LỜI MỞ ĐẦU Đồ án thiết kế máy là một trong những môn học chuyên ngành sâu của sinh viên ngành chế tạo máy trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Đồ án này giúp trang bị thêm những hiểu biết nhất định về kết cấu, nguyên lý hoạt động cũng như công dụng của một số máy cắt kim loại thường dùng. Qua sự phân công của thầy hướng dẫn em được giao nhiệm vụ tính toán, thiết kế Máy tiện ren vít vạn năng, dựa trên cơ sở máy 1K62 (T620), một loại máy rất phổ biến trong các phân xưởng cũng như nhà máy cơ khí. Bước đầu em còn gặp nhiều khó khăn trong việc tìm kiếm tài liệu, thiếu hụt về kiến thức chuyên môn, nhưng được sự hướng dẫn nhiệt tình của các thầy cô cũng như sự cố gắng của bản thân, em đã cơ bản hoàn thành nhiệm vụ được giao. Tuy nhiên trong quá trình thực hiện, do năng lực bản thân còn hạn chế nên có thể còn nhiều sai sót. Do vậy, em rất mong được sự chỉ bảo thêm của thầy cô để có thể hoàn thiện bài làm của mình hơn nữa. Cũng thông qua đồ án môn học này, cùng với sự giảng dạy nhiệt tình của TS. Lê Đức Độ đã giúp em phần nào có cái nhìn tổng quát hơn về cách tính toán thiết kế máy cắt kim loại, tích lũy thêm những kiến thức về chuyên môn và khả năng tổ chức hoạt động theo nhóm. Bước đầu đặt nền móng cơ bản về kiến thức cũng như kỹ năng của người kỹ sư chế tạo máy trong tương lai. Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ và chỉ bảo tận tình của các thầy cô trong bộ môn, đặc biệt của TS. Lê Đức Độ đã giúp em hoàn thành tốt đồ án môn học này. Sinh viên thực hiện Bùi Xuân Trường CHƯƠNG I: KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ 1.1. Những tính năng kĩ thuật của máy tiện cùng cỡ Máy tiện là máy công cụ phổ thông, chiếm 40 – 50% số lượng máy công cụ trong các nhà máy, phân xưởng cơ khí. Dùng để tiện các mặt tròn xoay ngoài và trong (mặt trụ, mặt côn, mặt định hình, mặt ren) xén mặt đầu, cắt đứt. Có thể khoan, khoét, doa trên máy tiện. Trong thực tế, chúng ta có các loại máy tiện vạn năng, máy tiện tự động, bán tự động, chuyên môn hoá và chuyên dùng, máy tiện revolve, máy tiện CNC . Tuy nhiên do thực tế yêu cầu thiết kế máy tiện vạn năng hạng trung, vì vậy ta chỉ xem xét, khảo sát nhóm máy tiện ren vít vạn năng hạng trung (đặc biệt là máy 1K62). Các máy hạng trung đang được sử dụng rộng rãi trên thị trường Việt Nam được thống kê trong bảng sau đây: Chỉ tiêu so sánh 1K62 1K62Ƃ 1A625 Máy cần thiết kế Công suất động cơ Kw 10 10 10 10 Chiều cao tâm máy mm 200 215 240 Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm mm 1400 1000 1000 Số cấp tốc độ 23 24 15 23 Số vòng quay nhỏ nhất nmin vgph 12,5 13,2 Số vòng quay lớn nhất nMax vgph 2000 1500 1500 1440 Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất Sdmin mmvg 0,07 0,07 0,07 0,08 Lượng chạy dao dọc lớn nhất SdMax mmvg 4,16 4,16 4 Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất Snmin mmvg 0,035 0.035 0,035 0,04 Lượng chạy dao ngang lớn nhất SnMax mmvg 2,08 2.08 2
Hộp tốc độ máy
Thông số hộp tốc độ:
Số cấp tốc độ trục chính : Z = 23 (cấp)
Giới hạn vòng quay trục chính: ntc = 12,5 2000[vg/ph]
Công suất động cơ chính : Nđc1 = 10[kW]
Số vòng quay động cơ chính: nđc1 = 1450[vg/ph]
1.2.1.1 Tính trị số công bội φ
Từ các thông số của máy. nmin = 12,5 [vg/ph]. nMax = 2000 [vg/ph].
Suy ra công bội là: Z−1 √ n n Max min = 23−1 √ 2000 12 , 5 = 1,259 =1,26
1.2.1.2 Phương trình xích tốc độ
1.2.1.3 Xích tốc độ Đường truyền tốc độ thấp :
Từ động cơ 1 bộ truyền đai (I)(II)(III)(IV)(V)(VI)Trục chính + Đường tốc độ thấp có 24 cấp tốc độ: 2 x 3 x 2 x 2
Từ trục (IV) đến trục (V), có một khối bánh răng di trượt hai bậc có khả năng tạo ra 4 tỷ số truyền, nhưng thực tế chỉ có 3 tỷ số truyền được sử dụng: 1, 1/4 và 1/16.
Số cấp tốc độ thấp: Z1 = 2x3x(2x2-1) = 18(cấp) từ n1n18 = 12,5 630
[vg/ph] Đường truyền tốc độ cao:
Từ động cơ 1 bộ truyền đai (I)(II)(III)(VI)Trục chính
+ Đường tốc độ cao có 6 cấp tốc độ: Z2 = 2x3 từ n19n24 = 630 2000[vg/ph]
Số tốc độ thực trong hộp tốc độ: Z = (Z1+ Z2) -1 = (18+6) - 1 = 23(cấp)
1.2.1.4 Xác định phương án không gian(PAKG) Đối với đường truyền tốc độ thấp : Z1 = 2 x 3 x 2 x 2 Đối với đường truyền tốc độ cao : Z2 = 2 x 3 x 1
Để xác định số vòng quay thực của máy và so sánh với số vòng quay chuẩn, ta cần lập bảng so sánh tốc độ trục chính Sai số cho phép được tính bằng công thức [Δn] = ±10.(φ - 1)% = ±10.(1,26 - 1)% = ±2,6%.
