Vì răng được chế tạo bằng dụng cụ cắt có lưỡi thẳng, biên dạng thân khai không nhạy đối với sai số khoảng cách tâm không làm thay đổi quy luật chuyển động và tỷ số truyền.. Thiết kế sơ đ
TỔNG QUAN VỀ MÁY GIA CÔNG RĂNG
Tổng quan về truyền động bánh răng
Bánh răng, bánh vít là những chi tiết quan trọng dùng để truyền lực và truyền chuyển động trong nhiều loại máy khác nhau Cùng với sự phát triển của ngành chế tạo máy và với yêu cầu sửa chữa, thay thế các loại chi tiết này ngày càng được chế tạo nhiều hơn Ở nhiều nước trên thế giới người ta đã xây dựng những nhà máy, phân xưởng chuyên chế tạo bánh răng, bánh vít với trình độ cơ khí hóa và tự động hóa cao.
Tùy theo hình dạng bánh răng, phương răng và đoạn biên dạng răng, người ta chia bộ truyền bánh răng thành nhiều loại: bánh răng trụ, bánh răng côn Và trong mỗi loại này còn được phân thành nhiều loại bánh răng khác nhau dựa theo biên dạng răng như: bánh răng thân khai, bánh răng Novikov, bánh răng Xicloit.
Tuỳ theo vị trí tương đối giữa các trục có thể chia thành truyền động bánh răng ra các loại:
- Truyền động bánh răng trụ bánh răng thẳng, răng nghiêng hoặc răng chữ V, ăn khớp ngoài hoặc ăn khớp trong dùng để truỳên động giữa các trục song song.
- Truyền động bánh răng nón, răng thẳng răng cong hoặc răng nghiêng dùng để truyền động giữa các trục cắt nhau.
- Truyền động bánh răng - thanh răng dùng để đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến hoặc ngược lại.
Theo đặc trưng của chuyển động của trục mang bánh răng có:
- Truyền động thường: Trong loại này đường tâm hình học của các trục bánh răng là cố định.
- Truyền động ngoại luân: Đường tâm của trục một vài bánh răng là di động.
Theo vị trí tương đối của hai tâm quay đối với tiếp tuyến với hai đường tròn lăn tại điểm tiếp xúc giữa hai vòng này:
- Bánh răng ngoại tiếp: tâm quay của hai bánh răng nằm ở hai phía của đường tiếp tuyến.
- Bánh răng nội tiếp: tâm quay của hai bánh răng ở về một phía của đường tiếp tuyến
Theo hướng răng trên bánh răng:
Theo đường cong dùng làm biên dạng của răng:
- Bánh răng thân khai: Biên dạng của răng là đường thân khai của đường tròn
- Bánh răng xyclôit: Biên dạng răng là đường xyclôit
- Bánh răng Nôvikôv: Biên dạng của một bánh răng lồi, của bánh răng kia là lõm Các biên dạng này là các những vòng tròn.
Ngoài ra, bánh răng còn có thể chia thành bánh răng có tỷ số truyền không đổi và thay đổi (bánh răng không tròn) theo quy luật nhất định, bánh răng trong truyền động kín (trong hộp giảm tốc, hộp tốc độ, hộp chạy dao) và truyền động hở; bánh răng trong bộ truyền lực (dùng để truyền công suất là nhiệm vụ chủ yếu) và trong bộ truyền động học (truyền chuyển động đảm bảo tỷ số truyền chính xác là nhiệm vụ chủ yếu), bánh răng trong bộ truyền giảm tốc và tăng tốc, bánh răng phẳng và bánh răng không gian.
Bánh răng thân khai với biên dạng của răng là đường thân khai vòng tròn, ưu điểm của bánh răng thân khai so với các loại răng khác (bánh răng xycloit) là tính công nghệ cao, dễ chế tạo với độ chính xác cao Vì răng được chế tạo bằng dụng cụ cắt có lưỡi thẳng, biên dạng thân khai không nhạy đối với sai số khoảng cách tâm không làm thay đổi quy luật chuyển động và tỷ số truyền.
Hình 1.1 Bánh răng thân khai
Trong bánh răng xyclôit, biên dạng răng của bánh răng là những đường cong thuộc họ xyclôit Sự phát triển của bánh răng xyclôit gắn liền với công nghiệp chế tạo đồng hồ Sau đó mới ứng dụng vào ngành chế tạo máy Tuy bánh răng thân khai có nhiều ưu điểm căn bản, nhất là sau khi phát hiện phương pháp cắt lăn bánh răng, nhưng bánh răng xyclôit vẫn không rời khỏi công nghiệp chế tạo đồng hồ Có lẽ đó là truyền thống của các nhà chế tạo đồng hồ. Đặc điểm của bánh răng xyclôit, phạm vi sử dụng:
So với bánh răng thân khai, bánh răng xyclôit có những đặc điểm sau:
- Độ mòn nhỏ hơn trong điều kiện bôi trơn không tốt.
- Hệ số trùng khớp lớn hơn, nhờ vậy có thể dùng những bánh răng có số răng nhỏ Nhưng sai số chế tạo dẫn đến làm giảm hệ số trùng khớp (sai số tăng khoảng cách tâm quay, sai số giảm vòng tròn đỉnh răng) không làm ảnh hưởng nhiều đến điều kiện làm việc của bánh răng xyclôit.
- Trong những bộ truyền bánh tăng tốc, đặc biệt đồng hồ bánh răng xyclôit truyền lực rất tốt.
Khi xuất hiện việc chế tạo bánh răng xyclôit bằng phương pháp lăn Nhưng bánh răng có mô đun nhỏ, năng xuất chế tạo tăng lên rất nhiều Nhưng những ưu điểm căn bản các bánh răng thân khai đã làm hạn chế việc sử dụng bánh răng xyclôit trong ngành chế tạo máy, ngoại trừ ngành chế tạo đồng hồ Trong chế tạo máy, bánh răng xyclôit được dùng dưới dạng bánh răng chốt, máy ép…
1.1.3 Bánh trụ răng xoắn truyền chuyển động giữa hai trục song song
Bánh trụ răng xoắn dùng để truyền chuyển động quay giữa hai trục song song và chéo nhau trong không gian.
Trong truyền động trục song song góc nghiêng của các đường răng trên hình trụ lăn của cả hai bánh răng ăn khớp ngoài là bằng nhau về giá trị và ngược hướng xoắn Còn đối với truyền động trục chéo nhau, góc nghiêng của đường răng trên hai bánh răng là khác nhau.
Trong các hộp giảm tốc bánh răng nghiêng được sử dụng rất rộng rãi. Thường gặp nhất là bánh răng nghiêng biên dạng thân khai.
1.1.4 Bánh răng nghiêng biên dạng thân khai
Bánh răng nghiêng biên dạng thân khai có hệ số trùng khớp lớn Trong thực tế, có khi gặp những cặp bánh răng nghiêng có hệ số trùng khớp đến 20.
Cùng với hệ số trung khớp lớn, quá trình ăn khớp thực hiện theo từng tiết diện đường tiếp xúc nằm chéo trên mặt răng và chiêu dài đường tiếp xúc thay đổi từ một điểm thành đường ngắn rồi tăng dần chiều dài sau đó lại giảm dần đến khi thành một điểm Nên bánh răng nghiêng làm việc êm.
