Đồ Án môn học thiết kế máy thiết kế Động học cho máy

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 2x1 + 2 x 3 x 1 = 3

NGHIÊN CỨU NHÓM MÁY CÓ KỸ THUẬT TƯƠNG ĐƯƠNG ĐÃ CÓ

Nhận xét về máy 1K62

Máy mới thiết kế có các số liệu ban đầu như sau:

 Động cơ chính: n = 1440 [vg/ph]

 Tốc độ: nmin = 13,2 [vg/ph]

 Hộp chạy dao: dùng cơ cấu Norton

 Ren hệ mét: tp = 1,5 ÷ 16 [mm]

 Lượng chạy dao: Sdocmin = 2 Sngangmin = 0,08 [mm/vg]

Dựa trên nhiệm vụ thiết kế máy mới và tham khảo máy tiện T620, sơ đồ kết cấu động học của máy mới đã được hoàn thiện.

Hình 2.1: Sơ đồ kết cấu động học của máy mới Trong đó:

 iv: tỉ số truyền của hộp tốc độ

 ikd: tỉ số truyền khuếch đại (dùng khi tiện ren khuếch đại)

 iđc: tỉ số truyền đảo chiều.

 iTT: tỉ số truyền thay thế.

 ics: tỉ số truyền cơ sở.

THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC CHO MÁY

THIẾT KẾ SƠ ĐỒ KẾT CẤU ĐỘNG HỌC

Máy mới thiết kế có các số liệu ban đầu như sau:

 Động cơ chính: n = 1440 [vg/ph]

 Tốc độ: nmin = 13,2 [vg/ph]

 Hộp chạy dao: dùng cơ cấu Norton

 Ren hệ mét: tp = 1,5 ÷ 16 [mm]

 Lượng chạy dao: Sdocmin = 2 Sngangmin = 0,08 [mm/vg]

Dựa trên yêu cầu thiết kế máy mới và tham khảo máy tiện T620 hiện có, chúng tôi đã tạo ra sơ đồ kết cấu động học cho máy mới.

Hình 2.1: Sơ đồ kết cấu động học của máy mới Trong đó:

 iv: tỉ số truyền của hộp tốc độ

 ikd: tỉ số truyền khuếch đại (dùng khi tiện ren khuếch đại)

 iđc: tỉ số truyền đảo chiều.

 iTT: tỉ số truyền thay thế.

 ics: tỉ số truyền cơ sở.

 igb: tỉ số truyền gấp bội.

 ixd: tỉ số truyền xe dao.

 tx1: bước của trục vít me dọc.

 tx2: bước của trục vít me ngang.

Các phương trình xích động tổng quát trong máy:

 Phương trình xích tốc độ: nđc.iv = n TC [vg/ph] (trong iv có ikd).

 Phương trình xích cắt ren thường: 1vgTC.iđc.iTT.ics.igb.tx1 = tp [mm].

 Phương trình xích cắt ren khuếch đại dọc:

1vgTC.ikđ.iđc.iTT.ics.igb.tx1 = tp [mm]

 Phương trình xích khuếch đại ngang:

1vgTC.ikđ.iđc.iTT.ics.igb.ixd.tx1 = tp1 [mm]

 Phương trình xích tiện trơn ăn dao dọc:

1vgTC.iđc.iTT.ics.igb.ixd (thanh răng – bánh răng 10 x 3) = Sd [mm/vg]

 Phương trình xích tiện trơn ăn dao ngang:

1vgTC.iđc.iTT.ics.igb.ixd tx2 = Sng [mm/vg]

THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN HỘP TỐC ĐỘ

2.2.1 Xác định chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn

Theo yêu cầu thiết kế: hộp tốc độ máy mới có số cấp tốc độ Z = 23, công bội là φ = 1,26, tốc độ nhỏ nhất nhất nmin = 13,2 [vg/ph]

Trị số vòng quay cơ sở thành lập từ trị số vòng quay đầu tiên n1= 13,2 vg/ph

Ta có dãy tốc độ tiêu chuẩn của máy (vg/ph):