Ta có bảng như sau:
N Phương trình xích tốc độ ntính
[vg/ph] nthực tế [vg/ph]
Bảng 2: Bảng so sánh số vòng quay chuẩn và số vòng quay thực tế Đồ thị sai số vòng quay:
1.2.1.6 Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62
+ Các thông số: nmin = 12,5 [vg/ph], nmax = 2000 [vg/ph] và Z = 23(cấp) + Trị số công bội = 1,26:
+ Tỉ số bộ truyền đai: iđ = 142/254 0,56
+ Hiệu suất bộ truyền đai = 0,985
Số vòng quay của trục I: n0 = nđc1 iđ = 1450 0.56 0,985 = 800 [vg/ph]
Tia i1 lệch sang phải 1 khoảng: 1,17 lg i2 = 56/ 34 1,65 = X2 x2 ≈ 2,17
Tia i2 lệch sang phải 1 khoảng : 2,17 lg
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 1: ϕ x = i i 1
2 = ϕ 1,17 ϕ 2,17 =ϕ 1 [X] = 1Nhóm 2 từ trục II – III: i3 = 21/ 55 0,38 = x3 ≈ - 4,19
Tia i3 lệch sang trái 1 khoảng: 4,19.lg i4 = 29/ 47 0,62 = X4 x4 ≈ - 2,07
Tia i4 lệch sang trái 1 khoảng: 2,07.lg i5 = 38/ 38 1 = X5 x5 ≈ 0
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 2: ϕ x = i i 3
4 = ϕ −4,19 ϕ −2,07 =ϕ −2,12 [X] = 2 Nhóm 3 từ trục III – IV: i6 = 22/ 88 0,25 = X6 x6 ≈ - 6
Tia i6 lệch sang trái 1 khoảng : 6.lg i7 = 45/ 45 1 = X7 x7 ≈ 0
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 3: ϕ x = i i 6
Tia i8 lệch sang trái 1 khoảng : 6.lg i9 = 45/ 45 1 = X9 x9 ≈ 0
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 4: ϕ x = i i 8
Tia i10 lệch sang trái 1 khoảng : 3.lg
Lượng mở tia của nhóm 5: ϕ x =ϕ −3 [X] = 3
Nhóm 6 từ trục: III– VI: i11 = 65/43 1,51 = x11 ≈ 1,87
Tia i11 lệch sang phải 1 khoảng: 1,87.lg
Lượng mở tia của nhóm 6: ϕ x =ϕ 1,87 [X] = 2
Ta có bảng tổng hợp sau:
Nhóm truyền Tỷ số truyền
Bánh răng (chủ động/bị động) ϕ x [X]
Bảng 3 : Bảng tổng hợp lượng mở của các nhóm truyền
Phương án không gian và phương án thứ tự :
Từ trên ta xác định được công thức kết cấu của máy là:
Z = (2 x 3 x 2 x 2) + (2 x 3 x 1) = 30. Đường truyền chính Đường truyền phụ
Máy tổ chức hai loại đường truyền: đường truyền gián tiếp với tốc độ thấp và đường truyền trực tiếp với tốc độ cao Việc này mang lại lợi ích lớn, bởi đường truyền tốc độ cao yêu cầu số TST ít hơn, giúp giảm ồn, rung, ma sát và tăng hiệu suất khi máy hoạt động.
Theo lý thuyết tính toán, để TST giảm từ từ đồng đều và đảm bảo mô men xoắn yêu cầu, số bánh răng ở các trục đầu cần nhiều hơn Mặc dù PAKG lý tưởng là 3 x 2 x 2 x 2, phương án 2 x 3 x 2 x 2 lại là lựa chọn hợp lý nhất.
Để đáp ứng yêu cầu thực tiễn trong gia công, máy cần có truyền động quay nghịch bên cạnh truyền động quay thuận Điều này là cần thiết để bàn xe dao có thể tịnh tiến ngược lại, ví dụ như trong quá trình cắt ren, trục chính phải quay nghịch để dao có thể rút ra Để thực hiện điều này, trên trục vào (II) cần sử dụng li hợp ma sát với hai nửa, một cho chuyển động thuận và một cho chuyển động nghịch.
Li hợp ma sát được sử dụng trong máy tiện vì khả năng đảo chiều thường xuyên, giúp vận hành êm ái và tránh va đập mạnh Ngoài ra, li hợp ma sát còn có tác dụng bảo vệ máy khỏi tình trạng quá tải.
Sở dĩ LHMS được đặt trên trục I mà không đặt trên các trục khác là vì:
Trục I có tốc độ không đổi và là trục vào nên có mômen xoắn nhỏ, do đó,
LHMS trên trục này hoạt động với một tốc độ duy nhất và mômen xoắn tối thiểu Để kích thước li hợp đạt khoảng D = 100 mm, tốc độ trục I có thể đạt tới n0 = 800 vòng/phút.
Vì vậy PAKG 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí.
Về phương án thứ tự (PATT) của máy có dạng là:
Dựa vào đồ thị vòng quay của máy 1k62, ta nhận thấy rằng lượng mở từ trục I đến trục II tăng từ 1 lên 2, và từ trục II đến trục III tăng từ 2 lên 6 Tuy nhiên, từ trục III đến trục IV, lượng mở lẽ ra phải tăng từ 6 lên 12, nhưng do có sự trùng tốc độ, nên lượng mở chỉ giữ nguyên ở 6 Vì vậy, chúng ta chọn PATT là I II III IV và bổ sung thêm đường truyền phụ.
Sử dụng phương án thứ tự như trên sẽ tạo ra lưới kết cấu hình rẻ quạt, giúp tối ưu hóa kết cấu máy Bản chất của lưới kết cấu này xuất phát từ sự chênh lệch tỷ số truyền của nhóm truyền đầu tiên, vốn rất nhỏ, do đó mang lại một kết cấu máy hợp lý.
Ta có: Đối với đường truyền gián tiếp:
Lượng mở [x]: [1] [2] [6] [12] Đối với đường truyền trực tiếp:
Từ đường gián tiếp ta nhận thấy, lượng mở [x] = 12 là không hợp lí Trong máy công cụ, ở hộp tốc độ có hạn chế TST i phải đảm bảo theo:
1 nghiêng trái tối đa là 6 ô và tia i2 = 2 nghiêng phải tối đa là 3 ô Tức là, lượng mở tối đa Xmax = 9 ô.
Với công bội = 1,26 TST i được biểu diễn trên đồ thị vòng quay như sau: i = 14 i = 2
1 không thoả mãn điều kiện đã phân tích trên.
Để khắc phục vấn đề, cần giảm lượng mở của đường truyền gián tiếp từ [X] = 12 xuống [X] = 9, trong khi giữ nguyên đường truyền trực tiếp Việc giảm này sẽ dẫn đến việc đường gián tiếp có 3 tốc độ trùng, và số tốc độ của máy sẽ được xác định theo thay đổi này.
Z = (2x3x2x2 – 3) + (2x3x1) = 27 tốc độ, mà số tốc độ yêu cầu là 23 dẫn đến là sẽ thừa ra 4 tốc độ
Vì vậy, để khắc phục người ta đã xử lí bằng cách:
Việc duy trì số cấp tốc độ của đường truyền trực tiếp (6 tốc độ) giúp giảm tiếng ồn, rung động và ma sát, đồng thời nâng cao hiệu suất làm việc của máy.
Giảm thêm 3 tốc độ của đường truyền gián tiếp sẽ mang lại lợi ích, vì nó giúp giảm số tốc độ có hiệu suất thấp, làm cho kết cấu hệ thống truyền động trở nên nhỏ gọn hơn Số tốc độ bị mất sẽ được bù đắp bằng đường truyền trực tiếp Đặc biệt, khi i = 1/ϕ, việc giảm tốc độ sẽ dẫn đến kích thước của cặp bánh răng trở nên lớn hơn.