Thường dùng bánh răng nghiêng ở những bộ truyền cao tốc.
Hai bánh răng nghiêng có chiều nghiêng ngược nhau, được ghép lại với nhau ta được bánh răng chữ V Trong bánh răng chữ V các lực tác động theo chiều trục của từng cặp bánh răng nghiêng sẽ tự triệt tiêu Bánh răng chữ V khắc phục được nhược điểm của bánh răng nghiêng là khi ăn khớp có phát sinh lực theo chiều dọc trục.
1.1.5 Bánh răng nghiêng biên dạng cung tròn (bánh răng Nôvicốp)
M.N Nôvicốp đã đề xuất một kiểu ăn khớp với biên dạng răng là cung tròn.
Loại bánh răng này ngày càng được áp dụng rộng rãi trong ngành chế tạo máy, nhờ khả năng truyền tải lớn.
- Cấu tạo mặt răng: Biên dạng răng (biến dạng lõm và lồi là những cung trong bán kính R1 và R2 xấp xỉ bằng nhau cho nên biên dạng răng tiếp xúc theo điểm: điểm M Các cung tròn này thực hiện chuyển động xoắn vít dọc theo bánh răng sẽ tạo nên mặt răng.
- Đặc điểm ăn khớp: ở mỗi tiết diện, hai răng chỉ tiếp xúc tại một điểm M, nên s = 0 Để đảm bảo ăn khớp liên tục, trong kiểu ăn khớp Nô vi kốp, phải sử dụng bánh răng nghiêng với hệ số trùng khớp chiếu trục > 1.
- Trong quá trình ăn khớp điểm tiếp xúc M sẽ di chuyển dọc theo đường tiếp xúc giữa hai hình trụ lăn Đường này chính là đường ăn khớp.
- Trong thực tế do biến dạng đàn hồi, hai mặt răng sẽ tiếp xúc theo một tiết diện nhỏ Diện tích này sẽ phát triển rất nhanh trong thời gian chạy mài nhờ quanh điểm tiếp xúc Khe hở rất nhỏ.
- Bánh răng nghiêng biên dạng cung tròn
Khả năng truyền tài lớn: vì hai biên dạng lồi, lõm tiếp xúc với nhau nên bán kính cong tương đương lớn ứng suất tiếp xúc phát sinh sẽ nhỏ, khả năng truyền
Hình 1.3 Bánh răng nghiêng thân khai
Hình 1.4 Bánh răng Nôvicốp tải có thể lớn hơn 1,5 lần so với bánh răng thân khai có cùng kích thước (độ cứng HB < 320 và vận tốc vòng v 12m/s).
Khi cắt bằng phương pháp bao hình thanh răng sinh của bánh răng Nôvicốp có cấu tạo rất phức tạp khó chế tạo.
1.1.6 Bánh răng trụ răng xoắn truyền chuyển động quay giữa hai trục chéo nhau
Truyền chuyển động quay giữa hai trục chéo nhau có thể thực hiện bằng cặp bánh răng trụ răng xoắn (bánh răng trụ chéo) cùng chiều hoặc khác chiều.
Trong cặp bánh răng xoắn khác chiều, khác với bánh răng nghiêng là góc xoắn không bằng nhau Trong trường hợp đặc biệt một răng là bánh răng thẳng.
các phương pháp chế tạo bánh răng
Bánh răng bằng vật liệu kim loại thường được gia công bằng các phương pháp bào, phay, chuốt… Ngoài ra còn có thể gia công bằng các phương pháp ép, đúc, cán nguội hay cán nóng Hiên nay các nhà máy cơ khí đều dùng các máy chuyên dùng để gia công bánh răng.
Theo nguyên lý hình thành bề mặt răng, có hai phương pháp cơ bản để gia công bánh răng:
Phương pháp chép hình là phương pháp tạo hình bề mặt của răng bằng cách chép lại hình dáng của dao cắt hoặc của bề mặt mẫu.
Ví dụ: khi phay lăn răng bằng các dao phay đĩa môđun, dao phay ngón môđun hoặc bào theo mẫu. Ưu điểm: Không cần máy chuyên dùng, dao phay đĩa môđun dễ chế tạo. Được sử dụng nhiều khi gia công trên các máy vạng năng có trang bị dụng cụ chia độ như các máy: 6H82A, 6H83…
- Năng suất thấp: mất thời gian phân độ, mất thời gian để dao về vị trí ban đầu, gia công từng răng một.
- Độ chính xác không cao do phụ thuộc vào độ chính xác biên dạng dao (dao bị mòn trong quá trình cắt), khó khăn trong việc điều chỉnh vị trí tương đối giữa dao và chi tiết.
Phương pháp bao hình là phương pháp tạo nên hình dáng bề mặt của răng bằng cách lặp lại chuyển động tương đối của hai chi tiết ăn khớp nhau như chuyển động của hai bánh răng, của thanh răng – bánh răng, trục vít – bánh vít. Trong đó một đóng vai trò là dao, một đóng vai trò là phôi. Ưu điểm so với phương pháp chép hình là:
- Năng suất cao hơn, độ chính xác cao hơn.
- Mức độ tự động hóa cao hơn
- Một dao có môđun nhất định có thể cắt được nhiều bánh răng cùng môđun với số răng bất kỳ.
1.2.3 các máy gia công răng
Máy gia công răng hiện nay có thể được phân loại theo các nguyên tắc sau: Theo công dụng:
- Máy gia công bánh răng trụ: răng thẳng, răng xoắn.
- Máy gia công bánh răng côn: răng thẳng, răng xoắn.
- Máy gia công bánh vít, thanh răng.
Theo phương pháp gia công:
- Máy phay răng (phay lăn răng).
Mục tiêu đề tài
- Tổng hợp kiến thức về máy máy gia công răng
- Tính toán và thiết kế mô hình máy phay lăn răng
- Lập quy trình chế tạo một số chi tiết điển hình của máy phay lăn răng.
- Lập quy trình lắp ráp mô hình máy phay lăn răng
- Thuyết minh: Tổng quan về máy gia công răng, tính toán thiết kế máy, lập quy trình chế tạo một số chi tiết điển hình và tính chi phí gia công 1 chi tiết của máy, lập quy trình lắp ráp và hướng dẫn sử dụng máy.
Bản vẽ: Thiết kế máy, quy trình công nghệ chế tạo một số chi tiết điển hình của máy, quy trình lắp ráp máy.
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ VÀ XÂY DỰNG MÔ 3D MÁY
Thiết kế sơ đồ nguyên lý hoạt động của mô hình 3D máy
Máy phay lăn răng là máy chuyên dùng, được sử dụng để gia công bánh răng trụ răng thẳng, răng nghiêng, bánh vít, trục then hoa, các chi tiết có đĩa xích.
Việc gia công trên máy dựa theo nguyên lý bao hình, biên dạng răng gia công hình thành từ vô số các vết cắt của dao và phôi do quá trình ăn khớp cưỡng bức tạo lên.