Tốc độ Công thức tính n TC

Tốc độ Công thức tính n TC

Bảng 2.1 Bảng dãy tốc độ tiêu chuẩn của máy

2.2.2 Chọn phương án không gian (PAKG)

Theo yêu cầu thiết kế, số cấp tốc độ Z cần là 23, tuy nhiên 23 là số nguyên tố nên không thể phân tích thành các thừa số Điều này đồng nghĩa với việc không thể bố trí không gian với 23 cấp tốc độ Tham khảo từ máy 1K62, ta quyết định chọn Z = 24 Trong quá trình thiết kế, một cấp tốc độ sẽ được làm trùng để đáp ứng yêu cầu về số cấp tốc độ ban đầu.

Với số cấp tốc độ Z = 24, ta có các PAKG có thể thiết kế cho máy mới như sau:

Với nhiều PAKG như vậy thì ta cần phải tìm ra một PAKG hợp lý để máy có kết cấu nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo được yêu cầu thiết kế.

Tính số nhóm truyền tối ưu dùng trong hộp tốc độ:

 Trong hộp tốc độ, tỉ số truyền thường bị giới hạn như như sau:

 X: là số nhóm truyền tối ưu có trong hộp tốc độ thiết kế.

 nmin= n1,2 (vg/ph): tốc độ nhỏ nhất của hộp tốc độ thiết kế.

 nđc = 1440 (vg/ph): tốc độ động cơ của hộp tốc độ thiết kế.

 Ta tính được X = log 4 n đc n 1 = log 4 1440

13 , 2 = 3 , 38 Vì số nhóm truyền là số nguyên nên ta chọn X = 4 (nhóm truyền).

Như vậy là PAKG có thể chọn còn lại là:

Ta chọn PAKG tối ưu dựa trên các tiêu chí sau đây:

 Tổng số bánh răng: tổng số bánh răng ở các PAKG kể trên đều bằng nhau, và bằng: SR = 2 x (3 + 2 + 2 + 2) = 18 (bánh răng).

 Tổng số trục: tổng số trục ở các PAKG kể trên đều bằng nhau, và bằng: ST = X + 1 = 4 + 1 = 5 (trục).

Chiều dài trục hộp tốc độ phụ thuộc vào số lượng khối bánh răng 2 bậc và 3 bậc Chiều dài này được xác định bởi bề rộng răng (B) và khe hở chỗ ăn khớp (f), với giả định rằng các bánh răng có bề rộng và khe hở như nhau.

 Đối với khối bánh răng 2 bậc: không gian chiếm chỗ là: L2B = 4B + 3f

 Đối với khối bánh răng 3 bậc: không gian chiếm chỗ là: L3B = 7B + 6f Các PAKG kể trên đều có 1 khối bánh răng 3 bậc và 3 khối bánh răng 2 bậc Giả sử khoảng cách giữa 2 khối bánh răng liên tiếp với nhau cũng là f Vậy chiều dài trục nhỏ nhất là:

Hình 2.2: Sơ đồ bố trí không gian của hộp tốc độ máy mới

 Số bánh răng chịu xoắn ở trục cuối: càng ít càng tốt.

Hộp tốc độ máy tiện có thể được trang bị cơ cấu ly hợp ma sát, dùng để đóng/mở chuyển động đảo chiều quay trục chính, ví dụ như máy 1K62 có ly hợp ma sát lắp ở trục I Để tìm ra PAKG tối ưu, ta nên lập bảng so sánh các PAKG dựa trên các tiêu chí đã nêu.

Bảng 2.2: Bảng so sánh các PAKG

Tổng số bánh răng (SR) 18 18 18 18

Số bánh răng chịu momen xoắn ở trục cuối

Vị trí lắp ly hợp ma sát Trục I Trục I Trục I Trục I

Từ bảng so sánh trên ta có những nhận xét như sau:

PAKG Z = 3 x 2 x 2 x 2 không phù hợp vì khi lắp ly hợp ma sát lên trục I, trục I sẽ quá dài và momen xoắn lớn do 3 bánh răng lắp trên trục I sẽ khiến đĩa ma sát mau mòn.