Như vậy đường truyền gián tiếp sẽ có lượng mở nhóm cuối là:
Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z1 = 2x3x2x2 – 6 = 18
Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là: Z2 = 2x3x1 = 6
Dẫn đến tổng số tốc độ là: Z = Z1 + Z2 = 18 + 6 = 24
Máy chỉ cần 23 tốc độ, vì vậy người ta đã điều chỉnh để tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp trùng với tốc độ thứ 1 (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp Nhờ đó, máy chỉ còn lại 23 tốc độ, tối ưu hóa hiệu suất hoạt động.
Tốc độ 18 (n18 = 630 v/ph) có thể được sử dụng qua hai phương thức kết nối: trực tiếp và gián tiếp Tuy nhiên, để đạt hiệu suất tối ưu, người dùng nên lựa chọn đường truyền trực tiếp do những lợi ích vượt trội mà nó mang lại.
Vì vậy phương án chuẩn của máy là: Đối với đường truyền gián tiếp:
Lượng mở [x]: [1] [2] [6] [6] Đối với đường truyền trực tiếp:
Do đó, lưới kết cấu của máy 1k62 sẽ là: n 1 n 2 n n 4
Trôc I Trôc II Trôc III Trôc IV Trôc V
Hình 3 : lưới kết cấu của máy 1k62
- Từ trục (IV) sang (V) có sự thu hẹp lượng mở do trùng tốc độ.
Ta có đồ thị vòng quay của máy 1K62 như hình vẽ dưới: 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
Hộp chạy dao của máy
Thông số hộp chạy dao:
Cắt ren hệ mét: tp = 1÷192 [mm]
Cắt ren Picth hướng kính: p = 96÷1
Chạy dao dọc: sd = 0,07÷4,16 [mm/vg]
Chạy dao dọc: sn = 0,035÷2,08 [mm/vg]
Xác định phương trình cắt ren và phương trình cắt trụ trơn:
1.2.2.1 Xác định phương trình cắt ren
1v.tc × 60 60 (VII) × 42 42 (VIII) × 42 95 × 95 50 (IX) [ ¿ ¿ Z C 35− 2−tr ái phai ] × Znt 36 × 25 28 (X)
[ ¿ ¿ C C 3− 4−tr á i p hai ] (XII) × { ¿ ¿ 18 28 35 45 } (XIII) × { ¿ ¿ 35 28 15 48 } (XIV) ( C 5− ph ai ) × (t v = 12[mm/vg]) = tp
1v.tc × 54 27 (V) × 88 22 × 88 22 (III) × 45 45 (VII) × 28 56 (VIII) × 42 95 × 95 50 (IX) [ ¿ ¿ Z C 35− 2−tr ái phai ] × Znt 36 × 25 28 (X) [ ¿ ¿ C C 3− 4−tr á i p hai ] (XII) x { ¿ ¿ 18 28 35 45 } (XIII) × { ¿ ¿ 35 28 15 48 } (XIV) ( C 5− ph ai ) × (t v =
Với ikđ = 192 12 = 16 = 54 27 × 88 22 × 88 22 × 45 45 × 28 56 =2×4×4×1× 1 2 itt= 42 95 × 95 50 ics= Znt 36 × 25 28 = 26/28/32/36/40/44/48
1v.tc × icđ × itt × (1/ics) × igb × (tv = 12 [mm/vg]) = tp = 25,4/ n [mm]
1v tc × icđ × itt × ics × igb × (tv = 12 [mm/vg]) = tp = 0,5 3 [mm]
1v.tc × ikđ × icđ × ×ics × igb × (tv = 12 [mm/vg]) = tp = 3 48 [mm]
Với: ikđ = 192 12 = 54 27 × 88 22 × 88 22 × 45 45 × 28 56 =2×4×4×1× 1 2 itt= 42 95 × 95 50 ics= Znt 36 × 25 28 = 26/28/32/36/40/44/48
1v.tc × icđ × itt × (1/ics) × igb × (tv = 12[mm/vg]) = tp = 25,4./ Dp [mm]
+ Xích cắt ren chính xác:
1v.tc × 60 60 (VII) × 42 42 (VIII) × itt= 42 95 × 95 50 × [ ¿ ¿ Z C 35− 2−tr ái phai ] × ( C 3−tr ái ) (XIV) ×
( C 5− ph ai ) × (tv = 12 [mm/vg]) = tp (chinhxac) [mm]
Ren mặt đầu được sử dụng để gia công đường xoắn Acsimet trên mâm cặp 3 vấu Trong quá trình này, dao tiện hoạt động theo hướng kính, do đó không cần sử dụng trục vít me dọc Thay vào đó, hệ thống được kết nối trực tiếp vào trục trơn, tiếp theo là hộp xe dao, và cuối cùng là trục vít me ngang với thông số t x.
Phương trình cắt trụ trơn là công đoạn tiêu tốn thời gian nhất trong quá trình vận hành máy tiện Quá trình này tương tự như cắt ren nhưng không sử dụng trục vít me, mà thông qua li hợp siêu việt và hộp xe dao Lượng chạy dao dọc dao động trong khoảng 0,7 đến 4,16 mm/v.
1v.tc × icđ × itt × ics × igb × (m × z) = Sd = 0,07 4,16[mm/vg] với m = 3 và z = 10(răng) itt= 42 95 × 95 50 ics= Znt 36 × 25 28 = 26/28/32/36/40/44/48
1v.tc × icđ × itt × ics × igb × (tv = 5[mm/vg]) = Sng = 0,035 2,08 [mm/vg]
Bảng sắp xếp các bước ren như sau (bảng 1-6/68 – tính toán thiết kế máy cắt kim loại):
Zn Ren quốc tế Ren Module
Bảng 4 : bảng xếp ren máy 1K62
Các cơ cấu đặc biệt của máy 1K62
Cơ cấu Norton là một hệ thống bánh răng được sắp xếp theo dạng hình tháp trên trục (I), với truyền động được truyền đến trục (II) qua bánh răng đệm Z36 Bánh răng trung gian Z25 kết nối với bánh răng di trượt Z28, được lắp trên khung một, khung này có khả năng di chuyển quanh trục và dọc theo trục (II).
- khối bánh răng hình tháp gồm 7 bánh răng:
1.2.3.2 Cơ cấu đai ốc bổ đôi
- Để đảm bảo độ chính xác khi cắt ren , xích truyền động không đi qua trục trơn mà dùng trục vít me có bước ren chính xác.
