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 cũ
KHẢO SÁT MÁY TƯƠNG TỰ
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).
Công suất động cơ (Kw) 10 7 4,5 10
Chiều cao tâm máy (mm) 200 200 160
Khoảng cách lớn nhất giữa hai mũi tâm (mm) 1400 1500 750
Số vòng quay nhỏ nhất n (v/p)min 12,5 11,5 44 12,5
Số vòng quay lớn nhất n (v/p)Max 2000 1200 1980
Lượng chạy dao dọc nhỏ nhất
Lượng chạy dao dọc lớn nhất SdMax
Lượng chạy dao ngang nhỏ nhất Snmin 0,035 0.027 0,04
Lượng chạy dao ngang lớn nhất SnMax
Các loại ren tiện được Ren quốc tế, ren Anh, ren mô đun, ren pitch
Bảng 1: Bảng so sánh máy tương tự và máy cần thiết kế
Nhận xét: trên đây chưa phải là tất cả các loại máy trong nước ta có nhưng do hạn chế về tài liệu và kinh nghiệm nên ta mới chỉ phân tích được 4 loại máy trên.
Nhận thấy đề tài thiết kế với các loại máy trên ta thấy máy tiện ren vít vạn năng1K62 có đặc tính tướng tự và có tài liệu tham khảo đầy đủ nhất ta lấy máy 1K62 để khảo sát cho việc thiết kế máy mới.
Phân tích máy tiện ren vít vạn năng 1K62
Đặc tính kĩ thuật của máy tiện ren vít vạn năng 1K62. Đường kính lớn nhất của phôi gia công: 400(mm) trên băng máy, 200(mm) trên bàn máy.
Số cấp tốc độ trục chính : Z = 23 (cấp)
Giới hạn vòng quay trục chính: n = 12,5 tc 2000(vg/ph)
+ Lượng chạy dao dọc S : 0,07 4,16(mm/vg)d
+ Lượng chạy dao ngang S : 0,035 2,08 (mm/vg)ng
+ Ren Pitch hướng kính: Dp%,4 / t = 96 1 t = 25,4 / Dp p p(mm) Động cơ điện:
+ Công suất động cơ chính : N = 10(kW)đc1
+ Số vòng quay động cơ chính: n = 1450(vg/ph)đc1
+ Công suất động cơ chạy nhanh : N = 1(kW)đc2
+ Số vòng quay động cơ chạy nhanh: n = 1410(vg/ph)đc2
Hình1: Sơ đồ động máy 1k62
Hình 2: Sơ đồ cấu trúc động học
Thông số hộp tốc độ:
Số cấp tốc độ trục chính : Z = 23 (cấp)
Giới hạn vòng quay trục chính: n = 12,5 2000(vg/ph)tc
Công suất động cơ chính : N = 10(kW)đc1
Số vòng quay động cơ chính: n = 1450(vg/ph)đc1
1.2.1.1 Tính trị số công bội φ
Từ các thông số của máy. n = 12,5 v/p.min n = 2000 v/p.Max
Suy ra công bội là: = = = 1,259 =1,26
1.2.1.2 Phương trình xích tốc độ:
+Phân tích: 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
Ta thấy từ trục (IV) tới trục (V) có 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 1, 1/4, 1/16
Số cấp tốc độ thấp: Z = 2x3x(2x2-1) = 18(cấp) từ n1 1 n18 = 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: Z = 2x3 từ n2 19 n24 = 630 2000(vg/ph)
Số tốc độ thực trong hộp tốc độ: Z = (Z + Z ) -1 = (18+6) - 1 = 23(cấp)1 2
1.2.1.4 Xác định số vòng quay thực của máy và so sánh số vòng quay chuẩn với số vòng quay thực tế. Để tính được sai số của các tốc độ trục chính ta lập bảng so sánh, với sai số cho phép [ n] = 10.( - 1)% = 10.(1,26 - 1)% = 2,6% n% = 100.( nlý thuyết - n ) / ntính lý thuyết
+ Các thông số: n = 12,5 (vg/ph), n = 2000 (vg/ph) và Z = 23(cấp)min max
+ Tỉ số bộ truyền đai: i = 142/254 0,56đ
+ Hiệu suất bộ truyền đai = 0,985
Số vòng quay của trục I: n = n i 0 đc1 đ = 1450 0.56 0,985 = 800 (vg/ph)
Ta có bảng như sau: n Phương trình xích tốc độ ntính
(vg/ph) nlý thuyết (vg/ph) n% n1 n0××××× 12,46 12,5 0,32 n2 n0××××× 15,72 16 1,75 n3 n0××××× 20,17 20 -0,85 n4 n0××××× 25,41 25 -1,64 n5 n0××××× 32,69 31,5 -3,78 n6 n0××××× 41,18 40 -2,95 n7 n0××××× 49,93 50 0,14 n8 n0××××× 62,88 63 0,19 n9 n0××××× 80,69 80 -0,86 n10 n0××××× 101,63 100 -1,63 n11 n0××××× 130,77 125 -4,62 n12 n0××××× 164,71 160 -2,94 n13 n0××××× 202,37 200 -1.19 n14 n0××××× 251,55 250 -0,62 n15 n0××××× 323,51 315 -2,70 n16 n0××××× 406,51 400 -1,63 n17 n0××××× 523,07 500 -4,61 n18 n0××××× 658,82 630 -4,57 n19 n0××× 760,50 800 4,94 n20 n0××× 975,75 1000 2,43 n21 n0××× 1228,98 1250 1,68 n22 n0××× 1581,39 1600 1,16
Bảng 2: Bảng so sánh số vòng quay chuẩn và số vòng quay thực tế.