PAK G Z = 2 x 2 x 3 x 2 thuận lợi cho việc lắp ly hợp ma sát lên trục I, tuy nhiên lưới kết cấu không có hình rẻ quạt dẫn đến hộp tốc độ cồng kềnh Do đó, PAKG này không được lựa chọn.

PAKG Z = 2 x 2 x 2 x 3 thuận lợi cho việc lắp ly hợp ma sát lên trục I, nhưng trục cuối cùng lại phải chịu momen xoắn lớn hơn do số bánh răng chịu momen xoắn nhiều hơn (3 bánh răng so với 2 bánh răng ở các PAKG khác) Vì lý do này, PAKG này không được lựa chọn.

 Đối với PAKG Z = 2 x 3 x 2 x 2: phương án này khắc phục được hết các nhược điểm của các PAKG còn lại, nên PAKG này là tối ưu.

Vậy ta chọn PAKG để thiết kế hộp tốc độ là: Z = 2 x 3 x 2 x 2.

2.2.3 Phân tích các phương án thứ tự (PATT)

PATT là quy trình sắp xếp thứ tự ưu tiên thay đổi tỉ số truyền giữa các nhóm, theo nguyên tắc: hoàn thành việc thay đổi tỉ số truyền trong nhóm trước khi chuyển sang nhóm tiếp theo.

Với PAKG đã chọn là Z = 2 x 3 x 2 x 2, tức là có 4 nhóm truyền, ta sẽ có tất cả là

4! = 24 (PATT) Các phương án đó được thể hiện qua bảng sau đây:

Bảng 2.3: Bảng lưới kết cấu nhóm của PAKG Z = 2 x 3 x 2 x 2

I II III IV I III II IV I IV II III I II IV III I III IV II I IV III II ĐTN [1][2][6]

II I III IV II III I IV II III IV I II I IV III II IV III I II IV I III ĐTN [3][1][6]

III I II IV III II I IV III IV I II III I IV II III II IV I III IV II I ĐTN [6][1][3]

IV I II III IV II I III IV III I II IV I III II IV II III I IV III II I ĐTN [12][1][3]

Ta có thể chọn ra được ba phương án điển hình để vẽ lưới kết cấu như sau:

Hình 2.3: Lưới kết cấu của PAKG và PATT:

Hình 2.4: Lưới kết cấu của PAKG và PATT:

Để tối ưu hóa kích thước hộp tốc độ, PATT được thiết kế với lưới kết cấu hình rẻ quạt, cho phép bố trí các cơ cấu truyền động chặt chẽ nhưng vẫn đảm bảo yêu cầu kỹ thuật Lưới kết cấu này giúp đảm bảo sự thay đổi đều đặn và từ từ của lượng mở và tỉ số truyền giữa các nhóm, tối ưu hóa hiệu suất của hộp tốc độ.

Vậy ta chọn phương án thứ tự: I II III IV

Nhưng vấn đề đặt ra là: lượng mở 2[12] là quá lớn (vì φ xmax = 1,26 12 = 16 >

8) Để đảm được điều kiện về tỉ số truyền trong hộp tốc độ là 1 4 ≤i ≤ 2 thì φ xmax ≤

8 Tham khảo máy 1K62, ta sẽ giảm lượng mở của hộp tốc độ, từ 2[12] xuống còn 2[6] (tức xmax = 6)

PAKG và PATT sau khi điều chỉnh lại lượng mở là:

Do giảm lượng mở xuống còn 2[6], hệ thống sẽ có 6 tốc độ bị trùng, dẫn đến số cấp tốc độ giảm từ 24 xuống còn 18 Để bù lại 6 cấp tốc độ bị trùng này, chúng ta sẽ thiết kế thêm 6 cấp tốc độ thiếu Tham khảo máy 1K62, có thể thiết kế thêm một trục VI và một lưới tốc độ mới bằng cách nối tốc độ trực tiếp từ trục III đến trục VI.