Khi sử dụng dao bằng vít me, hai phần của đai ốc bổ đôi sẽ ăn khớp vào vít thông qua tay quay Tay quay xoay đĩa nhờ hai chốt, giúp hai nửa đai ốc di động trong các rãnh định hình tiến lại gần nhau Khi tay quay quay ngược chiều, đai ốc sẽ mở ra, giải phóng hộp xe dao khỏi trục vít me.
Hình 6 Cơ cấu đai ốc bổ đôi
Chuyển động chạy dao nhanh trên máy được thực hiện nhờ động cơ riêng, cho phép trục trơn hoạt động đồng thời với chuyển động chạy dao dọc và chạy dao ngang Để tránh tình trạng gãy trục do tốc độ khác nhau, máy sử dụng ly hợp siêu việt lắp trên trục (XV).
Cấu tạo của thiết bị bao gồm vỏ (1) được chế tạo liền với bánh răng Z56 để nhận truyền động từ hộp chạy dao Bên trong vỏ (1), lõi (2) quay có 4 rãnh, mỗi rãnh chứa một con lăn hình trụ (3) được trang bị lò xo (4) và chốt (5) nhằm duy trì tiếp xúc liên tục với vỏ (1) và lõi (2) Lõi (2) được lắp đặt trên trục XV bằng then.
Khi chạy dao, khối bánh răng với tỉ số truyền 28:56 làm cho vỏ (1) quay theo chiều ngược kim đồng hồ Ma sát và lực tác dụng của lò xo (4) khiến con lăn bị kẹt giữa vỏ (1) và lõi (2) Kết quả là lõi (2) nhận chuyển động từ vỏ (1) và truyền cho trục trơn XV, khiến trục này quay cùng chiều và cùng vận tốc với vỏ.
Khi vỏ (1) quay theo chiều kim đồng hồ, con lăn (3) di chuyển vào khoảng trống giữa vỏ (1) và lõi (2) Lõi (2) giữ nguyên vị trí cùng trục trơn XV, trong khi xích chạy dao ngắt Để trục trơn XV hoạt động theo chiều này, cần kết nối bánh răng Z28-Z28 trên trục XIV với bánh răng Z56 cố định trên trục XV, ngoài ly hợp siêu việt, nhằm thực hiện quá trình cắt ren mặt đầu.
Hình 7 Ly hợp siêu việt
- Khi chạy dao nhanh, trục trơn XV nhận chuyển động từ động cơ ĐC2
Khi lõi quay nhanh theo chiều ngược kim đồng hồ, vỏ cũng chuyển động theo cùng chiều nhưng với vận tốc chậm hơn Điều này khiến cho các con lăn di chuyển đến vị trí rỗng giữa vỏ.
(1) và lõi (2) Xích chạy dao bị cắt đứt và trục trơn được chuyển động với tốc độ nhanh.
1.2.3.4 Cơ cấu an toàn bàn xe dao
Để đảm bảo an toàn cho máy tiện trơn, cần lắp đặt cơ cấu an toàn trong bàn xe dao Cơ cấu này được đặt trong xích chạy dao tiện trơn và sẽ tự động ngắt xích truyền động khi máy gặp quá tải hoặc sự cố kỹ thuật trong quá trình hoạt động.
-Khi máy quá tải làm cho là xo bị nén lại ly hợp M1 bị tách ra và ngắt đường xích chạy ra
1.2.3.5 Cơ cấu ly hợp ma sát
Hình 1.5 – Ly hợp ma sát
1: Trục rỗng; 2: Bánh răng khi trục chính quay thuận; 3, 12: Đĩa ma sát
4, 5: Đai ốc điều chỉnh; 6: Bánh răng khi trục chính quay ngược
7: Khớp trục; 8: Thanh giằng; 9: Thanh kéo; 10: Chốt; 11: Khớp ma sát.
Trong máy tiện 1K62 ly hợp ma sát M1 trên trục (I) là ly hợp ma sát đĩa 2 chiều dùng để đóng mở máy và đảo chiều trục chính.
Bánh răng (2) và bánh răng (6) đều lồng không trên trục I, một đầu moay ơ của
Hai bánh răng dạng ống dày có rãnh dọc, bên trong lắp các đĩa ma sát (3) và (12) với lỗ then hoa để kết nối với trục I Các đĩa ma sát được lắp xen kẽ và sát nhau, tạo khe hở làm việc, trong đó có các vòng lò xo nén Khi đĩa (3) được ép chặt vào đĩa (12), chúng liên kết tạo ra lực ma sát bề mặt, giúp truyền động từ trục I sang các bánh răng ZV-ZQ hoặc ZP Khi gạt má gạt (7) sang phải, đòn bẩy sẽ đẩy thanh kéo (9) sang trái, ép các đĩa ma sát chặt với bánh răng ZQ, khiến trục chính quay theo chiều thuận Nếu má gạt ở giữa, ly hợp ma sát ngừng hoạt động Đai ốc (4) và (5) được sử dụng để điều chỉnh khe hở làm việc của các đĩa ma sát khi bị mòn hoặc sửa chữa.
Nhận xét về máy 1K62 CHƯƠNG II: THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC CHO MÁY 2.1 Thiết kế truyền dẫn tốc độ 2.1.1 Thiết kế chuỗi vòng quay tiêu chuẩn
Lưới kết cấu
Lưới kết cấu mang tính định tính nên ta xác định được vị trí n0 tại chính giữa
Mỗi đường thẳng nằm ngang biểu diễn một trục của hộp tốc độ Các điểm trên đường thẳng nằm ngang biểu diễn số cấp tốc độ của trục đó.
Các đoạn thẳng nối các điểm tương ứng trên trục tượng trưng cho các tỉ số truyền giữa các trục đó.
Lượng mở và tỷ số truyền của các nhóm thay đổi một cách từ từ và đồng đều, nằm trong giới hạn cho phép Để đảm bảo tuổi thọ và kích thước của hộp tốc độ, lưới kết cấu cần được thiết kế sít đặc theo dạng mái nhà.
Ta có 2 lưới kết cấu điển hình :
Để đáp ứng điều kiện φ X max ≤ 8, cần bổ sung tốc độ thiếu vào một đường truyền khác, tham khảo máy 1K62, nhằm duy trì số tốc độ trong máy Việc bố trí thêm một đường truyền tốc độ cao, hay còn gọi là đường truyền trực tiếp, giúp giảm tỷ số truyền, từ đó giảm tiếng ồn, rung động và ma sát, đồng thời nâng cao hiệu suất làm việc.
Có thể sử dụng đường truyền phụ từ trục II để bù đắp cho hai tốc độ, tuy nhiên điều này gây khó khăn trong việc bố trí tỷ số truyền giữa trục II và trục chính, đồng thời không khai thác được nhiều tốc độ cao.
Tham khảo máy 1K62, việc giảm ba tốc độ của đường truyền gián tiếp sẽ mang lại lợi ích, giúp giảm số tốc độ có hiệu suất thấp Điều này dẫn đến việc hộp tốc độ trở nên nhỏ gọn hơn, trong khi số tốc độ mất đi sẽ được bù đắp qua đường truyền trực tiếp từ trục IV sang VI.
