thỏa mãn điều kiện :
Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền :
Vậy đồ thị số vòng quay được chọn là thỏa mãn.
Từ đó ta có đồ thị vòng quay như sau:
2.3.4 Tính toán bánh răng: a) Tính số bánh răng của nhóm truyền 1:
Dựa vào đồ thị số vòng quay ta có: i1 1 ϕ 3 = 1
Vậy bội chung nhỏ nhất là K , ta thấy tia i 1 nghiêng trái nhất nên
Z 1 là bánh răng chủ động và giảm tốc.
Z'3 = Z - Z3 = 81 - 36 = 45 b) Tính số bánh răng của nhóm truyền 2:
Trong một nhóm truyền tổng số răng là bằng nhau :
Vậy số răng tính ra được là :
2.3.5 Tính toán lượng chạy dao: Để chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và giảm tốc độ cao xuống thấp ta nối hộp chạy dao với bộ truyền trục vít – bánh vít và bánh răng – thanh răng.
Các số liệu lấy theo máy chuẩn như sau :
+ Bộ truyền trục vít – bánh vít có : K=1 và Z bv G + Bộ truyền bánh răng – thanh răng có : m= 3,5 và
Ngoài việc lắp bộ giảm tốc có tỉ số truyền cố định từ trục chính đến hộp chạy dao, ta cần tính số răng của bộ truyền Để đảm bảo lượng chạy dao đạt yêu cầu, ta sử dụng biểu thức: i cd = i 1 i 4 K.
Ta dùng các cặp bánh răng a-b và c-d: i cd = a b c d = 0 , 194≈ 121
Kiểm tra điều kiện lắp ráp: a+b≥c+(15÷20) => 27+61≥27 +20 thỏa mãn c+d≥b+(15÷20) => 27+61 ≥61+ 20 thỏa mãn Vậy a = c = 27 ; b = d = 61
Lượng chạy dao lý thuyết:
Với S min =0,1 và ϕ=1 , 26 tra chuỗi số vòng quay cơ sở ta được chuỗi lượng chạy dao: 0,1 – 0,125 – 0,16 – 0,2 – 0,25 – 0,315 – 0,4 – 0,5 – 0,63 – 0,8 – 1 (mm/vg).
Lượng chạy dao thực tế:
Như vậy có hai lượng chạy dao trùng nhau là
Sai số lượng chạy dao:
Sai số lượng chạy dao được tính theo công thức : Δ S =
S tt là lượng chạy dao thực tế (mm/vg) và S tc là lượng chạy dao tiêu chuẩn (mm/vg) Dựa vào các giá trị này, chúng ta có thể xây dựng bảng sai số lượng chạy dao để phân tích sự khác biệt giữa hai loại lượng chạy dao.
- Vẽ đồ thị sai số lượng chạy dao :
Trên cơ sở bảng sai số lượng chạy dao được thiết lập ở trên ta vẽ được đồ thị sai số lượng chạy dao như sau :
Sai số lượng chạy dao cho phép là: Δ S [% ] = ±10(ϕ−1) = ±10(1,26−1)=±2,6 %
Dựa vào đồ thị ta thấy sai số lượng chạy dao nằm trong khoảng cho phép vậy các bánh răng đã tính toán đã thỏa mãn điều kiện.
Hình 2.10 : Sơ đồ độ ng hộ p chạ y dao hình 2.2 Sơ đồ động hộp chạy dao
Hình 2.3 Sơ đồ động của máy thiết kế
TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY
Xác định công suất của hộp tốc độ và hộp chạy dao
3.1.1 Công suất cắt và công suất chạy dao: a) Công suất cắt:
Trong đó M c là mô men cắt [KG.m] ; n là số vòng quay của trục chính
Tra sổ tay gia công cơ ta có :
Tra bảng ta được : C m = 0,0345 ; q m = 2 ; y m = 0,8 ; S= 0,4 mm
= 5,9 Còn D là đường kính lổ gia công lớn nhất D = max = 35 mm
Tra bảng ta được : C v = 7 ; q v = 0,4 ; X v = 0 ; Y v = 0,7 ; m = 0,2 ; T = 70 (ph) ;
=> Số vòng quay của trục chính n = D
Công suất động cơ điện : N đc =
= 5 ( KW) b) Công suất chạy dao:
Mà máy khoan hộp chạy dao không có động cơ, vì vậy chúng ta sử dụng động cơ điện để truyền động cho cả hộp tốc độ và hộp chạy dao, với công suất phù hợp.