Hình 3: Đồ thị sai số vòng quay
Từ đồ thị vòng quay ta nhận thấy tại máy cơ sở có các cấp tốc độ có sai số vòng quay vượt quá ± 2,6% ( Sai số cho phép ) như:
Với các giá trị sai số vượt quá giá trị cho phép này sẽ ảnh hưởng đến khả năng làm việc, độ chính xác, hiệu xuất của máy khi gia công.v.v… Nhưng vẫn dùng bới vì khả năng ảnh hưởng của nó là nhỏ nhất.
1.2.1.5 Đồ thị vòng quay thực tế của máy 1K62
Hình 4 : 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:
Hình 5: Đồ thị vòng quay
Ta suy ra phương pháp tính:
Tia i lệch sang phải 1 khoảng: 1,17 lg1 i2 = 56/ 34 1,65 = X2 x 2,172
Tia i lệch sang phải 1 khoảng : 2,17 lg2
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 1:
Nhóm 2 từ trục II – III: i3 = 21/ 55 0,38 = X3 x - 4,193
Tia i lệch sang trái 1 khoảng: 4,19.lg3 i4 = 29/ 47 0,62 = X4 x - 2,07 4
Tia i lệch sang trái 1 khoảng: 2,07.lg4 i5 = 38/ 38 1 = X5 x 0 5
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 2:
Nhóm 3 từ trục III – IV: i6 = 22/ 88 0,25 = X6 x - 66
Tia i lệch sang trái 1 khoảng : 6.lg6 i7 = 45/ 45 1 = X7 x 0 7
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 3:
Tia i lệch sang trái 1 khoảng : 6.lg8 i = 45/ 45 1 = 9 X9 x 0
Lượng mở giữa hai tia của nhóm 4:
Tia i lệch sang trái 1 khoảng : 3.lg10
Lượng mở tia của nhóm 5: x 3 [X] = 3
Nhóm 6 từ trục: III– VI: i11 = 65/43 1,51 = X11 x111,87
Tia i11 lệch sang phải 1 khoảng: 1,87.lg
Lượng mở tia của nhóm 6: x 1,87 [X] = 2
Ta có bảng tổng hợp sau:
Nhóm truyền Tỷ số truyền
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
Ta nhận thấy máy tổ chức hai đường truyền: đường truyền gián tiếp (tốc độ thấp) và đường truyền trực tiếp (tốc độ cao), như vậy là tốt, vì đường truyền tốc độ cao cần số TST ít dẫn đến sẽ giảm được ồn, rung, giảm ma sát, tăng hiệu suất… khi máy làm việc.
Theo lí thuyết tính toán để TST giảm từ từ đồng đều, đảm bảo được mô men xoắn yêu cầu thì số bánh răng các trục đầu phải nhiều hơn Do đó, đáng raPAKG là 3 x 2 x 2 x 2 là tốt nhất Tuy nhiên, phương án 2 x 3 x 2 x 2 là hợp lí nhất vì:
Do yêu cầu thực tiễn, máy có truyền động quay thuận thì phải có truyền động quay nghịch để phục vụ quá trình gia công và đổi chiều (giả sử đối với bàn xe dao chẳng hạn, nếu chỉ có một truyền động thì không thể đưa bàn dao tịnh tiến ngược lại trên băng máy mà chỉ tịnh tiến được một chiều, khi cắt ren thì trục chính phải có chuyển động quay nghịch để chạy dao ra…) Muốn vậy trên trục vào (II) phải dùng li hợp ma sát (gồm 2 nửa: chạy thuận và chạy nghịch) để thực hiện nhiệm vụ đó.
Sở dĩ dùng li hợp ma sát mà không dùng các cơ cấu khác cùng tác dụng là vì ở máy tiện cho đảo chiều thường xuyên, do đó cần phải êm, không gây va đập mạnh…mà li hợp ma sát lại khắc phục được những nhược điểm đó, đồng thời dùng ly hợp ma sát cũng có tác dụng đề phòng 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 đặt trên trục này chỉ có 1 tốc độ, mômen xoắn nhỏ nhất, để đạt kích thước li hợp là hợp lý khoảng D = 100 (mm) thì tốc độ trục I có thể đạt được khoảng n = 800 v/p.0
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 thấy từ trục I đến trục II lượng mở tăng từ 1->2 tương tự từ (II) đến (III) lượng mở tăng từ 2->6 Từ (III) -> (IV) lượng mở lẽ ra phải tăng từ 6 -> 12 nhưng do có sự trùng tốc độ nên từ 6-
>6 Do vậy ta chọn PATT là I II III IV và có thêm đường truyền phụ
Dùng phương án thứ tự như trên sẽ tạo ra lưới kết cấu có hình rẻ quạt do đó làm cho kết cấu máy hợp lí ( Bản chất của lưới kết cấu hình rẻ quạt là do sự chênh lệch tỷ số truyền của nhốm truyền đầu tiên là nhỏ vì vậy cho ta kết cấu máy hợp lí ).