Gia công bánh răng trên máy phay lăn răng có ưu điểm nổi bật là có tính vạn năng cao, thể hiện ở chỗ nếu cùng môđun thì một dao phay lăn răng có thể gia công được các bánh răng với số răng bất kỳ Phương pháp chép hình không có ưu điểm này.
Gia công trên máy phay lăn răng, bánh răng có độ chính xác biên dạng cao hơn nhiều so với bánh răng gia công bằng phương pháp chép hình trên các máy phay vạn năng như 6H82.
Nhược điểm cơ bản của phương pháp này là chi phí chế tạo dao cao hơn, do cấu tạo của dao phay lăn răng phức tạp, khó chế tạo hơn.
Các thông số chủ yếu
Theo yêu cầu, cần thiết kế máy phay lăn răng bán tự động với các thông số:
- Đường kính phôi lớn nhất gia công được: Dmax = 800 mm.
- Môđun lớn nhất của bánh răng được cắt: mmax = 10 mm.
Thiết kế dựa trên máy chuẩn 5K32.
2.1.1 Các phương pháp tạo hình bề mặt chi tiết gia công
Máy phay lăn răng làm việc theo nguyên lý bao hình, tạo hình bề mặt răng bằng phương pháp lăn và tiếp xúc.
Trên máy có các chuyển động sau:
- Chuyển động tạo ra đường chuẩn ∅ c
- Chuyển động tạo ra đường sinh ∅ s
- Chuyển động phân độ. Ở đây đường sinh công nghệ là đường thân khai, đường chuẩn là đường răng.
2.1.1.1 Gia công bánh răng trụ răng thẳng Đường sinh là đường thân khai, được tạo thành bằng phương pháp bao hình (đường bao của các vị trí liên tiếp của lưỡi cắt thực).
Do đó, chuyển động tạo hình đường sinh là sự kết hợp hai chuyển động: chuyển động quay Q1 của dao và chuyền động Q2 của phôi Chuyển động phân độ trùng với chuyển động tạo hình đường sinh ∅ s Vậy chuyển động tạo hình đường sinh ∅ s { Q 1 , Q 2 }.
∅ s nhắc lại sự ăn khớp giữa trục vít – bánh răng, trong đó trục vít đóng vai trò là dao. Đường chuẩn ở đây là đường thẳng, được tạo thành bằng phương pháp quỹ tích (vết) Để tạo ra đường chuẩn này, dao thực hiện chuyển động tịnh tiến T3 dọc trục phôi với lượng chạy dao Sd xác định trên một vòng quay của phôi Vậy
2.1.1.2 Gia công bánh răng trụ răng nghiêng Đường sinh là đường thân khai, được tạo thành bằng phương pháp bao hình.
Chuyển động tạo hình sinh là sự kết hợp của hai chuyển động quay Q1 của dao và quay Q2 của phôi Vậy ∅ s { Q 1 , Q 2 }. Đường chuẩn ở đây là đường xoắn vít, được tạo thành bằng phương pháp quỹ tích Để tạo ra đường chuẩn này, dao thực hiện chuyển động tịnh tiến T3 hết chiều dài răng kết hợp với chuyển động quay phụ Q4 của phôi Vậy ∅ c { Q 4 , T 3 }.
Hình 2.1 Hình bề mặt răng
Hình 2.2 Gia công bánh răng trụ răng nghiêng
Gia công bánh vít bằng máy phay lăn răng có hai phương pháp: chạy dao tiếp tuyến và chạy dao hướng kính.
Chạy dao hướng kính chỉ áp dụng với trường hợp k = 1, nếu k ≥ 2 dùng phương pháp này sẽ gây lên hiện tượng cắt lẹm đỉnh và chân răng bánh vít Để khắc phục người ta dùng phương pháp chạy dao tiếp tuyến.
Khi gia công bánh vít thì đường chuẩn là đường cong ghềng, được tạo thành bằng phương pháp quỹ tích, do kết cấu của dao tạo nên trong khi gia công Do vậy không có ∅ c Đường sinh là đường thân khai, được tạo thành bằng phương pháp bao hình
2.1.2 Thành lập sơ đồ câu trúc động học toàn máy
Từ việc phân tích các phương pháp tạo hình trên ta thấy máy phay lăn răng thiết kế cần có các chuyển động tạo hình sau:
Khi cắt bánh răng thẳng cần có các chuyển động quay chính của dao là Q1 để tạo ra tốc độ cắt, chuyển động quay của phôi Q2 phù hợp với Q1 Do vậy giữa dao và phôi phải có liên kết nội với chạc điều chỉnh ix, đó là nhóm tạo hình đường sinh ∅ s { Q 1 , Q 2 }.
Khi cắt bánh răng trụ răng nghiêng để tạo thành đương chuẩn thì máy phải có thêm chuyển động tạo thành đường xoắn ốc, đó là chuyển động quay phụ thêm
Q4 phù hợp với chuyển động thẳng đứng của bàn máy T3, lúc này bàn máy mang phôi nhận đồng thời 2 chuyển động độc lập nhau là Q2 và Q4 vì vậy trong cấu
Hình 2.4 Chạy dao hướng kính Hình 2.3 Chạy dao tiếp tuyến tạo của máy cần bố trí thêm cơ cấu cộng (cơ cấu vi sai) để gộp 2 chuyển động này đó là nhóm tạo hình đường chuẩn ∅ c { Q 4 , T 3 }. Để tạo thành các chuyển động trên ta thấy có rất nhiều phương án thành lập sơ đồ cấu trúc động học.
Tính toán thiết kế mô hình máy phay lăn răng
Phần tính toán động học máy là một trong những phần quan trọng cho máy
Nó thể hiện được tính chất chuyển động thực của máy với những thông số động học cụ thể, tỉ số truyền của từng cặp bánh răng, số răng của bánh răng và từ đó ta hình dung được kết cấu máy.
Nhiệm vụ của phần này là: lựa chon phươn án truyền dẫn, bố trí cơ cấu truyền dẩn, bố trí kích thước vỏ hộp, xác định được đồ thị vòng quay từ đó xác định được tỉ số truyền cho các bộ truyền và tính số răng của các bánh răng, sau cùng là kiểm tra sai số vòng quay với giá trị cho phép.
Hộp tốc độ trong máy cắt kim loại dùng để truyền lực cắt cho các chi tiết gia công, có kích thước, vật liệu khác nhau với những chế độ cắt cần thiết Thiết kế hộp tốc độ yêu cầu phải đảm bảo những chỉ tiêu về kỹ thuật và kinh tế tốt nhất trong điều kiện cụ thể cho phép Hộp tốc độ phải có kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tiết kiệm nguyên vật liệu, kết cấu có tính công nghệ cao, làm việc chính xác, sử dụng bảo quản dễ dàng, an toàn khi làm việc
Vì máy thiết kế là máy chuyên dùng, chi tiết được gia công hàng loạt Do đó ta sử dụng hộp tốc độ dùng bánh răng thay thế.
Hộp tốc độ dùng bánh răng thay thế có ưu, nhược điểm sau:
- Kích thước chiều trục nhỏ.