Máy mới được trang bị trục VI và lưới tốc độ mới, dẫn đến thay đổi về cấu trúc lưới và thông số PAKG, PATT của hộp tốc độ.

 Đường truyền gián tiếp: từ n1 tới n18 (dãy tốc độ thấp)

Hình 2.6 : Lưới kết cấu sau khi thiết kế thêm

 Đường truyền trực tiếp: từ n19 tới n24 (dãy tốc độ cao)

2[1] 3[2] 1[0] Để nối tiếp dãy tốc độ thấp và dãy tốc độ cao, và để đảm bảo theo yêu cầu thiết kế là Z = 23 cấp tốc độ, ta sẽ cho trùng 2 cấp tốc độ là n18 và n19: n18 n19 Sở dĩ ta chọn tốc độ trùng là n18 (vg/ph) vì tốc độ này được sử dụng rộng rãi và phổ biến, khi đó ta có thể sử dụng tốc độ đó trên hai đường truyền để làm tăng tuổi thọ máy.

2.2.4 Vẽ đồ thị vòng quay (ĐTVQ)

Lưới kết cấu không thể hiện tỷ số truyền cụ thể và chỉ số vòng quay trên các trục, dẫn đến không tính toán được truyền dẫn trong hộp Để khắc phục nhược điểm này, cần vẽ đồ thị vòng quay.

Để vẽ đồ thị vòng quay dễ dàng, nên chọn trước số vòng quay n0 của trục vào, sau đó xác định tỷ số truyền N0 càng cao càng tốt, vì nó giúp số vòng quay của các trục trung gian tăng lên, dẫn đến mô men xoắn nhỏ hơn và kích thước bánh răng nhỏ hơn.

Ta có: i đai = n 0 n đc η đai n 0 40 0,985 142

254 y3 [vg / ph ] Chọn n 0 = n 19 = 846 [vg/ph]

Nđc : số vòng quay của động cơ

THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN HỘP CHẠY DAO

2.3.1 Yêu cầu kĩ thuật và đặc điểm hộp chạy dao

PT tổng quát xích chạy dao: 1 vòng tc ibù ics.igb tv = tp

Trong đó ibù = ithaythế icốđịnh

- Yêu cầu tiện 2 loại tiện ren và tiện trơn

- Số cấp chạy dao phải đủ

- Quy luật phân bố lượng chạy dao theo cấp số cộng

- Phạm vi điều chỉnh của lượng chạy dao smax - smin

- Tính chất của lượng chạy dao liên tục

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

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

 Tốc độ làm việc chậm

 Phạm vi điều chỉnh tỉ số truyền 1/5 ≤ is ≤ 2,8 Rs max = i i sm ax imin = 2 1/ , 8 5 = 14

*PT tổng quát xích cắt ren:

1 vòng TC.ikđ i dc i tt i cs ( i 1 cs

 Idc : tỷ số truyền đảo chiều để cắt ren phải hoặc ren trái

 Ikđ : tỷ số truyền nhóm khuếch đại

 Itt : tỷ số tryền bánh răng thay thế

 Ics : tỷ số truyền tron nhóm cơ sở

 igb : tỷ số truyền nhóm gấp bội

Hộp chạy dao bao gồm ics và igb theo cơ cấu nortong và bánh răng di trượt

Vì độ chính xác không phải yêu cầu tối ưu trong kết nối trơn, sai số có thể chấp nhận được, nên ưu tiên thiết kế tính toán dựa trên ren.

2.3.2 Lập bảng xếp ren Để thuận tiện cho việc gia công ren người ta đã cố tình tiêu chuẩn hóa ren theo nguyên tắc:

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

Tiêu chuẩn hóa giúp tạo ra các nhóm trị số ren có giá trị gấp đôi nhau, tối ưu hóa kích thước hộp chạy dao và giảm thiểu số bánh răng cần thiết, góp phần nâng cao hiệu quả hoạt động của hệ thống.