Như vậy đường truyền gián tiếp nhóm cuối sẽ có lượng mở là
Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền gián tiếp là: Z1 = 2x3x2x2 – 6 = 18
Số tốc độ danh nghĩa của đường truyền trực tiếp là : Z2 = 2x3x1 = 6
Số tốc độ của máy là Z = Z1 + Z2 = 18 + 6 = 24 tốc độ
Để đạt yêu cầu Z = 23 tốc độ, ta điều chỉnh bằng cách cho tốc độ thứ 18 (cao nhất) của đường truyền gián tiếp trùng với tốc độ thứ nhất (thấp nhất) của đường truyền trực tiếp Khi đó, máy chỉ còn 23 tốc độ, có nghĩa là tốc độ số 18 có thể truyền qua cả hai đường truyền trực tiếp và gián tiếp, với đường truyền trực tiếp thường được ưu tiên sử dụng Tốc độ n18 là tốc độ thường được áp dụng trong các tình huống này.
18 có thể truyền theo cả 2 đường truyền: trực tiếp – gián tiếp Tăng thêm thời gian sử dụng tốc độ này.
Vì vậy phương án của máy sẽ là: Đối với đường truyền gián tiếp: Đối với đường truyền trực tiếp:
PATT : I II III IV PATT : I II III
Ta có lưới kết cấu của hai đường truyền như sau: a, Lưới kết cấu thu gọn b, Lưới kết cấu bổ sung
Lưới kết cấu trên hợp lí hơn do lưới có dạng rẻ quạt, phân bố đều nên sẽ cho phép hộp nhỏ gọn.
2.1.2.1 Xác định giá trị n 0 trên trục 1 và tỷ số truyền cụ thể của các nhóm truyền, vẽ đồ thị vòng quay Đồ thị vòng quay mang tính định lượng Nó thể hiện được tỉ số truyền cụ thể, các trị số vòng quay cụ thể của các trục nên từ đó tính toán số răng bánh răng trong các nhóm truyền dẫn trong hộp tốc độ Cũng dựa vào nó, ta có thể đánh giá được toàn diện chất lượng của phương án thực hiện. Đồ thị vòng quay đa phần là giảm tốc do động cơ tiêu chuẩn hợp lí nhất là động cơ có 2 cặp cực và nđc = 1440 [vg/ph], trong khi đó nTCmin = 13,2 [vg/ph] Tuy nhiên từ trục I sang trục II, ta phải tăng tốc để số đĩa ma sát trong li hợp ma sát là ít nhất Khi ta tăng tốc, chuyển động sẽ được truyền từ bánh răng lớn sáng bánh răng bé nên ta sẽ lợi dụng được bánh răng lớn làm vỏ li hợp ma sát Khi bánh răng càng lớn thì đường kính sẽ lớn theo, do đó ta có thể lắp được những đĩa li hợp ma sát lớn vào trong lòng bánh răng, từ đó giảm được số đĩa. Đồ thị vòng quay thừa hưởng tất cả những lí luận trước đó cho lưới kết cấu.
Quy ước các điểm trên trục nằm ngang đại diện cho chỉ số vòng quay cụ thể, trong khi các tia nối giữa các điểm tương ứng trên các trục thể hiện tỷ số truyền của từng cặp bánh răng hoặc cặp truyền động khác Tia nghiêng bên phải biểu thị tỷ số truyền lớn hơn 1 (i > 1), tia nghiêng bên trái biểu thị tỷ số truyền nhỏ hơn 1 (i < 1), và tia thẳng đứng đại diện cho tỷ số truyền bằng 1 (i = 1).
Xác định vị trí n đc : Từ đề bài ra n đc = 1440[vg/ph] ta xác định vị trí thích hợp của n đc trên trục động cơ.
Ta có: n0 = nđc.iđ η với 1 4 ≤i ≤ 2
Trong đó: - nđc– số vòng quay của động cơ; nđc = 1440 [vg/ph]:
- iđ – tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục đầu tiên của hộp tốc độ( thường dung dây đai)
- η: hệ số trượt bộ truyền đai, η=0,985
- n0 – tốc độ của trục đầu tiên n 0 40.0,985 142
Thay ngược lại kiểm tra: i đ = n 0 n đc = 1050
1440 ≈ 0,73=¿ Thỏa mãn : 1 4 ≤i ≤ 2. n 0 = n 20 50 vg/ ph Đồ thị vòng quay máy thiết kế
Tính số răng các bánh răng của từng nhóm truyền
Với nhóm truyền có cùng mô đun ta có công thức:
Với: fx, gx là các số nguyên không có thừa số chung
K : bội số chung nhỏ nhất (fx + gx ) trong một nhóm truyền;
∑ Z= K E : Tổng số răng trong cặp bánh răng ăn khớp, với E ≥ E min
Khi bánh răng nhỏ nhất làm bị động (nhóm truyền tăng tốc) thì:
Khi bánh răng nhỏ nhất làm chủ động (nhóm truyền giảm tốc) thì:
Với nhóm truyền không cùng mô đun
Giả sử trong nhóm truyền dùng 2 mô đun (m1,m2), điều kiện làm việc được là:
∑ Z 1 và ∑ Z 2 : Tổng số răng của nhóm bánh răng có cùng mô đun m1, m2
Với: e1, e2 là các số nguyên, không có thừa số chung.
Tính bánh răng trong nhóm truyền I i 1 =1= 1
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: E min = E min bđ
Để chọn Emin = 3, ta có tổng số răng Z = 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 Theo các máy hiện có, mô đun bánh răng khoảng 2,5, do đó bánh răng chủ động nên chọn khoảng trên 50 răng để tăng tổng số răng của cặp.
( f 2 + g 2) E K= 4 9 90@ Tính bánh răng trong nhóm truyền II i 3 = 1 φ 4 = 1
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:
( f 5 + g 5) E K= 1 2 108T Tính bánh răng nhóm truyền III i 6 = 1 φ 6 = 1
Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) = 10Vậy: K = 10
Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z6 trong đường truyền giảm tốc nên Emin được tính theo bánh răng chủ động:
( f 7 + g 7) E K = 1 2 110U Tính bánh răng nhóm truyền IV i 8 = 1 φ 6 = 1 1,26 6 =0,2499 ≈ 1
Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) = 10.
Ta nhận thấy bánh răng nhỏ nhất là Z8 trong đường truyền giảm tốc nên Emin được tính theo bánh răng chủ động:
Tính bánh răng nhóm truyền V i 10 = 1 φ 3 = 1
Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) = 3 Vậy K = 3
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 ∑ Z= K E=3.27 răng.