- Số cặp bánh răng thay thế không hạn chế, nó chỉ bị giới hạn bởi tỷ số truyền.
- Phạm vi điều chỉnh của nhóm là: Rp = imax/imin = 1620:
- Nếu phạm vi truyền dẫn không vượt quá Rp thì việc điều chỉnh số vòng quay chỉ còn tiến hành với một nhóm truyền Như vậy kết cấu truyền dẫn sẽ đơn giản.
- Khả năng đóng cần tốc độ làm gãy bánh răng không có do đó không phải dùng cơ cấu hãm nào cả.
- Việc điều chỉnh máy chậm chạp là nhược điểm gây ra do ta sử dụng cặp bánh răng thay thế Nhưng ta lại gia công một lô sản phẩm nên thời gian phụ đó là quá nhỏ so với thời gian chạy máy Do đó không ảnh hưởng đến năng suất máy.
Khi thiết kế máy việc lựa chọn kết cấu đơn giản hay phức tạp cần căn cứ vào phạm vi điều chỉnh yêu cầu, công dụng của máy Theo kinh nghiệm của các nhà thiết kế máy, chỉ ra rằng cấu trúc đơn giản được sử dụng khi phạm vi điều chỉnh yêu cầu nhỏ hơn trị số tới hạn: Rn R*
Phạm vi điều chỉnh Rn = 6,25 R * = 50,79 Do đó ta sử dụng kết cấu truyền dẫn đơn giản. a Chọn phương án kết cấu
Do Z = 9 nên ta có hai phương án kết cấu là: Z = 3.3 và Z = 1.9.1
Vì sử dụng bánh răng thay thế nên ta sử dụng phương án cấu trúc Z = 1.9.1
Với phương án này, do dùng bánh răng thay thế nên nó đảm bảo tổng số bộ truyền là ít nhất Và để phòng quá tải người ta bố trí mắc bộ truyền đai nối từ động cơ tới trục I của hộp tốc độ. b Đồ thi vòng quay: Để giảm kích thước kính của nhóm truyền động, trên độ thị vòng quay nên tận dụng bố trí các tia trong nhóm đối xứng với nhau để imin imax = 1, để các bánh răng trong nhóm truyền không chênh lệch nhau về kích thước quá lớn và kích thước của nhóm truyền sẽ bé.
Mặt khác theo kinh nghiệm, các tỷ số truyền cũng được giới hạn Đối với chuyển động chính dùng bánh răng thẳng, theo lời khuyên: min ax
Theo lời khuyên, đối với bánh răng thay thế thì có thể cho phép imax ≤ 4. Vậy ta lấy tỉ số truyền: min ax
Tỷ số truyền đai nhỏ hơn 2,5 Từ động cơ n = 1460 v/ph, ta đặt cặp bánh răng thay thế từ trục I và trục II.
Từ đó ta có chuỗi số vòng quay của hộp tốc độ như sau: (Hình vẽ)
Trong xích ta bố trí một bộ truyền đai từ trục dộng cơ đến trục I và các cặp bánh răng côn có tỷ số truyền bằng 1 để đổi hướng truyền chuyển động trong không gian cặp bánh răng trụ răng nghiêng để hạn chế tỷ số truyền của các nhóm trong giới hạn cho phép.
Ta xây dựng đồ thị số vòng quay như hình vẽ trên: Từ đồ thị số vòng quay ta đi xác định tỷ số truyền.
Khi đó với = 1,26 ta có:
(v/ph) (v/ph) (v/ph) (v/ph) (v/ph) (v/ph) (v/ph) (v/ph)
Hình 2.10 Đồ thị vòng quay máy phay lăn răng i9 i10 i8 i7 i6 i5 i4 i3 i2 i2 = 3 = 2 i5 = 0 = 1 i8 = 1/ 3 = 0,5 i3 = 2 = 1,58 i6 = 1/ = 0,79 i9 = 1/ 4 = 0,39 i4 = = 1,26 i7= 1/ 2 = 0,63 i10= 1/ 5 = 0,315
Dựa vào chuỗi số vòng quay ta chọn (theo hình vẽ) ta tính được tốc độ quay của trục II là 635 vg/ph Từ đó suy ra:
635 0, 45 i 1406 c Tính toán động học bánh răng
Tính toán động học bánh răng là đi xác định số răng Z của mỗi bánh răng sao cho đảm bảo tỷ số truyền đã lựa chọn.
Tính bộ truyền bánh răng thay thế.
Ta có bội số chung nhỏ nhất của :SZ = K = Zj + Zj ’= 87
Vậy ta tính được số răng của các cặp bánh răng ăn khớp:
Tính toán bộ truyền cuối cùng của xích tốc độ để máy làm việc ít bị rung động nên ở bộ truyền này ta chọn cặp bánh răng nghiêng có góc nghiêng 18 o Modul dọc trục m = 4 mm.
Chọn Z11 = 17 ; Z11’ = 68. d Tính toán bộ truyền đai
Bộ truyền đai thường để truyền chuyển động từ động cơ đến hộp tốc độ (trục công tác) Nó có ưu điểm là truyền động giữa hai trục xa nhau, có khả năng phòng quá tải, kết cấu đơn giản, rẻ tiền Có nhược điểm là cồng kềnh, gây trượt khi truyền động
Chọn kiểu đai dẹt có thiết diện E = 138 mm 2 Đường kính bánh nhỏ : D1 = 140 280 Chọn D1 = 145 mm Đường kính bánh lớn: 2 1 1 dc
Trong đó : = 0,02, thay số được
Kiểm tra đai theo điều kiện
(thỏa mãn) e Kiểm tra sai số vòng quay
Trong quá trình tính toán số răng do phân tích tỷ số truyền ij aj / bj, mặt khác khi tính toán Zj và Zj’ cũng có những sai số, nên số vòng quay của trục cuối (trục chính) có thể có những sai lệch so với số vòng quay tiêu chuẩn Vì vậy cần phải kiểm tra lại sai số vòng quay trục chính, nếu không thảo mãn điều kiện cho phép thì phải điều chỉnh lại tỉ số truyền.
Sai số cho phép xác định theo công thức:
Với n là sai số vòng quay, [n] sai số vòng quay cho phép Ta có:
Ờ đây: ntc là số vòng quay tiêu chuẩn, lấy theo bảng (v/ph) ntt là số vòng quay thực tế của trục cuối (v/ph)
Vậy sai số vòng quay của trục chính để thảo mãn thì: n ≤ 2,6 %
Ta lập bảng kiểm tra sai số vòng quay sau để tiện so sánh.
Ta lập bảng kiểm tra sai số vòng quay :
Vậy sai số vòng quay thực so với sai số vòng quay tiêu chuẩn nằm trong giới hạn cho phép
2.2.2 Thiết kế xích chạy dao
So với hộp tốc độ, hộp chạy dao có một số đặc điểm sau:
STT Phương trình truyền dẫn ntc (v/f) ntt (v/f) %
- Công suất truyền dẫn bé, thường chỉ bằng 5 – 10% công suất truyền động chính.