Để cắt ren, bạn có thể xếp ren thành bảng với trị số gấp đôi nhau Từ đó, tính tỉ số truyền cho mỗi cột, tạo thành nhóm truyền cơ sở ics Sau đó, bạn có thể sử dụng các nhóm truyền khác có giá trị gấp 2, 4, 8 lần nhóm truyền cơ sở để tiếp tục cắt ren cho các cột tiếp theo.

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

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

 Ren hệ Anh : n H ÷ 4, n= 25 t , 4 p ; t p là bước ren được cắt [mm].

 Ren mô-đun : m = 0,75 ÷ 8, m= t P π ; t p là bước ren được cắt [mm]. m = 0,75 ; 1 ; 1,25 ; 1,5 ; 1,75 ; 2 ; 2,25 ;2,5 ; 3 ; 3,5 ; 4 ; 4,5 ; 5 ;

Để thiết kế bộ truyền ren, cần phân chia các bước ren cắt thành nhóm cơ sở và nhóm khuếch đại Tỷ số truyền của nhóm khuếch đại là 1; 2; 4; 8 hoặc 1/1; 1/2; 1/4; 1/8, tạo thành cấp số nhân với công bội φ = 2 Khi sắp xếp, cần lưu ý rằng các tỷ số khuếch đại tạo thành cấp số nhân với công bội là 2.

- 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.

Ren Quốc Tế Ren Module

2 4 8 16 1 2 4 8 igb1 igb2 igb3 igb4 igb1 igb2 igb3 igb4

48 24 12 6 - - - - igb1 igb2 igb3 igb4 igb1 igb2 igb3 igb4

Nhóm cơ sở Norton là một nhóm bánh răng hình tháp Trong máy 1K62, cơ cấu Norton ăn khớp với một bánh răng duy nhất Để cắt các bước ren khác nhau, người ta thay đổi bánh răng ăn khớp với cơ cấu Norton, tạo nên sự đa dạng trong bước ren được tạo ra.

Số răng của các bánh răng trên cơ cấu Norton được ký hiệu lần lượt là Z1, Z2, Z3… Các bánh răng này được sử dụng để cắt ra các ren thuộc nhóm cơ sở Các trị số zi cần là số nguyên và phải có tỷ lệ đúng như tỷ lệ của các bước ren trong một cột trên 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

- Khi cắt ren quốc tế cần có:

- - Khi cắt ren modul cần có :

- - Khi cắt ren Anh cần có:

- Để cắt được 3 loại ren trên thì số bánh răng trong bộ bánh răng hình tháp là:

Mặc dù máy mới được thiết kế dựa trên máy tham khảo 1K62 với 7 bánh răng trong cơ cấu Norton, để giữ nguyên kích thước hộp chạy dao, bánh răng 21 răng đã được loại bỏ.

- Vậy bộ truyền bánh răng hình tháp gồm các bánh răng sau:

2.3.3: Thiết kế nhóm gấp bội

Nhóm gấp bội phải tạo ra 4 tỉ số truyền với công bội =2 Chọn cột có các tỉ số truyền 9 ; 10 ; 11 ; 12 ; 14 ; 16 làm nhóm cơ sở thì muốn tiện ra toàn bộ số ren có tỉ số truyền nhóm gấp bội bằng: 1/8; ;1/4; 1/2 ; 1

Hộp chạy dao có công suất nhỏ, hiệu suất thấp, các bánh răng có cùng môdul Do đó, việc lựa chọn thứ tự Mx trên các trục trung gian tăng dần không còn ảnh hưởng đáng kể Ngoài ra, việc sử dụng PAKG để giảm cấp số vòng quay không làm tăng kích thước bộ truyền vì các bánh răng có cùng môdul.

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

Bảng 2.7: Bảng so sánh PAKG

Yếu tố so sánh Phương án

Số bánh răng chịu mômen xoắn 2 2

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

Với PAKG : 2x2 có hai PATT

Bảng 2.8 : Bảng so sánh PATT:

Ta có lưới kết cấu :

Hình 2.11 : Lưới kết cấu nhóm gấp bội

So sánh qua bảng và hình vẽ cho thấy PATT I – II có lưới kết cấu sít đặc, dạng mái nhà, do đó kích thước nhỏ gọn và đảm bảo độ bền cao hơn.