( f 10 + g 10 ) E K = 3 2 81T Tính bánh răng ở nhóm truyền trực tiếp
Dựa vào máy tham khảo 1K62, trục III và trục V được chế tạo đồng trục, dẫn đến khoảng cách từ trục III đến trục VI (đường truyền trực tiếp) và khoảng cách từ trục V đến trục VI (đường truyền gián tiếp) là bằng nhau.
Giả sử khoảng cách trục này là A và chọn modun của nhóm truyền i10 là m1= 4, modun của nhóm truyền trực tiếp i11 là m2 = 3, ta có:
Lập bảng thống kê số răng:
Tính sai số, vẽ đồ thị sai số vòng quay
Tính sai số vòng quay:
Trong đó: ntc - số vòng quay tiêu chuẩn; ntt - số vòng quay tính toán.
TT Phương trình xích động Ntt [vg/ph] Ntc [vg/ph] Δn% n1 n 0 .i 1 i 3 i 6 i 8 i 10 =n 0 45
42 1571,42 1600 1,79 Đồ thị biểu diễn sai số:
Hình 2.4 – Đồ thị sai số vòng quay
Với yêu cầu thiết kế có =1,26 dựa vào công thức [n] = 10.( - 1)% ta có
Sai số lớn nhất có thể chấp nhận trong quá trình thiết kế máy công cụ là 2,6%, nhằm đảm bảo hiệu suất làm việc ổn định Sơ đồ sai số vòng quay của máy mới cho thấy tất cả các giá trị đều nằm trong giới hạn sai số cho phép.
Sơ đồ động và số răng máy thiết kế
Thiết kế hộp chạy dao 1 Sắp xếp các bước ren
Thiết kế nhóm cơ sở
Nhóm cơ sở noocton là một hệ thống bánh răng hình tháp, tương tự như trong máy 1K62 Cơ cấu noocton tương tác với một bánh răng để tạo ra các bước ren khác nhau Để thay đổi bước ren, ta điều chỉnh sự ăn khớp giữa bánh răng này và các bánh răng khác trong hệ thống noocton.
Trong cơ cấu Noocton, các bánh răng được đánh số lần lượt là Z1, Z2, Z3… và chúng có nhiệm vụ cắt ra các ren thuộc nhóm cơ sở Các giá trị zi cần phải là số nguyên và phải tuân theo tỷ lệ tương ứng với các bước ren trong một cột của bảng xếp ren.
Mặt khác zi không được quá lớn vì nó sẽ làm tăng kích thước của nhóm truyền Nên 25 ≤ z i ≤60
Chọn cột với các tỉ số truyền 8:9:10:11:12:14 làm nhóm cơ sở Nhóm gấp bội cần tạo ra 4 tỉ số truyền với công bội =2 Để tiện ra toàn bộ số ren, tỉ số truyền của nhóm gấp bội sẽ là: 1/8; 1/4; 1/2; 1.
Khi cắt ren quốc tế cần có 6 bánh răng
Khi cắt ren modul cần có 6 bánh răng
Khi cắt ren Anh cần có 7 bánh răng:
Nhận thấy bao trùm nhất là bộ 7:
Ta có cơ cấu nooctông như hình 2.5:
Thiết kế nhóm gấp bội
Nhóm gấp bội cần tạo ra 4 tỷ số truyền với công bội = 2 Bằng cách chọn cột có các tỷ số truyền 8, 9, 10, 11, 12, 14 làm nhóm cơ sở, ta có thể tạo ra toàn bộ số ren có tỷ số truyền nhóm gấp bội bằng 1/8, 1/4, 1/2 và 1.
Hộp chạy dao có công suất nhỏ và hiệu suất thấp, với các bánh răng có cùng môdul, khiến việc lựa chọn thứ tự Mx trên các trục trung gian không còn quan trọng Ngoài ra, do bánh răng có cùng môdul, việc chọn PAKG để giảm cấp số vòng quay sẽ không làm tăng kích thước của bộ truyền.
Do đó để đơn giản ta tham khảo máy chuẩn chọn ra PAKG & PATT
Ta lập bảng so sánh đối với 2 phương án:
Số bánh răng chịu Mmax 2 2
Từ bảng so sánh ta chọn PAKG Z = 2 x 2 là hợp lý (PAKG 4x1 có số báng răng trên một trục nhiều, gây cồng kềnh cho hộp chạy dao).
Phương án thứ tự: Ta lập bảng so sánh 2 phương án:
Từ bảng so sánh ta chọn PATT là I – II
Ta có lưới kết cấu:
Đồ thị vòng quay mô tả sự kết hợp giữa hộp chạy dao gồm hộp ICS và IGB Hộp ICS được chế tạo trước với khoảng cách giữa các trục trong nhóm đã được xác định Để thuận tiện trong quá trình chế tạo, khoảng cách trục trong nhóm gấp bội được chọn bằng khoảng cách trục của các nhóm truyền trong nhóm cơ sở Để đảm bảo sự đồng nhất, khoảng cách trục trong nhóm truyền của IGB phải bằng khoảng cách trục giữa các nhóm truyền trong ICS Do đó, số răng của các bánh răng trong nhóm gấp bội được điều chỉnh, và để tránh sai số trùng lặp gây ra cộng hưởng, tỷ số giữa các bộ truyền trong nhóm gấp bội được lựa chọn khác 1, tương tự như máy tham khảo, từ đó tạo ra đồ thị vòng quay.
Tương tự như phần thiết kế hộp tốc độ, đến đây ta tính toán số bánh răng từng nhóm bằng phương pháp bội số chung nhỏ nhất:
Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx) = 63 Vậy K = 63
Vì tia có tỷ số truyền nghiêng trái nhiều nhất do đó Emin được tính theo bánh răng chủ động E min =E min cđ
Bội số chung nhỏ nhất của (fx + gx ) = 63 Vậy K = 63
Vì tia có tỷ số truyền nghiêng trái nhiều nhất do đó Emin được tính theo bánh răng bị động E min =E min cđ
Tính các tỷ số truyền còn lại (i bù )
Tỷ số truyền còn lại bao gồm các bánh răng phụ, bánh răng thay thế của hộp chạy dao.
Ta có phương trình cân bằng xích chạy dao:
1 vòng tc ibù ics igb tv = tp
Trong đó ibù = ithaythế icốđịnh
Nên phương trình có dạng như sau:
1 vòng tc.itt icd ics igb tv = tp
Trong bài viết này, chúng ta sẽ tìm hiểu về các tỷ số truyền quan trọng trong hệ thống cơ khí Tỷ số truyền của nhóm Norton (ics) và tỷ số truyền của nhóm gấp bội (igb) là những yếu tố cần chú ý Bên cạnh đó, bước vít me (tv) và bước ren được cắt (tp) cũng đóng vai trò quan trọng trong quá trình tính toán Cuối cùng, tỷ số truyền còn lại (ibù) được bù vào xích động, và để tính ibù, chúng ta cần chọn cắt thử một bước ren cụ thể.