Ta có: Đối với đường truyền gián tiếp:
Bảng 2.6: Bảng tính sai số vòng quay
Hình 2.5: Đồ thị sai số vòng quay
Kết luận : Với yêu cầu thiết kế có =1,26 dựa vào công thức [ n] = 10.( - 1)% ta có [ n] = 2,6% là sai số lớn nhất có thể chấp nhận được trong quá trình thiết kế nhằm đảm bảo khả năng làm việc ổn định hiệu quả của máy công cụ
Từ sơ đồ sai số vòng quay của máy mới ở trên ta thấy tất cả các giá trị đều trong giới hạn sai số cho phép.
Hình 2.6 : Sơ đồ động và số răng của máy thiết kế
2.2 Thiết kế hộp chạy dao.
2.2.1 Yêu cầu kĩ thuật hộp chạy dao
- Số cấp chạy dao Z phải đủ s
- Quy luật phân bố của các lượng chạy dao phân bố theo quy luật cấp số cộng.
- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao Smin S max
- Tính chất của lượng chạy dao liên tục
- Độ chính xác của lượng chạy dao yêu câu chính xác cao.
- Độ cứng vững xích động nối liền giữa trục chính và trục kéo.
* So với hộp tốc độ, hộp chạy dao có những đặc điểm sau:
- Công suất truyên bé thường chỉ bằng (5 10)% công suất truyền dẫn chính.
- Tốc độ làm việc chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ,do vậy cho phép sử dụng các bộ truyền như là vít me-đai ốc(có hiệu suất thấp).
- Cho phép sử dụng bộ truyền có kết cấu không đòi hỏi độ cứng vững cao. -Lưới kết cấu không nhất thiết phải có hình rẻ quạt.
- Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền động: 1/5 i 2,8; s
Tính toán thiết kế hộp chạy dao.
Máy ta cần thiết kế là máy tiện ren vít vạn năng hạng trung, hộp chạy dao có
2 công dụng là tiện trơn và tiện ren, tuy nhiên ta cần chú ý đến khâu tiện ren là chủ yếu, sau khi thiết kế xong ta có thể kiểm tra lại các bước tiện trơn, có thể bị trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng.
Có 2 dạng hộp chạy dao cơ bản là hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton và hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt Để thuận tiện cho quá trình thiết kế ta sẽ chọn kiểu hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton tương tự như máy tham khảo 1K62
Máy yêu cầu cần tiện được các ren :
2.2.2 Sắp xếp bước ren thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội. tp : 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,5 ; 3 ; 3,5 ; 4 ; 5 ; 5,5 ; 6 ; 6,5 ; 7 ; 7,5 ; 8 ;
1 Sắp xếp các bước ren. Đầu tiên cần xếp bước ren được cắt thành nhóm cơ sở và những nhóm khuếch đại với tỷ số truyền nhóm khuếch đại là 1; 2 ;4 ;8 hoặc, nghĩa là các tỷ số khuếch đại hợp thành cấp số nhân có công bội là φ = 2 Khi sắp xếp cần chú ý những điểm sau:
Nhận xét về máy 1K62
3.1 Lực tác dụng trong hệ truyền dẫn
3.1.1Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy
Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh, an toàn… Một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định rõ ràng về chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất Trong mục này chỉ xác định chế độ cắt gọt giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn khác nhau: chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán, chế độ cắt gọt để thử máy. a Chế độ cắt gọt cực đại.
Theo kinh nghiệm tính s, v, t bằng các công thức
Trong đó C = 0,7 đối với thép dmax – đường kính lớn nhất của chi tiết gia công được trên máy mới, tham khảo máy 1k62 ta có d = 400( mm)max min max max max min max min min max max max max min min
Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn đến toàn bộ chi tiết máy làm việc với tải cực đại, tăng kích thước và trọng lượng máy Thực tiễn chứng tỏ rằng người công nhân không cho máy làm việc hết tải trọng Độ bóng, độ chính
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC CHO MÁY
Thiết kế hộp chạy dao
2.2.1 Yêu cầu kĩ thuật hộp chạy dao
- Số cấp chạy dao Z phải đủ s
- Quy luật phân bố của các lượng chạy dao phân bố theo quy luật cấp số cộng.
- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao Smin S max
- Tính chất của lượng chạy dao liên tục
- Độ chính xác của lượng chạy dao yêu câu chính xác cao.
- Độ cứng vững xích động nối liền giữa trục chính và trục kéo.
* So với hộp tốc độ, hộp chạy dao có những đặc điểm sau:
- Công suất truyên bé thường chỉ bằng (5 10)% công suất truyền dẫn chính.
- Tốc độ làm việc chậm hơn nhiều so với hộp tốc độ,do vậy cho phép sử dụng các bộ truyền như là vít me-đai ốc(có hiệu suất thấp).
- Cho phép sử dụng bộ truyền có kết cấu không đòi hỏi độ cứng vững cao. -Lưới kết cấu không nhất thiết phải có hình rẻ quạt.
- Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền động: 1/5 i 2,8; s
Tính toán thiết kế hộp chạy dao.
Máy ta cần thiết kế là máy tiện ren vít vạn năng hạng trung, hộp chạy dao có
2 công dụng là tiện trơn và tiện ren, tuy nhiên ta cần chú ý đến khâu tiện ren là chủ yếu, sau khi thiết kế xong ta có thể kiểm tra lại các bước tiện trơn, có thể bị trùng nhau, sát nhau hoặc cách quãng.