Tính các bánh răng của nhóm gấp bội

Lưới kết cấu của nhóm

Lượng mở cực đại [X]max 2 2

Chọn số răng và modun cho nhóm gấp bội ta lấy sao cho đảm bảo khoảng cách tâm A (phụ thuộc vào m và z) phù hợp với nhóm cơ sở

Nhóm 1 có đặc tính φ1 = 2, để đảm bảo cấu trúc bánh răng đồng đều, tỷ số truyền của nhóm giảm xuống một chút, tương tự máy 1K62 Mặc dù sau đó cần tăng tốc để đạt i=1, nhưng việc này cho phép tận dụng bánh răng dùng chung.

- Nhóm 2: đặc tính nhóm truyền là 2, tỷ số truyền không thể tự chọn được mà phải lấy i 4 = 5 / 4 Từ đó ta có i 3 = 5 / 16.

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

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

Ta lấy: E = 2 Vậy:∑ Z =K E=2.636(răng)> 120 (răng) do đó ta phải tính lại số răng.

Bảng 2.9: Bảng thống kê tỉ số truyền: i 1 2 3 4

Vẽ đồ thị vòng quay

28 i1 = 2 5 =  x ⇒ x1 = -1,3 ⇒ tia i1 lệch sang trái 1 khoảng 1,3log i2 = 4 5 =  x ⇒ x2 = -0,3 ⇒ tia i2 lệch sang trái 1 khoảng 0,3log i3 = 16 5 =  x ⇒x3 = -1,7 ⇒ tia i3 lệch sang trái 1 khoảng 1,7log i4 = 5 4 =  x ⇒x4 = 0,3 ⇒ tia i4 lệch sang trái 1 khoảng 0,3log

Ta có đồ thị vòng quay:

2.3.4 Tính các tỉ số truyền còn lại

 Phương trình xích cắt ren quốc tế :

1vtc ithường.idc itt ics igb tx= tp Ở đây idc=1 ; ithường=1 ; igb=( 1 ; 1 2 ; 1 4 ; 1 8 ) ; t x ;i cs = 36 Z n i cd

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 21

Vì ibù = itt icđ nên:

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 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 = 3 , 175

Ta cắt thử ren với m = 3, ta có tp = π m = π 3

Như vậy ta có cặp bánh răng thay thế 42 50 và 6 6 5 0 ( 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:

- Để cắt ren Modun i tt = 6 6

2.3.5 Tính sai số bước ren

Ren quốc tế: Giả sử tp = 10 [mm]

Ta có phương trình xích động học :

1vòngt/c itt icđ icơ sở igấp bội tx = tp itt = 42 50 ; icđ = 25 21 ; icơ sở = 30 36 ; igấp bội = 1 2

Giả sử cắt ren m=3 (tương đương với ren quốc tế tp= π 3=9,4248 [mm]

Có itt= 6 6 5 0 ; icđ = 25 21 ; ics = 3 6 36 ; igb = 1 2 ; tx = 12.

 sai số bước ren nằm trong giới hạn cho phép

Sai số 0,0003 (so với sai số của máy tham khảo 1K62 cũng là 0,0003).

 2.3.6 Xích cắt ren khuếch đại:

Phương trình xích cắt ren khuếch đại

1 vòng tc ikđ icđ itt ics igb tx = tp i kđ 1 = 54

Có 3 tỷ số truyền khuếch đại là 2; 8; 32

Mà theo yêu cầu bài toán phải thiết kế i kđ = 32

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 với số răng tương ứng là

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.