Ta thử cắt ren quốc tế tp = 5 [mm]
Qua bảng xếp ren ta có igb = 1 2
Tham khảo máy 1K62 ta chọn tv = 12 mm, Z0 = 36 răng
Do đó: i bù = t p t v i cs i gb = 5
Dựa vào máy 1K62 chọn icđ = 25 28
Vì ibù = ithaythế icốđịnh nên:
Bộ bánh răng thay thế để cắt ren Quốc tế có thể sử dụng cho việc cắt ren Anh, tuy nhiên, khi thực hiện cắt ren Anh, xích cắt ren sẽ đi theo một đường khác.
Cho cắt thử ren Anh có n = 4 Bánh noocton bị động t p = 25,4 n = 25,4
Dựa vào bảng xếp ren ta có: i cs = Z 0
Thay vào công thức ta có: i cd = t p t v i cs i gb i tt = 6,35
Cắt thử ren mo dun:
Ta cắt thử ren với m = 3 ta có tp = π m = π 3
Như vậy ta có cặp bánh răng thay thế 42 50và 66/50 ( a b , c d ) Kiểm tra điều kiện lắp:
Ta nhận thấy 2 cặp bánh răng này thỏa mãn điều kiện lắp.
Dựa vào máy tham khảo 1K62 ta có các tỷ số truyền thay thế là: Để cắt ren Quốc tế và ren Anh : i tt = 42
50 Để cắt ren Modun và ren Pitch : i tt = 66
Tính sai số bước ren
Để đảm bảo độ chính xác trong thiết kế, cần kiểm tra sai số của từng bước ren riêng biệt Chỉ cần kiểm tra một bước ren trong mỗi loại, nếu sai số của bước đó đạt yêu cầu, thì các bước ren còn lại cũng sẽ đạt tiêu chuẩn.
Sai số bước ren ∆tp= |t’p-tp | ≤ [∆tp]
Sai số cho phép của bước ren được ký hiệu là [∆tp], và có thể xác định bằng công thức [∆tp] = 0,1 ∆d0, trong đó ∆d0 là dung sai đường kính trung bình của ren Để đánh giá kết quả tính toán, thường có thể so sánh sai số bước ren với sai số của máy tham khảo.
Ta có phương trình xích động học:
1 vòng tc.itt igb ics tx = tp
Sai số 0,0023 (so với sai số của máy tham khảo 1K62 là 0,0008 có lớn hơn nhưng vẫn chấp nhận được).
Nhận xét: khi cắt ren có sai số nhưng sai số rất nhỏ nên có thể chấp nhận được. Ren Anh:
Sai số 0,0003 (so với sai số của máy tham khảo 1K62 cũng là 0,0003.
Nhận xét: khi cắt ren có sai số nhưng sai số rất nhỏ nên có thể chấp nhận được.
- Xích cắt ren khuếch đại:
Phương trình xích cắt ren khuếch đại
1 vòng tc ikđ icđ itt ics igb tx = tp
Có 3 tỷ số truyền khuếch đại là 2; 8 ; 32
Mà theo yêu cầu bài toán phải thiết kế ikđ = 2 ; 4 ; 8 ; 16
Tham khảo máy tham khảo 1K62 trên 2 trục VII-VIII, ta cần thiết kế thêm một cặp bánh răng có tỷ số truyền i = 1 2 với số răng tương ứng là Z1(; Z1’= 56
Bánh răng Z1’ được lắp trên bánh răng di trượt, để cắt ren khuếch đại ta chỉ cần gạt sang bánh răng đó và tiến hành cắt ren.
Xác định thông số tiện trơn
Sdọcmin = 0,08[mm/vg]; Sngangmin = ẵ Sdọcmin = ẵ 0,08 = 0,04 [mm/vg]
Dựa vào máy 1K62 ta lấy các tỷ số truyền như máy mẫu, khi đó ta có các phương trình cân bằng như sau:
1vt/c.itt.icđ.ics.igb 28 56 27 20 20 28 20 4 40 37 14 66 π 3 10 = Sdọc
1vt/c.itt.icđ.ics.igb 28 56 27 20 20 28 20 4 40 37 61 40 61 20 5 = Sngang
Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại phương trình cân bằng như sau:
Sdọc =1vt/c 42 50 36 Z n 25 28 igb 28 56 27 20 20 28 20 4 40 37 14 66 π 3 10 = 0,0217.Zn.igb
Sngang=1vt/c 42 50 36 Z n 25 28 igb 28 56 27 20 20 28 20 4 40 37 61 40 61 20 5 = 0,0108.Zn.igb
Khi phân tích các phương trình, chúng ta nhận thấy rằng cơ cấu Noorton chủ động với Zn(56 và igb=1/8 không đáp ứng được giá trị yêu cầu Do đó, cần điều chỉnh một số cặp bánh răng trong hộp xe dao để đạt được yêu cầu Tuy nhiên, để đảm bảo khoảng cách trục giống như máy chuẩn, cần giữ nguyên tổng số bánh răng, tức là Z=const.
Ta chọn con đường đi qua ittB/50 và cơ cấu Noorton chủ động nên điều chỉnh (27/20).(20/28) thành(25/Z).(Z/28), lúc đó:
1vt/c 28 56 itt.icđ.ics.igb 28 56 25 Z Z 28 20 4 40 37 14 66 π.3.10 = Sdọc
1vt/c 28 56 itt.icđ.ics.igb 28 56 25 Z Z 28 20 4 40 37 61 40 61 20 5 = Sngang
Vậy ta có các đường truyền sau:
1vt/c 28 56 itt.icđ.ics.igb 28 56 25 Z Z 28 20 4 40 37 14 66 π.3.10 = Sdọc
1vt/c 28 56 itt.icđ.ics.igb 28 56 25 Z Z 28 20 4 40 37 61 40 61 20 5 = Sngang
Kết luận: Đường tiện trơn sẽ được thực hiện theo đường tiện ren thông qua cặp bánh răng 28/56 trong hộp xe dao Điều này cho thấy rằng đường tiện trơn là hệ quả trực tiếp của đường tiện ren, với bước tiện trơn dày hơn đáng kể so với tiêu chuẩn tiện ren.
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC CHO MÁY CẮT KIM LOẠI 3.1 Lực tác dụng trong hệ truyền dẫn 3.1.1 Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy
Chế độ cắt gọt thử máy
Chế độ thử máy do người thiết kế hoặc nhà máy sản xuất quy định, nhằm đảm bảo máy móc hoạt động ổn định trước khi đưa vào sản xuất Trước khi vận hành, máy cần được nghiệm thu theo một chế độ kiểm nghiệm nhất định, bao gồm thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh và cắt mạnh Việc này giúp 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 sản xuất sẽ không chịu trách nhiệm về hư hỏng Do đó, việc chọn chế độ thử máy là cần thiết để tính toán sức bền cho các chi tiết máy mới tương tự như máy đã sản xuất.