Có 2 dạng hộp chạy dao cơ bản là hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton và hộp chạy dao dùng bánh răng di trượt Để thuận tiện cho quá trình thiết kế ta sẽ chọn kiểu hộp chạy dao dùng cơ cấu noocton tương tự như máy tham khảo 1K62
Máy yêu cầu cần tiện được các ren :
2.2.2 Sắp xếp bước ren thành nhóm cơ sở và nhóm gấp bội. tp : 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,5 ; 3 ; 3,5 ; 4 ; 5 ; 5,5 ; 6 ; 6,5 ; 7 ; 7,5 ; 8 ;
1 Sắp xếp các bước ren. Đầu tiên cần xếp bước ren được cắt thành nhóm cơ sở và những nhóm khuếch đại với tỷ số truyền nhóm khuếch đại là 1; 2 ;4 ;8 hoặc, nghĩa là các tỷ số khuếch đại hợp thành cấp số nhân có công bội là φ = 2 Khi sắp xếp cần chú ý những điểm sau:
- Số hàng ngang phải ít nhất để cho số bánh răng của nhóm cơ sở Norton là ít nhất Nếu số bánh răng của nhóm này nhiều thì khoảng cách giữa 2 gối tựa của bộ Norton càng xa, độ cứng vững càng kém
Ta có bảng xếp ren
Ren Quốc Tế Ren Module
2.2.3 Thiết kế nhóm cơ sở.
Nhóm cơ sở norton là 1 nhóm bánh răng có hình tháp, tương tự khi ta khảo sát máy 1k62, cơ cấu norton ăn khớp với một bánh răng, để cắt các bước ren khác nhau thì ta thay đổi ăn khớp giữa bánh răng đó với các bánh răng khác nhau trên cơ cấu norton.
Nếu gọi số răng của các bánh răng trên cơ cấu Norton lần lượt là Z ,1
Z2, Z … thì các bánh răng này là để cắt ra các ren thuộc nhóm cơ sở, các3 trị số z này cần là số nguyên và có tỷ lệ đúng như tỉ lệ của các bước reni trong 1 cột trên bảng xếp ren
Mặt khác z không được quá lớn vì nó sẽ làm tăng kích thước củai nhóm truyền Nên
- 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:
Kết luận: để cắt được 3 loại ren trên thì số bánh răng trong bộ bánh răng hình tháp là: Z :Z :Z :Z :Z :Z : Z 0 : 32 : 36 : 40 : 44: 48 : 561 2 3 4 5 6 7
Vậy bộ truyền bánh răng hình tháp gồm các bánh răng sau:
Ta có cơ cấu nooctông như hình 2.7.
2.2.4 Thiết kế nhóm gấp bội:
Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỷ số truyền với công bội =2 Chọn cột có các tỷ số truyền 8 ; 9 ; 10 ; 11 ; 12 ; 13 ; 14 làm nhóm cơ sở thì muốn tiện ra toàn bộ số ren có tỷ số truyền nhóm gấp bội bằng: 1/8; ;1/4; 1/2 ; 1
Hộp chạy dao có công suất bé, hiệu suất thấp, các bánh răng có cùng môdul nên việc chọn phương án thứ tự M trên các trục trung gian tăng dần không cònx quan trọng nữa Mặt khác bánh răng có cùng môdul nên việc chọn PAKG để giảm cấp số vòng quay không làm tăng kích thước bộ truyền.
Do đó để đơn giản ta tham khảo máy chuẩn chọn ra PAKG & PATT ta chọn PAKG : Z = 2 x 2 là hợp lý
Phương án thứ tự: Ta lập bảng so sánh 2 phương án:
Từ bảng so sánh ta lấy PATT là I – II
Ta có lưới kết cấu:
(I) (II) (III) Đồ thị vòng quay : để tránh sai số trùng lặp dẫn đến cộng hưởng sai số ta chọn tỷ số giữa các bộ truyền nhóm gấp bội khác 1 tương tự như máy tham khảo ta vẽ được đồ thị vòng quay:
Tương tự như phần thiết kế hộp tốc độ, đến đây ta tính toán số bánh răng từng nhóm theo phương pháp bội số chung nhỏ nhất
Bội số chung nhỏ nhất của (f + g ) = 63 Vậy K = 63x x
Vì tia có tỷ số truyền nghiêng trái nhiều nhất do đó E min được tính theo bánh răng bị động
Bội số chung nhỏ nhất của (f + g ) = 63 Vậy K = 63x x
Vì tia có tỷ số truyền nghiêng trái nhiều nhất do đó E min được tính theo bánh răng bị động
Bảng 2.8: Bảng thống kê cặp răng
Hình 2.8: Sơ đồ động hộp chạy dao
2.2.5 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.i i i t = tbù cs gb v p
Trong đó i = ibù thaythế icốđịnh
Nên phương trình có dạng như sau:
1 vòng tc.i i i i t = ttt cd cs gb v p
Trong đó: ics : là tỷ số truyền của nhóm norton igb : là tỷ số truyền của nhóm gấp bội tv :là bước vít me. tp : là bước ren được cắt ibù : là tỷ số truyền còn lại bù vào xích động Để tính i ta chọn cắt thử một bước ren nào đó.bù
Cắt thử: o Ta thử cắt ren quốc tế t = 5 mmp
Qua bảng xếp ren ta cú i = ẵgb
Tham khảo máy 1K62 ta chọn t = 12 mm, Z = 36 răngv 0
Dựa vào máy 1K62 chọn i = cđ
Vì i = i i nên:bù tt cđ o Cắt thử ren Anh
Bộ bánh răng thay thế để cắt ren Quốc tế cũng được dùng chung để cắt ren Anh Nhưng khi cắt ren Anh, xích cắt ren đi theo một đường khác
Cho cắt thử ren Anh có n = 4 Bánh norton bị động
Dựa vào bảng xếp ren ta có:
Thay vào công thức ta có: o Cắt thử ren mô đun
Như vậy ta có cặp bánh răng thay thế và ( 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 :
Tính sai số bước ren
Do sai số trong các bước tính toán, cần tiến hành kiểm tra sai số bước ren về mặt thiết kế Ta tiến hành kiểm tra cho từng loại ren riêng biệt, mỗi loại ren chỉ cần kiểm tra một bước Nếu sai số một bước ren trong loạt ren đó đạt yêu cầu thì các bước ren còn lại cũng sẽ đạt.