- Tốc độ làm việc chậm nhiều so với hộp tốc độ Do hai nguyên nhân trên, trong hộp chạy dao có thể dùng các cơ cấu giảm tốc nhiều và hiệu suất thấp như trục vít – đai ốc, trục vít – bánh vít Trong điều kiện có thể nếu dùng nhiều cặp răng nối tiếp nhau để giảm tốc độ thì không nhất thiết phải dùng các cơ cấu hiệu suất thấp nói trên.
- Phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền động
i a Xích chạy dao dọc Để biến chuyển động quay của phôi thành chuyển động tịnh tiến dọc của bàn dao, ta sử dụng cơ cấu vít me đai ốc có bước t = 10 mm.
Như phân tích chọn phương án thay đổi tốc độ của xích tốc độ, xích chạy dao ta cũng sở dụng bánh răng thay thế Ta cũng có :
Rs = 6,25 nên hộp chạy dao ta sử dụng cặp bánh răng thay thế (Rs 14).
Ta chuyển chuỗi lượng chạy dao S thành chuỗi số vòng quay của cơ cấu chấp hành – trục vít me với: i i s vm n S
Ta có chuỗi vòng quay của trục vít me như sau: n1 = 0,08 (v/1vph) n6 = 0,25(v/1vph) n2 = 0,1 (v/1vph) n7= 0,32(v/1vph) n3 = 0,126(v/1vph) n8 = 0,4(v/1vph) n4 = 0,158(v/1vph) n9 = 0,5(v/1vph) n5 = 0,2 (v/1vphôi)
Ta xây dựng đồ thị vòng quay của trục vít me để tính số răng của cặp bánh răng thay thế, ta chọn lưới vòng quay của trục vít me hoàn toàn đối xứng nhằm muốn cho các cặp bánh răng thay thế được sử dụng hai lần, một lần tạo tỷ số truyền tăng tốc i, một lần tạo tỷ số truyền giảm tốc 1/i.
Lập bảng ta có: i1 = 96 i5 = 0,79 i9 = 2 i13 = 1/24 i2 = 0,39 i6 = 1 i10 = 2,52 i3 = 0,5 i7 = 1,26 i11 = 39/65 i4 = 0,63 i8 = 1,58 i12 = 10/9 Đối với các cặp bánh răng thay thế của xích này ta kết hợp với xích chạy dao hướng kính để cho tính toán đơn giản hơn và cũng giúp cho việc bảo quản, chế tạo bánh răng thay thế của hai xích này dễ dàng hơn, tránh nhầm lẫn và lựa chọn dễ khi sử dụng.
Từ trên ta có đồ thị vòng quay trục vít me như sau:(Hình vẽ). b Xích chạy dao hướng kính
Như ta đã biết ở xích chạy dao đứng ta sử dụng các cặp bánh răng thay thế của xích chạy dao đứng cho xích chạy dao hướng kính này:
Hình 2.11 Đồ thị vòng quay xích chạy dao đứng
Dựa vào chuỗi vòng quay tiêu chuẩn ta chọn chuỗi vòng quay :
Tính toán động lực học máy
Phần tính toán động lực hoc máy là phần tính toán quan trọng nhất của máy. Phần này cho ta biết qua trình làm việc của máy với những tải trọng tác dụng lên máy và các chi tiết máy trong từng thời kì làm việc của máy Từ đó xác định được các giá trị tính toán đường kính trục và modul của các bánh răng Đây là phân quan trọng, làm tiền đề tính toán các chi tiết máy.
2.3.1 Xác định thành phần lực
Việc xác định tải trọng tính toán truyền dẫn máy rất quan trọng, nếu tải trọng tính toán quá thấp so với tải trọng sư dụng thì các chi tiết máy của truyền dẩn bị gãy, nếu tải trọng tính toán cao hơn nhiều so với tải trọng sử dụng thì kích thước truyền dẫn quá lớn so với yêu cầu do quá thừa sức bền. Đây là máy chuyên dùng nên tải trọng tính toán sẻ tương ứng với chi tiết có chế độ gia công nặng nhất. nf nd
Theo phần đặc trưng về động lực học máy ta có.
Lực cắt Pz của dao được tính theo công thức:
Pz = K(a + 0,4c).b = 18120N Lực pháp tuyến Py:
Py=PN= K(0,4a + c).b = 1800.(0,4.0.04 + 0,6).15,6 = 17397N. Lực kéo cơ cấu chạy dao: Theo công thức Rêsetop với:
PN: Là lực pháp tuyến R: Hợp lực
Px : Thành phần lực cắt tác dụng theo phương chạy dao Với trường hợp phay thuận: Px = (0,8 0.9).PZ
Với trường hợp phay nghịch: Px= (11,2).PZ
Lực cắt lớn nhất tác dụng lên cơ cấu chạy dao:
Phay thuận: Px = 0,9 PZ = 0,9 18120 = 16308 N Phay nghịch: Px= 1,2 PZ =1,2 18120 = 21744 N
Hình 2.13 Xác định thành phần lực
Hệ số ảnh hưởng đến mômen lật, phát sinh do phân bố lực chạy dao không đối xứng Với máy phay có sống trượt hình chữ nhật:
- Đối với phay thuận: Pc = (0,75 0,8)PZ
- Đối với phay nghịch: Pc = (0,2 0,3 ).PZ
Thay vào trên ta có:
Vậy lực kéo của cơ cấu chạy dao thay vào ta có:
Lực kéo cơ cấu chạy dao nhanh:
Qnhanh = G + m.a a: Gia tốc chạy dao nhanh : a = 0
2.3.2 Tính toán động học trong thời kỳ ổn định
Trong thời kì ổn định không có lực quán tính, vì vậy hệ lực gồm động lực, trở lực ma sát và lực cắt là một hệ lực cân bằng Để tính toán mômen xoắn trên một trục bật kỳ ta sử dụng nguyên lý di chuyển khã dĩ: Tại mỗi thời điểm, trong một hệ lực cân bằng, tổng công suất tức thời của tất cả các lực bằng không trong mọi di chuyển khả dĩ.
Mômen xoắn lớn nhất được xác định khi tác dụng lên trục chính được tính theo công thức:
Nmm Công suất, mômen xoắn trên trục I của xích tốc độ được tính theo công thức:
Hiệu xuất của bộ truyền từ trục j đến trục chính:
Mômen xoắn trên trục chính:
Trục chính trên bản vẽ được khí hiệu là trục VII Trục chính là trục mang dao do yêu cầu kết cấu của trục chính ta chế tạo trục là trục rỗng.
Ta có là tỷ số truyền giữa đường kính ngoài và đường kính trong của trục. Chọn = 0,5. Đường kính sơ bộ trục được xác định theo công thức sau:
C: Hệ số tính toán Ta chọn C = 160
Trên trục VII ta có:
Chọn dVI = 50 mm dài 300 mm
Trên trục V có : Nv = 6,47 KW MVx = 0,316.10 6 Nmm
Tương tự như trên ta tính được : dV ≥ 52 mm Chọn dV = 60 mm
Trục IV chịu tác dụng của ba đường truyền là xích tốc độ, xích bao hình và xích chạy dao, vì vậy ta phải tính riêng mô men xoắn và công suất cho từng xích rồi cộng lại. Đối với xích tốc độ:
NIV = NV / = 6,6 KW Đường kính sơ bộ trục được tính toán sau khi cộng công suất cả 3 xích lại. Tính modul sơ bộ của các trục truyền của xích:
Trong quá trình thiết kế động lực học Do yêu cầu phải đảm bảo các tỷ số truyền để đảm bảo tốt độ vòng quay của trục chính do số răng Z của bộ truyền đã được chọn trước, nên ta phải tính modul sơ bộ của các bộ truyền:
M - Mô men xoắn của bánh răng bé.