 Theo đề bài ta có: S dọcmin = 2 x S ngangmin = 0 , 08 [ mm / vòng ]

 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 x itt x icđ x ics x igb x 28 56 x 27 20 x 20 28 x 20 4 x 40 37 x 14 66 x π x 3 x 10 = Sdọc

 1vt/c x itt x icđ x ics x igb x 28 56 x 27 20 x 20 28 x 20 4 x 40 37 x 40 37 x 40 61 x 61 20 x 5 = Sngang

 Tiện trơn theo con đường cắt ren hệ mét (qua itt6/60 , Norton chủ động), 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 = 24 và igb=1/8 thì đường chạy dao dọc cũng như đường chạy dao ngang gần đạt tới yêu cầu:

 + 0,087 (mm/v) so với 0,08 (mm/v) đối với đường chạy dao dọc

 + 0,043 (mm/v) so với 0,04 (mm/v) đối với đường chạy dao ngang

Toàn bộ đường tiện trơn sẽ đi theo đường tiện ren quốc tế, được truyền động qua cặp bánh răng 36/60 đến nooctông quay chủ động (bánh răng Zn = 24) và cặp bánh răng cố định 30/24 vào hộp xe dao Điều này có nghĩa là đường tiện trơn là hệ quả của đường tiện ren, và bước tiện trơn dày hơn nhiều so với bước tiện ren tiêu chuẩn.

Hình 2.1 Sơ đồ động học hộp chạy dao

TOÁN CÔNG SUẤT, SỨC BỀN CHO MỘT SỐ CƠ CẤU CHÍNH

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 cắt gọt, bôi trơn làm mát và an toàn Trước khi đưa máy mới vào sản xuất, cần xác định rõ ràng chế độ làm việc, đặc biệt là chế độ cắt gọt giới hạn để tính toán động lực học máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn như: chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán và chế độ cắt gọt để thử máy Chế độ cắt gọt cực đại là một trong những phương pháp được sử dụng để xác định chế độ làm việc giới hạn của máy.

Theo kinh nghiệm tính s, v, t bằng các công thức t max = C √ 3 d max

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 dmax = 400( mm) t max = C √ 3 d max = 0 , 7 √ 3 400 = 5 , 16 ( mm )

Sử dụng chế độ cắt gọt cực đại dẫn đến tải trọng tối đa cho máy, tăng kích thước và trọng lượng Tuy nhiên, thực tế cho thấy người công nhân không khai thác hết công suất máy Độ bóng, độ chính xác, kỹ năng và các yếu tố khác hạn chế khả năng sử dụng tối ưu Do đó, chế độ cắt gọt tính toán được sử dụng để tính toán hợp lý hơn.

Chuỗi vòng quay n của máy biến đổi từ nmin - nmax , Z cấp độ khác nhau Chuỗi lượng chạy dao S biến đổi từ Smin - Smax , Z cấp độ khác nhau Tại các trị số nmin ,Smin máy làm việc với Mxmax

Vì vậy phải xác định trị số ntính , Stính theo công thức n tính = n min 4 √ n n max min c)Chế độ cắt gọt thử máy

Chế độ thử máy được quy định bởi nhà thiết kế hoặc nhà máy sản xuất Trước khi sản xuất, máy mới phải trải qua quá trình nghiệm thu với các bài kiểm tra tải trọng Thử máy có tải với các chế độ cắt nhanh, cắt mạnh giúp kiểm tra sự ổn định của cơ cấu và chi tiết máy Chọn chế độ thử máy phù hợp giúp tính toán sức bền cho các chi tiết máy mới tương tự máy đã sản xuất, tránh trường hợp hư hỏng do sử dụng chế độ cắt cao hơn.

3.1.2.Xác định lực tác dụng trong truyền dẫn

Để tính toán động lực học của toàn máy, bài viết này chọn chế độ cắt gọt thử máy 1K62, dựa trên thiết kế máy mới tham khảo từ máy 1K62 Từ đó, bài viết xác định lực cắt Pc và lực chạy dao Q.