Sai số bước ren ∆ = |t’tp p-tp | ≤ [∆t ]p
Với [∆t ] là sai số cho phép của bước ren, có thể lấy [∆t ] =0,1 ∆d (dung sai p p 0 đường kính trung bình của ren) Thông thường có thể so sánh với sai số bước ren máy tham khảo để đánh giá kết quả tính toán.
Ta có phương trình xích động học
1 vòng tc.i i i t = ttt gb cs x p không có sai số
Sai số 0,0021% (so với sai số của máy tham khảo 1K62 là 0,0008 có lớn hơn nhưng vẫn chấp nhận được).
Sai số 0,0003 ( bằng sai số của máy tham khảo 1K62)
Sai số 0,002 (so với sai số của máy tham khảo 1K62 cũng là 0,002).
=> 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 i i i i i t = tkđ cđ tt cs gb x p
Có 3 tỷ số truyền khuếch đại là 2; 8 ; 32
Mà theo yêu cầu bài toán phải thiết kế i = 2 ; 8; 16 ; 32kđ
Tham khảo máy tham khảo 1K62 trên trục IX, ta cần thiết kế thêm một cặp bánh răng có tỷ số truyền i = 2 với số răng tương ứng là Z = 28; Z = 561 2
Bánh răng Z được lắp trên bánh răng di trượt, để cắt ren khuếch đại ta 2 chỉ cần gạt sang bánh răng đó và tiến hành cắt ren
Xác định thông số tiện trơn.
Hình 2.9: Sơ đồ kết cấu động học
Dựa vào máy 1K62 ta lấy các tỷ số truyền như máy mẫu, khi đó ta có các phương trình cân bằng như sau:
Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét, ta có thể viết lại phương trình cân bằng như sau
Từ các phương trình trên ta thấy khi cơ cấu Noorton chủ động có
Zn( 56 và i =1/8 đều cho giá trị khác yêu cầu Vậy ta phải điều chỉnh mộtgb số cặp bánh răng trong hộp xe dao để đảm bảo yêu cầu Tuy nhiên để dảm bảo khoảng cách trục như máy chuẩn ta phải giữ nguyên Z=const
Ta chọn con đường đi qua i d/97 và cơ cấu Noorton chủ động nên ta điềutt chỉnh cặp trục vít từ 4/20 thành 4/30 và (27/20).(20/28) thành(24/Z).(Z/28) , lúc đó:
Vậy ta có các đường truyền sau :
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC CHO MÁY CẮT KIM LOẠI
Lực tác dụng trong hệ truyền dẫn
3.1.1Xác định chế độ làm việc giới hạn của máy
Chế độ làm việc của máy bao gồm chế độ cắt gọt, chế độ bôi trơn làm lạnh, an toàn… Một máy mới đã thiết kế, chế tạo xong phải quy định rõ ràng về chế độ làm việc của máy trước khi đưa vào sản xuất Trong mục này chỉ xác định chế độ cắt gọt giới hạn của máy làm cơ sở tính toán động lực học máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn khác nhau: chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán, chế độ cắt gọt để thử máy. a Chế độ cắt gọt cực đại.
Theo kinh nghiệm tính s, v, t bằng các công thức
Trong đó C = 0,7 đối với thép dmax – đường kính lớn nhất của chi tiết gia công được trên máy mới, tham khảo máy 1k62 ta có d = 400( mm)max min max max max min max min min max max max max min min
Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại sẽ dẫn đến toàn bộ chi tiết máy làm việc với tải cực đại, tăng kích thước và trọng lượng máy Thực tiễn chứng tỏ rằng người công nhân không cho máy làm việc hết tải trọng Độ bóng, độ chính xác, trình độ nghề nghiệp và những yếu tố khác là nguyên nhân hạn chế khả năng sử dụng của máy Để tính toán hợp lý hơn có thể dùng chế độ cắt gọt tính toán. b Chế độ cắt gọt tính toán:
Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi từ n - n , Z cấp độ khác nhau min max
Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ S - Smin max , Z cấp độ khác nhau Tại các trị số n ,S máy làm việc với Mmin min xmax
Vì vậy phải xác định trị số n , S theo công thứctính tính c Chế độ cắt gọt thử máy
Chế độ thử máy là do người thiết kế hoặc nhà máy sản xuất quy định Trước khi đưa máy mới vào sản xuất, nhà máy chế tạo phải nghiệm thu máy theo một chế độ kiểm nghiệm nhất định Thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh, cắt mạnh mục đích để kiểm tra các cơ cấu và chi tiết máy làm việc ổn định Nếu nơi sử dụng máy làm việc với chế độ cắt cao hơn, các cơ cấu và chi tiết máy bị hư hỏng, nhà máy chế tạo sẽ không chịu trách nhiệm, vì vậy ta có thể chọn chế độ thử máy để tính toán sức bền các chi tiết máy mới tương tự với máy đã sản xuất.