Z - Số răng của bánh răng bé.
m = b/m = 8 chọn là chiều dài tương đối của răng Vật liệu bánh răng là thép 40X.
- Mô dun của bộ truyền trục VI đến trục VII:
Chọn modul bộ truyền m = 4 mm.
- Modul bộ truyền bánh răng nón từ trục V đến trục VI:
K = 1,4 n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính y: Hệ số dạng răng y = 0,49.
Z: Số răng của bánh răng Z = 29.
m: Chiều dài tương đối của bánh răng lấy m = 10 mm.
’’: Hệ số khả năng tải Với bộ truyền bánh răng nón, răng thẳng lấy ’’ 1 Với bộ truyền bánh răng nón răng nghiêng ta chọn ’’ = 1,5. mtb: Modul trung bình trên tiết diện trung bình Với cặp bánh răng này : Z
-1 : Giới hạn chu kỳ mạch động -1 = (0,4 0,45).br
Vật liệu bánh răng là thép 40X: br = 750 N/mm 2 -1 = 0,4.750 = 300 N/mm 2 n: Hệ số an toàn n = 1,8 (phụ thuộc vào cơ tính của thép) k: Hệ số tập trung ứng suất chân răng phụ thuộc vào cơ tính của thép k
msb = mtb + b.Sin/Z = 2,89 + (30 Sin45 o ) / 29 = 3,62 mm
Tương tự với bánh răng giữa trục IV đến trục V ta cũng tính được: msb = 4 mm.
2.3.3 Tính toán động lực học cho thời kỳ ổn định xích chạy dao
2.3.3.1 Xích chạy dao đứng a Tính công suất và mô men trên các trục của xích chạy dao đứng
Từ lực kéo cơ cấu chạy dao là:
Có thể xác định được mô men xoắn trên trục vít me đứng theo công thức:
Trong đó: t - Là bước vít me t = 10mm ; vm = 0,5
Công suất tính toán trên trục vít me chạy dao đứng là: 6
Trong đó: nvm = 0,35 v/1v.phôi nd = 50 v/ph nf = nd.K/Z = 50.1/12 = 4,17 v/ph
- Công suất trên trục XX:
Qua bộ truyền sử dụng khi phay nghịch 42/37 ta tính được công suất, mômen và tốc độ trên trục XVI.
MXVIx = MXVIIx.39/.65 = 1,36.10 3 Nmm nXVI = nXVII.65/39 = 52,5 v/ph
Với tốc độ vòng quay của phôi là 4,17 v/ph thì ta có tốc độ quay của trục XIII là: nXIII = 4,17.96 = 400,3 v/ph
Trục XI quay cùng tốc độ với trục XIII nên: nXI = nXIII = 400,3 v/ph
- Trục XII: nXII = nXIII 2/26 = 400,3.(2/26) = 30,8 v/ph
Trục XI chịu tác dụng của hai đường truyền là xích chạy dao và xích bao hình Do đó mô men và công suất là tổng hai xích trên Xích chạy dao:
MXIx= (MXIIx/).(2/26) = 0,26.10 3 Nmm nXI = 400,3 v/ph b Xác định đường kính và modul các bộ truyền trong xích chạy dao đứng
Modul sơ bộ các bánh răng trụ được xác định theo công thức:
- Modul sơ bộ của bộ truyền giữa trục XIX và trục XX: i =1 ; Z = 45 ; M =1,95 10 3 Nmm
- Modul sơ bộ của bộ truyền XVIII đến XIX: i = 45/50 = 0,9 ; M = 2,09.10 3 N.mm
- Modul sơ bộ của bộ truyền bánh răng thay thế: i = 32/64 = 0,5 M = 3.10 3 Nmm
- Modul bộ truyền trục vít bánh vít, giữa trục XI và trục XII Chọn vật liệu trục vít là thép 45 ta có:
Modul m và hệ số đường kính q được xác định theo công thức:
Thay các giá trị vào ta có:
Chọn m q 3 8 Tra bảng 4-6-[2], có m = 3,5 mm ; q = 12
- Modul của bộ truyền trục vít bánh vít giữa trục vít me chạy dao dọc XX: Chọn vật liệu của cặp bộ truyền trục vít bánh vít như trên :
Thay tất cả các số liệu trên vào công thức (*) ta có: m q 3 6,7
Xác định đường kính sơ bộ của các trục thuộc xích:
- Đường kính trục vít me XXI:
Vì trục này là trục vít me, nên để đảm bảo độ cứng ta chọn: dXXI = 45 mm, độ dài trục l = 930 mm
Vì trục này có then hoa nên ta chọn dXX = 40 mm chiều dài trục là 650 mm.
Chọn dXIX = 30 mm ; chiều dài l = 200 mm
Chọn dXVIII = 40 mm Chiều dài l = 1000 mm
Chọn dXVI = 40 mm Chiều dài l = 450 mm
2.3.3.2 Xích chạy dao hướng kính a Xác định lực kéo chạy dao
Như trên đã phân tích, thành phần lực cắt tác dụng theo phương hướng kính là Pc.
Theo Resetop lực kéo chạy dao với bàn máy sống trượt đuôi én được xác định:
Px: Lực gây ra áp lực ma sát trên sống trượt.
G: Trọng lượng phần di chuyển dựa theo kích thước bàn máy và sống trượt Tính sơ bộ: G = 3624 N ; K = 1,4 ; f = 0,15
Thay tất cả trị số trên vào (**), ta được:
Phay nghịch:Qk = 1,4.5436 + 0,15(21744 + 3624) = 11415,6 N b Xác định mô men xoắn trên trục
Đường kính sơ bộ trục:
XXIII d mm Đây là trục vít me, có độ dài l = 500 mm Để đảm bảo độ cứng vững ta chọn dXXIII = 50 mm.
0, 2.20 8, 2 d XXII mm Đây là trục then hoa dài 400 mm, chọn dXXII = 35 mm
Đây là trục then hoa dài 300mm, để đảm bảo độ cứng vững chọn dXXI = 30 mm.
- Modul sơ bộ của bộ truyền trục vít
Trong đó : K = 1,2 ; Mx t,15.10 3 Nmm ; Z = 36 (răng)
Chọn vật liệu bánh vít là BPM 9-4, đúc trong khuôn cát có: bk= 480 N/mm 2 mà:
Tra bảng 4-6-[2] : m = 3 (mm), q = 12 Modul các bộ truyền bánh răng thuộc xích, ta thấy mômen xoắn trên các trục XVIII do xích chạy dao hướng kính gây ra bé hơn so với xích chạy dao dọc vẫn được sử dụng Ta chỉ cần tính modul cho bộ truyền giữa các trục XXII, XXI, XXIII.