Phân tích các thành phần lực tác dụng lên cơ cấu chấp hành

Hình 3.1: Các thành phần lực tác dụng

Với Px : thành phần lực dọc trục

Py : thành phần lực hướng tâm

Pz : thành phần lực tiếp tuyến

Công thức tính lực cắt:

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

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

Thông số chế độ cắt:

⮚ 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 = 42 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

Dao tiện T15K6 Thông số chế độ cắt:

● Chiều dài chi tiết l = 350mm

● Vật liệu phôi: thép 45 có tì mũi nhọn

● Tốc độ trục chính n = 423 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 tạo momen lật; k = 1,15

Theo chế độ thử tải ta có:

Theo chế độ thử công suất: d)Tính momen xoắn của động cơ

Trong hộp tốc độ, khi máy làm việc của động cơ điện ( ) phải cân bằng với lực cắt ( ) và ma sát ( ) trong các cặp truyền động:

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

M x P c - 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: - công suất cắt

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

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

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

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

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

 Chế độ thử có tải: v = π d n 1000 = π 1000 70 42 = 9,23 m/phút

 Chế độ thử công suất: v = π d n 1000 = π 70 423 1000 = 93,02 m/phút

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)

3.1.4 Tính sơ bộ đường kính trục

Từ tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, ta có thể tính ra số vòng quay tới hạn của trục theo công thức (TTTKMCKL-trang 132): n tính = n min √ 4 n max min [ vg / ph ].

+Công suất trên từng trục: Ntrục = Nđc.η [kW]

Hiệu suất truyền động η được tính bằng tích của hiệu suất các bộ truyền riêng lẻ, bao gồm hiệu suất truyền động đai (ηđai = 0,96), hiệu suất truyền động bánh răng (ηbr = 0,98), hiệu suất ổ lăn (ηổ = 0,99) và hiệu suất truyền động trục cam (ηtc = 0,88).

+Mômen xoắn tính toán trên từng trục:

Mx tính = 9,55.10 6 N n truc tính [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 = 846 [vg/ph]. nmin I = 846 [vg/ph].

NI = N đc η đai η ổ 0,96 0,99 = 9,50 [kW]. Trục II: nminII6 50 40 = 1057,5 [vg/ph]. nmaxII6 55 35 39,43 [vg/ph].

NII = N I η br η ổ =9,50 0,98 0,99 = 9,22 [kW]. Trục III: nmaxIII39,43 40 40 = 1239,43 [vg/ph]. nminIII57,5 23 57 = 426,71 [vg/ph].

NIII = N II η đai η ổ =9,22 0,98 0,99 = 8,95 [kW]. Trục IV: nmaxIV39,43 55 55 39 , 43 [vg/ph]. nminIVB6,71 22 88 = 106,67 [vg/ph].

Trục V nmaxV= 1239,43 55 55 = 1239,43 [vg/ph]. nminV6,67 22 88 = 26,66[vg/ph].

Trục VI: nmaxVI= 1239,43 66 42 = 1947,67 [vg/ph]. nminVI= 26,66 27 54 = 13,33 [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 diện 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 Tính bền trục trung gian

Ta tính cho trục vì đây là trục hoạt động nhiều trong hộp tốc độ máy tiện.VàⅤ là trục có nhiều bánh răng: Z1' , Z2 , Z3U.

3.2.1.2.Vật liệu và cách nhiệt luyện

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB = 240÷285, σb0 (MPa).

3.2.1.3 Sơ đồ đặt lực chung

3.2.1.4 Tính toán các thông số của trục

Công suất trên trục : N = 8, Ⅴ 42 kW.

Số vòng quay của trục: n tính i,61 v/ph.

Momen xoắn: M = 1,15.10 6 Nmm. Đường kính sơ bộ: d sb = 49,45 mm.

Tính toán modun bánh răng: m= (0,01 : 0,02)a w

Khoảng cách trục a w -[3/tr96] a w =K a (i+1) √ 3 [ σ ¿¿ K H Hβ ] M 2 i ψ ba ¿

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và răng thẳng, tra bảng 6.5 [3]/96 được: K a I,5.

M: Momen xoắn trên trục chủ động Nmm. Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa);

: hệ số chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.6 tài liệu tham khảo [3] bộ truyền đối xứng HB= 245