3.1.2 Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn
Vì phần thiết kế máy mới ta đã sử dụng máy 1K62 làm máy tham khảo nên giờ ta chọn chế độ cắt gọt thử máy 1K62 để tính toán động lực học của toàn máy
Xác định lực cắt P và lực chạy dao Qc
Phân tích các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành
Hình 3.1: Các thành phần lực tác dụng Lực cắt P P X P Y P Z
Với P : thành phần lực dọc trụcx
P : thành phần lực hướng tâmy
P : thành phần lực tiếp tuyếnz
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: Đường kính phôi d5mm
Chiều dài chi tiết :l = 350 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 = 45 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: Đường kính phôi dpmm
Chiều dài chi tiết l = 350mm
Tốc độ trục chính n = 450 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 6945,09( );N P z 15444,62( )N
- Theo chế độ thử công suất: P x 2413,47( );N P z 4935,13( )N
Q k P f P G N d 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 (Mx Pc
) và M x ma sát (M xms ) trong các cặp truyền động:
M ik hay M xdc = Mx Pc
i0/ Trong đó: i - tỷ số truyền tổng cộng của xích 0 i - tỷ số truyền từ cặp có k Mxms tới trục chính
- Hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; = 0,70 0,85; lấy = 0,8
- mômen xoắn do lực cắt gây ra:
- Chế độ thử có tải:
3.1.3 Tính công suất của động cơ điện
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
Vơí : - hiệu suất chung của bộ truyền dẫn ; = 0,70 0,85 , lấy 0,8
Trong đó P Z - lực cắt (N) v - tốc độ cắt chọn (m/phút)
1000 = 87,96 m/phút Để thỏa mãn đồng thời chế độ thử tải và chế độ thử công suất ta chọn: PzI35.13 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 N = 10 (kW)dc
3.1.4 Tính sơ bộ đường kính trục
Từ tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra số vòng quay tới hạn của trục theo công thức (TTTKMCKL-trang 132): ntính = n [min vg/ph]
Công suất trên từng trục: N = Ntrục đc [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: đai = 0,96; br = 0,98; ổ = 0,99; tc = 0,88.
Mômen xoắn tính toán trên từng trục:
Mx tính = 716200 [Nmm] Đường kính sơ bộ của các trục: dsơ bộ = C [mm];
Trục động cơ : nmax đc 40 [vg/ph]. nmin đc 40 [vg/ph].
Trục I: nmax I = 1120 [vg/ph]. nmin I = 1120 [vg/ph].
Trục II: nminII20 = 1400 [vg/ph]. nmaxII20 60 [vg/ph].
Trục III: nmaxIII00 = 1400 [vg/ph]. nminIII60 = 710.18 [vg/ph].
Trục IV: nmaxIV00 = 1400 [vg/ph]. nminIVq0.18 = 177.55 [vg/ph].
Trục V nmaxV= 1400 = 1400 [vg/ph]. nminV= 177.55 = 44.39 [vg/ph].
Trục VI: nmaxVI= 1400 = 2200 [vg/ph]. nminVI= 44.39 = 22.20 [vg/ph].
Bảng 3.1: Bảng thống kê số liệu tính toán
Kết luận: Các đường kính được chọn nên chọn theo đường kính tiêu chuẩn tại các tiết diện lắp bánh răng và ổ bi Tại các tiết khác, ta có thể lấy tăng hay giảm tuỳ thuộc vào kết cấu và lực tác dụng.
Tính bền chi tiết máy
3.2.1.1 Yêu cầu tính trục chính
Trục chính là chi tiết quan trọng hệ thống truyền động để truyền chuyển động quay cho quá trình cắt gọt của máy tiện Do vậy trục chính cần phải đạt được các yêu cầu sau:
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
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 thì bánh răng Z60 luôn ăn khớp với bánh răng Z60 trên trục VII và bánh răng Z42 ăn khớp với bánh răng Z66 trên trục III khi thực hiện đường truyền tốc độ cao hoặc bánh răng Z54 ăn khớp với bánh răng Z27 trên trục V khi thực hiện đường truyền tốc độ thấp Do đường truyền tốc độ cao ít khi được sử dụng nên khi tính toán trục chính ta sẽ tính cho đường truyền tốc độ thấp và đường kính trục sẽ được lấy tăng lên để đảm bảo các yêu cầu của trục khi thực hiện đường truyền tốc độ cao.
Vị trí của các bánh răng bố trí trong không gian đối với trục chính có ý nghĩa quan trọng góp phần vào khả năng chịu tải của trục chính và độ võng của trục chính Giả sử xét cặp bánh răng 27/54 Trong không gian bánh răng chủ động Z27 có thể bố trí 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 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
Do trục chính yêu cầu truyền động chính xác đối với máy tiện ren vít vạn năng nên ta chọn vị trí truyền dẫn bánh răng là vị trí IV.
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. Đường kính phôi D = 115 [mm]
Lượng chạy dao s = 1,56 [mm/vg]
Số vòng quay trục chính n = 45 [vg/ph]
Các thành phần lực cắt:
Hình 3.3: Sơ đồ lực tác dụng Lực từ bộ truyền bánh răng 27/54:
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:
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 ta có thể coi trục chính như một dầm đặt trên hai gối tựa trong đó có một gối tựa di động và một gối tựa cố định.