Chúng tôi đã chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha với rô to đoản mạch, mã hiệu A02 – 42 – 4, có công suất 5,5 KW và tốc độ 1450 vòng/phút.
3.1.2 Công suất suất từng trục trên hộp chạy dao:
Trục chính: NTC = 5,5.0,95.(0,97) 3 (0,99) 4 = 4,6 kW max TC max 2000 n n min TC min 42 n n
- Truc III: N1 = NII ổ br = 0,2092.0,97.0,99 = 0,2 (KW)
Xác định đường kính sơ bộ cho các trục trong hộp chạy dao
Tính toán sơ bộ các trục: a) Số vòng quay nhỏ nhất trên các trục:
- nII = nTC min = 42,5 x 27/61 = 18,8 ( vòng/phút )
- nIII min = nII min iII-III min = 18,8 x 27/61 = 8,3 ( vòng/phút )
- nIV min = nIII min iIII-IV min = 8,3 x 27/54 = 4,2 ( vòng/phút )
- nV min = nIV min iIV-V min = 4,15 x 19/62 = 1,3 ( vòng/phút ) b) Số vòng quay lớn nhất trên các trục:
- nII = nTC max = 1900 x 27/61 = 841 ( vòng/phút )
- nIII max = nII max iII-III max = 841 x 27/61 = 372,3 ( vòng/phút )
- nIV max = nIII max iIII-IV max = 372,3 x 36/45 = 297,8 ( vòng/phút )
- nV max = nIV max iIV-V max = 279,8 x 54/27 = 559,6 ( vòng/phút ) Tốc độ tính toán động lực học cho các trục:
Tốc độ tính toán động lực học cho các trục :
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
Ta có được bảng động lực học hộp chạy dao:
Trục n min (v/ph) n max (v/ n tính N(KW)M x (N.mm D sb (mm) D chọn (mm) ph) (v/ph) )
Tính toán thiết kế bánh răng
Tính toán bộ truyền bánh răng: i = 19/62
3.3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
- Bánh 1: Thép 45 tôi cải thiện, σbk = 750 N/mm 2 , σch = 450 N/mm 2 ,
HB = 210 phôi rèn, giả sử đường kính phôi từ 60-90 mm.
- Bánh 2: Thép 45 thường hóa, σbk = 580 N/mm 2 , σch )0 N/mm 2 ,
HB = 200 phôi rèn, giả sử đường kính phôi 100÷300 mm.
3.3.2 Xác định ứng suất cho phép: a Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- [σ]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) (bảng 3- 9[4]-43)
- kN’ – hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc kN’ = √ 6 N N tđ o
No – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-
Ntđ – số chu kỳ tương đương
Trong đó: n – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
T – tổng số giờ làm việc u – số lần ăn khớp của 1 răng khi quay 1 vòng Giả sử thời gian làm việc là 10 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 8 tiếng
Do đó: T = 8.300.10 = 24000 (giờ) u = 1 + Bánh 1: Ntđ1 = 60.1.12,1.24000 = 1,7.10 7
Ntđ1, Ntđ2 đều lớn hơn No = 10 7 nên chọn kN’ = 1
Do đó: ứng suất tiếp xúc cho phép:
+ Bánh 1: [σ]tx1 =[σ]Notx1.kN’ = 546.1 = 546 (N/mm 2 )
+ Bánh 2: [σ]tx2 =[σ]Notx2.kN’ = 520.1 = 520 (N/mm 2 ) b Ứng suất uốn cho phép:
Trong đó, σ-1 - ứng suất mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, σ-1 = (0,4÷0,45) σbk (đối với thép) n - hệ số an toàn, thép rèn, thường hóa n = 1,5
Kσ – hệ số tập trung ứng suất tại chân răng, bánh răng bằng thép thường hóa Kσ = 1,8 kN” – hệ số chu kỳ ứng suất uốn: kN’ = √ 6 N N tđ o
No – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3- 9[4]-43)
Ntđ – só chu kỳ tương đương
Trong đó: n – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
T – tổng số giờ làm việc u – số lần ăn khớp của 1 răng khi quay 1 vòng Giả sử thời gian làm việc là 10 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 8 tiếng
Do đó: T = 8.300.10 = 24000 (giờ) u = 1 + Bánh 1: Ntđ1 = 60.1.12,1.24000 = 1,7.10 7
Ntđ1, Ntđ2 đều lớn hơn No = 10 7 nên chọn kN’ = 1
Do đó, ứng suất uốn cho phép:
3.3.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: Ksb = 1,3÷1,5 chọn Ksb = 1,3
3.2.4 Chọn hệ số chiều rộng báng răng: φA
Bộ truyền chịu tải nhỏ: φA = 0,15÷0,3 chọn φA = 0,3
3.3.5 Tính khoảng cách trục A: CT 3-9[TKM]-45
3.3.6 Vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
- Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 7 (bảng 3- 11[4]-46)
3.3.7 Tính chính xác hệ số tải trọng K:
Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
Ktt = (Ktt bảng + 1)/2, với φd = φA(i+1)/2 = 0,645 Dựa vào bảng 3-12[TKM]-47, chọn Ktt bảng= 1 → Ktt =1,05
Kđ – hệ số tải trọng động
Ta thấy, K khác nhiều so với Ksơ bộ = 1,3 ( ∆ K% > 5%)
Nên cần phải xác định lại khoảng cách trục A:
A = Asơ bộ√ 3 K / K sơ bộ = 118,2√ 3 1,32 / 1,3 = 119 (mm)
- Tính lại φA: φA = φA sơ bộ.K/Ksơ bộ =0,3.1,32/1,3 = 0,3
3.3.8 Xác định mô đun, số răng, chiều rộng của bánh răng:
- Mô đun: m = (0,01÷0,02)A = (0,015÷0,025).119 = (1,79÷3) (mm) Chọn m = 3 (mm)
- Chiều rộng bánh răng: b = φA.A = 0,3.119 = 35(mm)
3.3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Số răng tương đương bánh nhỏ: Ztđ =Z = 19; bánh lớn: Ztđ’ = Z’ 62
- Hệ số dạng răng (bảng 3-18[TKM]-52): + bánh nhỏ: y = 0,392
- Ứng suất uốn tại chân răng: (3-
+ Bánh nhỏ: σu1 = 19,1.10 6 KNVI/ymn 2ZnVIb
3.3.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
- Đường kính vòng chia (vòng lăn): d = mn.Z = 3.19 = 56(mm) d’ = mn.Z’ =3.62 = 182 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh răng: Dc = d + 2m = 62 (mm)
- Đường kính vòng chân răng: Di =d – 2,5m = 48,5 (mm)
3.4 Tính toán thiết kế trục và chọn ổ
Chọn trục thiết kế : Trục V
Chọn vật liệu trục là thép 45 thường hóa.
Tra bảng 3-8 sách TKCTM ta có bk = 580 (N/mm 2 ); ch = 290 (N/mm 2 );
HB = 210. Để tính các kích thước chiều dài trục ta chọn các kích thước sau:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của hộp a 10 (mm)
+ Chọn chiều rộng ổ lăn sơ bộ theo đường kính trục B = 16 (mm).
+ Khe hở giữa bánh răng với thành trong của hộp ∆ = 10 (mm).
+ Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 = 5 (mm).
+ Giữa các bánh răng bộ then kéo có một vòng đệm để tránh then móc vào hai bánh răng cung một lúc, chọn c = 5 (mm).
+ Bạc lót giữa bánh răng 27 và 36 để đảm bảo ăn khớp với trục trước lbl
Tính được chiều dài trục L = 4.5 + 2.10 + 2.8 35.2 + 45 + 30.2 = 231
Ta xét trường hợp bánh răng chịu tải lớn nhất trong trục V là bánh răng Z 62.
Có đường kính vòng chia của bánh răng là: dc = mn.Z’ = 182 (mm)
Lực vòng: Pt = 2.T d V c = 2 297830,5 182 = 3272,8 N Lực hướng tâm: Fr = Ft tag α = 3272,8.tag20 o = 1191,2 N
Từ đây ta có được biểu đồ momen như sau:
Tiết diện bánh răng: Mu = √ Mux 2 + Muy 2 = √ 37812 2 + 103882 2 = 110549,6
Vì các bánh răng trên trục thuộc cơ cấu then kéo, nên đường kính trục lắp bánh răng sẽ có kích thước như nhau
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn: n= n σ n τ
√ n σ 2 + n τ 2 ≥[n ] n – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: n σ = σ −1 k σ ε σ β σ a +ψ a σ m n – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: n τ = τ −1 k τ ε τ β τ a +ψ τ τ m
Trong đó: -1 và -1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. Chọn -1 = 0,45b = 0,45.580 = 261 (N/mm 2 )
a và a – biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết của trục
m và m – trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu trình ứng suất.
Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu trình đối xứng:
W ; m = 0 Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động: τ a = τ m = τ max
Trong đó: W và W0 – là momen cản uốn và momen cản xoắn tiết diện trục. Xét bánh răng làm việc với: Mx = 297830,5 (Nmm)
Mumax = 103882 (Nmm) Với đường kính trục là 40 theo bảng 7-3b tài liệu 4 trang 122 ta có:
a = max = - min = M W u = 110549,6 5510 = 20 N/mm 2 τ a = τ m = τ max 2 = 2W M x o = 297830,5 2.11790 = 12,6 N/mm 2
a và – hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi Có thể lấy a = 0,1 và = 0,05 đối với thép cacbon trung bình.
và – hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Chọn = 0,88 và = 0,77 (tra bảng 7-4 sách TKCTM).
– hệ số tăng bền bề mặt trục; = 1 (không dùng các phương pháp tăng bền) k và k – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn
Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất trên bề mặt p ≥ 30 N/mm 2 , tra bảng
Thỏa mãn điều kiện nên chọn d = 40 (mm)
Chọn ổ thiết kế : cho trục V
Dự kiến chọn ổ bị đỡ, kí hiệu 36000 có sơ đồ bố trí như sau:
Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8.1) [4]:
C = Q(nh) 0,3 ≤ Cbảng Ở đây h = 24000 giờ , n = 5,9 vg/ph
Tải trọng tương đương Q tính theo công thức:
Q = ( KvR + mAt )KnKt , daN Trong đó: Hệ số m = 1,5
Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 o C
Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay
Tổng chiều lực trục: At = SA – SB = √ Ray 2 + Rax 2 - √ Rby 2 + Rbx 2
C= 633(5,9.24000) 0,3 = 24687 Tra bảng 17P [4] chọn được ổ A có kí hiệu 36209
Vì lí do kết cấu và sức bền nên ổ B có thể chọn ổ nhỏ hơn với kí hiệu
3.5 Bảng số liệu về kích thước của bánh răng và trục của hộp chạy dao:
Bảng thông số của bánh răng:
Trục n min (v/ph) n max (v/ n tính N(KW)M x (N.mm D sb (mm) D chọn (mm) ph) (v/ph) )
Trục Kí hiệu d trong D ngoài
CHƯƠNG 1: PHÂN TÍCH MÁY TƯƠNG TỰ 2
1.1 Tính năng kĩ thuật của máy: 2
1.3 Phân tích động học máy: 3
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC MÁY 13
2.1 Tính toán và chọn tính năng kỹ thuật của máy: 13
2.2 Thiết kế hộp tốc độ: 14
2.2.1 Thiết kế phương án không gian: 14
2.2.2 Phân tích và chọn phương án thứ tự: 15
2.2.3 Xây dựng lưới đồ thị vòng quay: 19
2.2.4 Tính toán số răng của bánh răng: 20
2.3 Thiết kế hộp chạy dao: 25
2.3.1 Thiết kế phương án không gian (PAKG): 25
2.3.2 Thiết kế phương án thứ tự (PATT): 27
2.3.3 Đồ thị số vòng quay: 28
2.3.5 Tính toán lượng chạy dao: 32
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY 39
3.1 Xác định công suất của hộp tốc độ và hộp chạy dao: 39
3.1.1 Công suất cắt và công suất chạy dao: 39
3.1.2 Công suất suất từng trục trên hộp chạy dao: 40
3.2 Xác định đường kính sơ bộ cho các trục trong hộp chạy dao: 40
3.3 Tính toán thiết kế bánh răng: 42
3.3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: 42
3.3.2 Xác định ứng suất cho phép: 43
3.3.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: ……… 45
3.2.4 Chọn hệ số chiều rộng báng răng: 45
3.3.6 Vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: 45
3.3.7 Tính chính xác hệ số tải trọng K: 45
3.3.8 Xác định mô đun, số răng, chiều rộng của bánh răng: 45
3.3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: 46
3.3.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: 463.4 Tính toán thiết kế trục và chọn ổ 473.5 Bảng số liệu về kích thước của bánh răng và trục của hộp chạy dao: 52
[1] Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXBGD, 1999.
[2] Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm, Chi tiết máy (tập 1&2),
[3] Phan Kỳ Phùng - Lê Viết Giảng, Sức bền vật liệu (tập 1), NXBGD, 1997.
[4] Ninh Đức Tốn, Dung sai lắp ghép , NXBGD 2007.
[5] Nguyễn Ngọc Cẩn, Máy cắt kim loại, NXBĐHQGTPHCM, 2000.