- Xác định modul sơ bộ giữa các trục XXIII và XXI:
- Xác định modul sơ bộ giữa bộ truyền trục XXII và trụcXXI:
2.3.3.3 Xích chạy dao tiếp tuyến a Xác định lực kéo của cơ cấu chạy dao
Theo nguyên lý cắt ta có:
Khi chạy dao tiếp tuyến dao dịch chuyển dọc trục nhờ cơ cấu vít me - đai ốc.
Do đó lực kéo của cơ cấu chạy dao là:
Q = PT = 16308 N b Tính mô men xoắn trên các trục thuộc xích
- Trục XXX [trục vít me], có t = 12 mm
Hình 2.14 xác định lực kéo của cơ cấu chạy dao Để lắp ráp với trục chính trục vít me phải chế tạo rỗng theo máy cùng cỡ, nên chọn dXXX = 110mm ; l = 300mm.
Chọn dXXVIII = 25mm, lXXVIII = 350 mm.
Chọn dXXVII = 40mm, lXXVII = 650 mm.
Chọn dXXVI = 40mm, lXXVI = 650 mm.
Chọn dXXV = 40 mm, lXXV = 480 mm.
Chọn dXXIV = 40 mm, lXXIV = 1600 mm. c Modul của bộ truyền trong xích
- Modul bộ truyền trục vít bánh vít giữa hai trục XXX và XXVIII.
Chọn vật liệu bánh vít: Bp010 - 1 có:
Thay các trị số vào công thức trên ta có:
Vì bánh vít có Z = 36 và có trục luồn qua do đó ta tăng kích thước bánh vít bằng các tăng modul của bộ truyền.
- Tính bộ truyền bánh răng nón giữa trục XXVII và trục XXVIII
Chọn vật liệu là thép 40X ta có:
Thay các trị số vào công thức ở trên ta có :
- Modul của bộ truyền bánh răng trụ Z40/Z68
Chọn vật liệu thép 40X ta có:
- Đối với cụm bánh răng từ 74-86 với các tỷ số truyền tương ứng ta thấy:
Trên trục XXIV và trục XXV gồm các cặp bánh răng di trượt tạo thành các cặp tỷ số truyền:
Z38/Z86 ; Z82/Z85 ; Z81/Z84; Z80/Z78 ; Z76/Z77 Hai cụm này là các bánh răng tầng nên theo nguyên tắc ăn khớp và gia công thì môđun của chúng giống nhau Nên cụm chuyển động này ta chọn môđun sơ bộ các bánh răng msb = 2 mm.
2.3.3.4 Xích bao hình Để xác định công xuất bao hình ta xét trường hợp đặc trưng là khi cắt bánh răng nghiêng Có m = 10 (mm) ; = 45 o ; Zf = 12 răng
Dao phay có góc xoắn vít = 2 o Vậy + = 47 o
Ta thấy Pb có chiều quay ngược với chiều quay của phôi, do đó mômen do xích bao hình gây nên ở trục động cơ ngược với mômen do xích tốt độ và xích chaỵ dao gây nên.
Công xuất xích bao hình được xác định theo công thức:
Pb = PZ.Cos( + ) = PZ.Cos47 o = 18120.Cos47 o = 12357,8 N. nf = nd.K/Z = 59.1/12 = 4,17 v/ph.
Vậy tốc độ phôi là:
Vậy công suất xích bao hình:
Mômen xoắn trên trục bàn máy là:
Công suất và mômen trên các trục của xích là:
Trục XI chịu tác dụng của lực chạy dao và xích bao hình gây ra mômen xoắn ngược chiều nhau Do vậy công suất tổng cộng trên trục XI là:
Mômen xoắn trên trục là:
Dao quay với tốc độ 50 v/ph Vậy trục IX quay với tốc độ 200v/ph Nhìn vào sơ đồ ta thấy: NX = NIX
Tính đường kính sơ bộ:
Chọn dXV = 60 mm, lxv = 450 mm.
Chọn dXIV = 35 mm , lXIV = 500 mm
Chọn dXI = 35 mm, lXI = 520 mm.
- Trục V và trục VIII tính tương tự:
Chọn dV = 35 mm ; lV = 350 mm dVIII = 45 mm ; lVIII = 650 mm.
- Trục IV: Tính trục IV theo công suất của xích tốc độ ta có:
IV 200 d mm Đây là trục then hoa dài 1600 mm để đảm bảo độ cứng vững ta chọn dIV = 65 mm.
- Các trục III, II, I tính theo công xuất của động cơ trục II:
NII = Nđc.đaiổ = 7,06 KW nII = 1460/2,04 = 715,6 v/ph
715,6 d II mm Đây là trục then hoa ta chọn dII = 45 mm Trục dài 350 mm
Quay với tốc độ 200 v/ph.
Chọn dIII = 55 mm, lIII = 500 mm.
Tính modul sơ bộ các bộ truyền thuộc xích:
- Modul bộ truyền trục vít bánh vít 1/96 Chọn vật liệu chế tạo bánh vít là : Bp010 - 1
- Modul bộ truyền bánh răng trụ 35/35.
Chọn vật liệu là thép 45X.
- Modul bộ truyền bánh răng 33/33:
- Modul truyền bánh răng thay thế:
Khi cắt răng Z ta dùng cặp bánh răng thay thế. a/b = 50/25 ; M = 6,21.10 3 Nmm
- Tính tương tự ta có modul bộ truyền e/f là: msb = 2,5 mm
- Modul bộ truyền bánh răng nón 27/27:
Chọn vật liệu là thép 45 [u] = 197,9 N/mm 2
Khi tính lấy N = NIV = 6,397 KW
(mm) msb = mtb + b.Sin /Z = 3,7 (mm) Chọn: ms = 4 mm
- Modul bộ truyền bánh răng nón Z29/Z29 giữa trục III và trục IV của xích tốc độ
Chọn vật liệu là thép 45X: N = 6,71 KW ; n 0 v/ph
0,85.0, 49.29.200.1,5.197,9.10 m tb mm ms = mtb + b.Sin/Z = 3,67 mm Chọn ms = 4 mm
- Tính modul bộ truyền bánh răng thay thế của xích tốc độ a/b
Chọn vật liệu là thép 45.