Dựa theo máy tương tự 1K62 ta chọn sơ đồ tính trục với kích thước các đoạn trục và phương chiều của các phản lực gối tự được giả sử như hình vẽ sau:
Hình 3.4: Sơ đồ đặt lực Xét mặt phẳng xOy:
Cân bằng momen tại điểm A:
Cân bằng lực theo phương Oy:
Cân bằng momen tại điểm A:
Cân bằng lực theo phương Oz:
Vẽ biểu đồ nội lực.
Hình 3.5: Biểu đồ mô men tác dụng lên trục
Tính chính xác đường kính các đoạn trục. 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:
Xét tại mặt cắt B ta có:
Xét tại mặt cắt C ta có:
Xét tại mặt cắt D ta có:
Xét tại mặt cắt E ta có:
Chọn đường kính trục tại các tiết diện theo tiêu chuẩn như sau:
Kiểm nghiệm độ võng tại B:
Xét trong mặt phẳng xOz. Để tính độ võng tại đầu B trong mặt phẳng xOz đặt lực đơn vị tại B Khi đó biểu đồ momen do lực gây ra như hình vẽ:
Hình 3.6: Biểu đồ mô men tác dụng lên trục Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có độ võng tại B:
Trong đó: là modul đàn hồi của vật liệu là momen quán tính mặt cắt ngang tại B.
Xét trong mặt phằng xOy.
Biểu đồ momen do lực đặt tại B gây ra như hình vẽ.
Hình 3.7: Biểu đồ mô men Tương tự ta có:
Vậy độ võng tại B là: Độ võng cho phép của trục chính lấy theo kinh nghiệm là y = 0,2(mm) (trang
125 TTTKMCKL) trên chiều dài l = 1[m] giữa hai gối trục.
⇒ Độ võng cho phép tại B là:
Vậy trục đảm bảo độ cứng vững về góc xoay:
Kiểm nghiệm góc xoay tại gối D Xét trong mặt phẳng xOz: Để tính góc xoay tại gối D ta đặt momen đơn vị , khi đó biểu đồ momen do gây ra như hình vẽ:
Hình 3.8: Biểu đồ mô men Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có, góc xoay tại D là:
Kiểm nghiệm góc xoay tại gối D :Xét trong mặt phẳng xOy
Biểu đồ momen do gây lên như hình vẽ
Hình 3.9: Biểu đồ mô men Áp dụng công thức nhân biểu đồ veresaghin ta có:
Vậy góc xoay tại D là: Độ võng cho phép của trục chính:
Kết luận: Trục chính thỏa mãn yêu cầu độ cứng vững và truyền động chính xác
Kiểm nghiệm then và rãnh then.
Tại vị trí lắp bánh răng Z cố định có dùng then bán nguyệt để truyền chuyển 60 động xuống hộp chay dao.
⇒Ta cần kiểm tra áp suất của bề mặt rãnh then. Áp dụng công thức: (sách Tính toán thiết kế máy cắt kim loại trang 129) P= [N/cm 2 ].
+ r : Khoảng cách từ tâm trục đến tâm rãnh then.0 r = 5,6 [cm].0
+ h : Độ sâu thực tế của rãnh then h=1 [cm].
+ l : Độ dài thực tế của rãnh then l=3 [cm].
+ [p] = 150 [N.mm ] = 15000 [N.cm ] bảng 9.5 tính toán dẫn động cơ 2 2 khí.
P = = 13058 [N.cm ] < [p] = 15000 [N.cm ] 2 2 Đảm bảo điều kiện làm việc.
Kiểm nghiệm then hoa: Áp dụng công thức
Trong đó: + : Đường kính ngoài của then D5 [mm] = 10,5 [cm]
+ : Đường kính trong của then d [mm] = 9,5 [cm]
+ : Hệ số tiếp xúc bề mặt giữa trục và ổ then.
(Lắp động, tải trọng thay đổi va chạm cả hai phía.)
=> Đảm bảo điều kiện làm việc.
3.2.2 Tính bền một cặp bánh răng (cặp bánh răng 27/54 giữa trục V/VI) Lực cắt cực đại nằm ở trục chính Trên trục chính có lắp 3 bánh răng:
Bánh răng cố định Z60 và cặp bánh răng di trượt Z42 , Z54.
Khi máy hoạt động thì bánh răng Z60 luôn ăn khớp với bánh răng Z60 trên trục VII và bánh răng Z42 ăn khớp với bánh răng Z66 trên trục III khi thực hiện đường truyền tốc độ cao hoặc bánh răng Z54 ăn khớp với bánh răng Z27 trên trục V khi thực hiện đường truyền tốc độ thấp Do đường truyền tốc độ cao ít khi được sử dụng nên khi tính toán ta sẽ ưu tiên tính cho đường truyền tốc độ thấp.
Trong máy công cụ, vì đã xác định được số răng của các bánh răng ở trên, do vậy công việc thiết kế còn lại là tính module của bánh răng, từ đó nó quyết định đến khả năng tải của bánh răng.
Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.
Việc tính toán module và kiểm nghiệm bền của bánh răng ta chỉ cần tiến hành tính toán cho bánh chủ động (Z = 27) vì bánh chủ động có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh bị động.
Ta có công thức tính module theo độ bền uốn như sau: m = 10.