3.1.2.1 Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn
Trong quá trình thiết kế máy mới, chúng tôi đã sử dụng máy 1K62 làm mẫu tham khảo Do đó, chế độ cắt gọt thử nghiệm của máy 1K62 được lựa chọn để tính toán động lực học cho toàn bộ hệ thống máy.
Xác định lực cắt P c và lực chạy dao Q:
Phân tích các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành:
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 : hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tính chất vật liệu gia công. t : chiều sâu cắt [mm] s : lượng chạy dao [mm/vg]
Tham khảo Chế độ thử máy ở nhà máy Cơ khí Hà Nội (TTTKMCKL-trang
219) với máy T620 ta chọn chế độ thử có tải sau:
Thông số chế độ cắt: Đường kính phôi: ϕ 115 [mm ]
Chiều dài chi tiết: l = 2000 [mm]
Vật liệu phôi là thép 45. Độ cứng bề mặt phôi HRB 7
Vật liệu dao cắt là thép gió P18.
Tốc độ trục chính n = 40 [vg/ph].
Bước tiến dao s = 1,4 [mm/vg].
Theo công thức trên, các hệ số C, x, y tra bảng II – 1(T90) ta có
Dao tiện T15K6 Thông số chế độ cắt: Đường kớnh phụi ỉ 70 [mm]
Chiều dài chi tiết l = 350 [mm]
Tốc độ trục chính n = 400 [vg/ph].
Bước tiến dao s = 0,39 [mm/vg]
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, lực chạy dao Q trong máy tiện có sống trượt lăng trụ được tính toán một cách cụ thể.
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 Px 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: P x $13,47( N ); P z I35,13 [ N ]
Tính momen xoắn của động cơ
Trong hộp tốc độ, khi máy làm việc M x của động cơ điện ( M xdc ) phải cân bằng với M x lực cắt ( M x P c ) và M x ma sát ( M xms ) trong các cặp truyền động:
M xdc = i0 M x P c + ∑ i=1 n M xms ik hay M xdc = M x P c i0/
Trong đó: i0 - tỷ số truyền tổng cộng của xích ik - tỷ số truyền từ cặp có M xms tới trục chính
- Hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; = 0,70 0,85; lấy = 0,8
M x P c - mômen xoắn do lực cắt gây ra:
- Chế độ thử có tải:
Tính công suất của động cơ điện
3.1.3.1 Xác định động cơ truyền dẫn chính
Công suất động cơ gồm có: N dc = N c + N o + N p
Trong đó: N c - công suất cắt
N p - 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
Với : - hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; = 0,70 0,85 , lấy 0,8
Trong đó P Z - lực cắt chọn [N] v - tốc độ cắt chọn ([m/ph]
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]
3.1.3.2 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
Với K = 0,04 (máy tiện,rơ vôn ve, khoan), ta có:
Phương pháp này chỉ thích hợp để ước lượng sơ bộ công suất của dao Để tính toán động lực học cho các chi tiết máy trong hộp chạy dao, cần áp dụng phương pháp khác.
Tính theo lực chạy dao
Trong đó: v s - tốc độ chạy dao (mm/ph); v s = s.n=0,39.4006 [mm/ph] η cd - hiệu suất chung của cơ cấu chạy dao ; η cd ≤ 0,15 ÷ 0,2
Tính sơ bộ dường kính trục
Từ tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, ta có thể tính số vòng quay tới hạn của trục bằng công thức: ntính = nmin √ 4 n n max min [ vg / ph ] Công thức này giúp xác định giới hạn an toàn cho hoạt động của trục.
Công suất trên từng trục: Ntrục = Nđc. [kW]
Với là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục = i với
i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, cặp ổ lăn ta có:
Mômen xoắn tính toán trên từng trục:
Mx tính = 716200 N n truc tinh [Nmm] Đường kính sơ bộ của các trục: dsơ bộ = C√ 3 N n tinh truc [mm];
Trục động cơ : nmax đc 40 [vg/ph]. nmin đc 40 [vg/ph].
Trục I: nmax I = 1050 [vg/ph]. nmin I = 1050 [vg/ph].
Trục II: nmaxII50 50 40 = 1312,5 [vg/ph]. nminII50 45 45 = 1050 [vg/ph].
Trục III: nmaxIII12,5 54 54 = 1312,5 [vg/ph]. nminIII50 31 77 = 422,72 [vg/ph].
Trục IV: nmaxIV12,5 55 55 = 1312,5[vg/ph]. nminIVB2,72 22 88 = 105,68 [vg/ph].
Trục V nmaxV12,5 55 55 = 1312,5 [vg/ph]. nminV= 105,68 22 88 = 26,42 [vg/ph].
Trục VI: nmaxVI= 1312,5 66 42 = 2062,5 [vg/ph]. nminVI= 26,42 27 54 = 13,21 [vg/ph].
Kết luận: Đường kính được lựa chọn cần tuân thủ tiêu chuẩn tại các tiết diện lắp bánh răng và ổ bi Ở các tiết diện khác, có thể điều chỉnh tăng hoặc giảm đường kính tùy thuộc vào kết cấu và lực tác dụng.
Tính bền chi tiết máy 1 Tính bền trục chính
3.2.1.1 Yêu cầu tính trục chính
Trục chính là thành phần thiết yếu trong hệ thống truyền động, có nhiệm vụ truyền chuyển động quay cho quá trình cắt gọt của máy tiện Do đó, trục chính phải đáp ứng các tiêu chuẩn kỹ thuật và độ chính xác cao để đảm bảo hiệu suất làm việc của máy.
Bảo đảm độ cứng vững. Độ chịu mòn cao.
Chuyển động êm và chính xác.
3.2.1.2 Vật liệu và cách nhiệt luyện Đối với trục quay trong ổ lâu, cổ trục chính không cần phải có độ cứng vững đặc biệt Trong máy thiết kế ta chọn thép 40X, thấm Cacbon, nhiệt luyện đạt đến HRC5-42, có σ b ≥ 1000
3.2.1.3 Tính trục chính 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 và Z60 trên trục VII luôn ăn khớp, trong khi bánh răng Z42 và Z66 trên trục III kết hợp khi thực hiện đường truyền tốc độ cao Ngược lại, bánh răng Z54 và Z27 trên trục V hoạt động trong đường truyền tốc độ thấp Do đường truyền tốc độ cao ít 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 đối với trục chính ảnh hưởng quan trọng đến khả năng chịu tải và độ võng của trục Xét cặp bánh răng 27/54, bánh răng chủ động Z27 có thể được bố trí ở nhiều vị trí xung quanh Z54 Trong bài viết này, chúng ta sẽ phân tích 4 vị trí điển hình I, II, III, IV để hiểu rõ hơn về sự ảnh hưởng của chúng.
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 R 2 = | P c −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 f 2