N: công suất trên trục n: số vòng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) [ v /ph]
= = 6 10 lấy = 6 k: hệ số tải trọng, lấy k =kđ.k ktt N= 1,3.2.1 = 2,6 y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máy” y = 0,5
Với vật liệu đã chọn là thép C45, theo sách “Chi tiết máy” có:
F0lim = 1,8 ; độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 217 HB, lấy HB = 180;
Từ đó thay vào công thức tính môđun theo uốn: m= 10 4.15 lấy theo tiêu chuẩn ta có m = 5[mm].
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: tx = Z Z ZM H
ZM = 274 (MPa ) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép 1/3
Ta có Z được tính theo công thức:
Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T = 98,08 [kNmm]1
Chiều rộng bánh răng B = m = 5.6 = 30[mm]. d 1 = (Z + Z’) = 202.5 [mm]
Thay vào công thức trên được: tx = 11,17 [kN/mm ] 2 tx được tính theo công thức tx
Lý luận để chọn kiểu gạt
Các giá trị khác như trên Thay vào công thức tx = 304,18 [kN/mm ]2
Do đó: tx < tx cặp bánh răng đủ bền.
CHƯƠNG IV : TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN 4.1 Lý luận để chọn kiểu và kết cấu tay gạt điều khiển
4.1.1 Các yêu cầu đối với hệ thống điều khiển Để đáp ứng được các chức năng kể trên, hệ thống điều khiển trong máy công cụ cần phải đảm bảo các yêu cầu sau: Độ an toàn của cơ cấu điều khiển: Nên bố trí tay gạt tập trung vào một khi vực thuận tiện cho việc thao tác của người công nhân Bảo đảm khoá lẫn để tránh tai nạn lao động Tránh các bộ phận điều khiển như vô lăng, tay gạt quay trong thời gian máy công tác… Để phòng ngừa các sự cố do kết cấu của hệ thống điều khiển hoặc do thiếu sót của người công nhân, người ta dùng các phương pháp sau: Định vị các cơ cấu điều khiển ở mỗi vị trí của nó.
Khoá liên động các cơ cấu điều khiển để không thể đồng thời đóng hai chuyển động khác nhau.
Hạn chế hành trình chuyển động gá đặt. Đặt các bộ phận đèn tín hiệu. Điều khiển phải nhanh, chính xác để tăng năng suất lao động.
Các cơ cấu điều khiển bằng tay phải nhẹ nhàng, thuận tiện Khi tính toán lực gạt thường chọn từ (25 ÷ 65) N, riêng đối với tầm vóc công nhân Việt Nam thì ta nên chọn lực gạt nhỏ hơn, từ (20 ÷ 30) N.
Dễ nhớ khi điều khiển Dễ điều chỉnh, sửa chữa cũng như lắp ráp. Bảo đảm tính chính xác, tin cậy của hệ thống điều khiển.
Trong máy công tác nên chọn số cơ cấu điều khiển nhỏ hơn hoặc bằng 8.
4.1.2 Phân loại hệ thống điều khiển
Hình 4.1.1: Bố trí tay gạt của máy thiết kế
Hộp tốc độ có 4 tay gạt:
+ Tay gạt 1 và 4 là dùng cho xích tốc độ
+ Tay gạt 2 và 3 là dùng cho xích chạy dao
Hệ thống điều khiển có thể bằng tay hoặc tự động, riêng rẽ hoặc tập trung. Để tránh hệ thống điều khiển quá phức tạp và cồng kềnh, người ta sử dụng nguyên tắc điều khiển tập trung kết hợp phân tán Tay gạt 1 điều khiển 6 vị trí ,tay gạt 4 điều khiển 4 vị trí
Bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ máy tiện
Để lập được bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ, ta cần phải dựa vào sơ đồ động, lưới kết cấu, đồ thị vòng quay của hộp tốc độ đã thiết kế.
Hình 4.2.1: Sơ đồ động của hộp tốc độ máy mới thiết kế
Dựa vào sơ đồ động hình 4.2.1, ta nhận thấy rằng: để điều khiển được tốc độ trục chính n , ta cần phải thay đổi các tỉ số truyền bằng cách điều khiển vịTC trí của 5 khối bánh răng di trượt A, B, C, D, E:
Từ trục I tới trục II: có 2 tỉ số truyền là i và i (; ), được điều khiển bằng1 2 khối bánh răng di trượt hai bậc A lắp trên trục II.
Từ trục II tới trục III: có 3 tỉ số truyền là i3, i4 và i (; ; ), được điều khiển5 bằng khối bánh răng di trượt ba bậc B lắp trên trục III.
Từ trục III tới trục IV: có 2 tỉ số truyền là i và i (; ), được điều khiển6 7 bằng khối bánh răng di trượt hai bậc C lắp trên trục IV.
Từ trục IV tới trục V: có 2 tỉ số truyền là i và i (; ), được điều khiển bằng8 9 khối bánh răng di trượt hai bậc D lắp trên trục IV. Để tạo ra dải tốc độ thấp và dải tốc độ cao, ta sử dụng khối bánh răng di trượt hai bậc E để tạo ra 2 tỉ số truyền là i và i10 11 (; ),
Các cơ cấu điều khiển sẽ được tính toán dựa trên đường khai triển rãnh cam, được trình bày ở bảng 4.1 n0i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i2i1i1i1i2i1i2i1i2 i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i3i3i4i4i5i5i5 i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i6i7i7i7i7i7i11i11i11i11i11i11i7 i8i8i8i8i8i8i9i9i9i9i9i9i9i9i9i9i9 -i9 i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10i10 -i10 A -P
Bảng 4.1 : Bảng hệ thống điều khiển chung của hộp tốc độ máy tiện