2.3.3.5 Bảng động lực học đối với các xích
Kí hiệu trục theo sơ đồ động
Tần số vòng quay (v/ph)
Công suất (KW) Đường kính sơ bộ (mm)
BẢNG 2.2 XÍCH CHẠY DAO HƯỚNG KÍNH
BẢNG 2.3 XÍCH CHẠY DAO DỌC
BẢNG 2.4 XÍCH CHẠY DAO TIẾP TUYẾN
Tính toán chi tiết máy
Tính toán chi tiết máy là phần quan trọng cho máy (các chi tiết kết nối tạo thành máy) về phương diện độ chính xác máy, độ tin cậy và hiệu suất truyền dẩn cho máy.Trên cơ sơ đó, phần này ta cần tính toán và kiểm tra độ bền cho các chi tiết quan trọng (là nhưng chi tiết ảnh hưởng tới những yêu cầu kỹ thuật đặt ra của máy) Đó là những chi tiết ảnh hưởng trực tiếp tới độ chính xác gia công,những chi tiết làm việc với tải trọng lớn nhất
Tính sức bền cho trục chính
Đặc điểm của trục chính là: Trục dài 710 mm Khi trục chính không lắp dao. Để việc tính toán được đơn giản ta giả thiết xét trong trường hợp gia công bánh răng trụ răng nghiêng (không có chạy dao tiếp tuyến) ta có thể coi lực cắt đặt vào đầu trục đặt tại gối Ta có sơ đồ hoá lực của trục chính như sau:
Theo chế độ cắt ở n = 50 v/ph ta có:
- Lực vòng PV1 = 2Mz/D1 Đối với bánh răng Z53 là bánh rănh nghiêng có:
Hình 2.16 Sức bền cho trục chính
Ta đưa Pa về tâm trục sẽ được một lực và một mô men:
2.3.5.1 Biểu đồ mô men xoắn (Hình vẽ)
2.3.5.2 Biểu đồ mô men uốn theo phương y
Sơ đồ hoá lực: (Hình vẽ)
Ta thấy trục là một dạng bài toán siêu tĩnh, ta đưa về dạng sơ đồ hoá như sau: (Hình vẽ)
Ta giải theo phương pháp phương trình 3 mômen cho trục Khi đó ta thay các khớp là các khớp cầu và có các mô men liên kết là: Mo , M1, M2.
Phương trình mô men liên kết như sau: M0.l1 + 2M1(l1+l2) + l2 M2 + P = 0 Trong đó: l1 = 200 mm l2 = 150 mm
Ta xác định biểu đồ siêu tĩnh: Cộng hai biểu đồ ta được:
Ta xét chuyển vị theo phương y.
Ta vẽ biểu đồ với lực đơn vị Pk=1 đặt tại vị trí bánh răng Khi đó ta có biểu đồ: (Hìnhvẽ) Đây cũng là bài toán siêu tĩnh, do đó ta phải đi xác định M’1
Từ đó ta xác định được biểu đồ siêu tĩnh Mkst
Chuyển vị theo phương y được xác định theo công thức:
1 k i y E J Chia biểu đồ MPST ra làm 4 phần 1; 2; 3; 4.
Ta có tương ứng trên biểu đồ MKST có : 1 ; 2 ; 3 ; 4.
Thay các giá trị trên ta có:
2.3.5.3 Xác định biểu đồ và chuyển vị theo phương x
Sơ đồ hoá lực: (Hình vẽ) Đây là bài toán siêu tĩnh, ta sử dụng phương trình 3 mô men:
Vẽ biểu đồ MP: (Hình vẽ)
Vẽ biểu đồ M1: (Hình vẽ)
Xác định chuyển vị tại điểm D:
Ta sử dụng phép phân biểu đồ Vêrêxaghin Trước hết ta xác định biểu đồ Mk bằng cách đặt lực Pk = 1 lên trục tại điểm D.
Tương tự như phần trước ta xây dựng được biểu đồ NKST.
Chia biểu đồ thành 4 phần Thực hiện phép nhân biểu đồ với:
2.3.5.4 Kiểm nghiệm độ cứng xoắn
Ta có biểu đồ mô men xoắn đối với trục chính như sau: (Hình vẽ).
Trục đã đảm bảo độ bền nhưng chưa chắc đã đảm bảo độ cứng xoắn Nếu trục không đảm bảo độ cứng xoắn thì xẽ bị biến dạng trục gây ra kẹt ổ, phá hỏng bánh răng giảm độ chính xác, do đó ta phải kiểm tra độ cứng xoắn.
G: Modul đàn hồi trượt G = 8.104 N.mm 2
[]: Góc xoắn cho phép lấy theo điều kiện máy công cụ Với trục có chiều dài l = 710 mm lấy [] = 3,55’
Vậy trục chính có độ cứng xoắn là: φ = 1150.10 3 710
Do đó trục chính thiết kế đảo bảo độ cứng xoắn Các biểu đồ tính toán được vẽ như sau:
Hình 2.17 Biểu đồ momen theo phương y
Hình 2.19 Biểu đồ chuyển vị theo phương x Hình 2.18 Biểu đồ nội lực theo phương x
Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
Bộ truyền bánh răng côn xoắn trên trục IV, là bộ truyền làm việc với tải trọng lớn Theo phần thiết kế bộ truyền với trục này Z) tỷ số truyền i = 1 Để bộ truyền lâu mòn và làm việc lâu dài ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 40X.
2.3.6.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Ứng xuất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức: [tx] = []Notx
[]Notx : Ứng xuất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn của vật liệu.
Tra bảng 10-110-[4] ta có []Notx = 17 HRC = 765N/mm 2
Số chu kỳ cơ sở N0 = 15.10 7
KN : Hệ số chu kỳ tiếp xúc:
Ntd: Số chu kỳ tương đương Ntd = 60.n.T.U
Hình 2.20 Biểu đồ chuyển vị theo phương y n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng 200v/ph
T: Tổng số giờ làm việc T = 300.10.8.2 = 48000h
U: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay được một vòng U = 1 Thay tất cả các trị số trên vào ta được KN = 0,55
2.3.6.2 Ứng suất uốn cho phép
Bánh răng làm việc một mặt nên ta có:
-1 - Giới hạn mỏi uốn của chu kỳ đối xứng
Với vật liệu là thép 40X: bk = 900 Nmm 2
-1 = 0,45 900 = 405 N/mm 2 n - Hệ số an toàn n = 1,5
K - Hệ số tập chung ứng suất chân răng: K = 1,5
K’ - Hệ số chu kỳ ứng suất m 0 td
N0 - Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn: N0 =5.10 6 m - bậc đường cong mỏi, với thép 40X : m = 6
Ntđ - Số chu kỳ tương đương Đối với tải trọng thay đổi:
Thay các số vào ta được : Ntđ = 20.10 9
2.3.6.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K
2.3.6.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng L
2.3.6.4 Xác định chiều dài nón Đối với bộ truyền bánh răng nón răng cong ta có :
': Hệ số khả năng tải: Chọn ' = 1,2
Thay các số liệu vào công thức trên ta có:
2.3.6.5 Xác định vận tốc vòng quay của bánh răng Đối với bộ truyền bánh răng nón:
Tra bảng 5-12-[2] Ta có cấp chính xác chế tạo cặp bánh răng nón thuộc trục
2.3.6.6 Định hệ số tải trọng K và chiều dài nón L
Chọn L = 116,2 mm Ở phần động lực học ta đã tính được modul của bộ truyền: ms = 4 mm ; Z = 29
Việc kiểm nghiệm theo [u] là không cần thiết vì trong quá trình tính toán ms đã kể đến [u].
Các thông số hình học khác
- Đường kính lớn nhất của vòng chia:
- Chiều rộng bánh răng b = D L = 0,33.116 = 18,28 mm
- Góc mặt mút nón chia:
Dc = ms (Z + 2.cos) = 4.(29 + 2.cos45 0 ) = 121,64 (mm)
Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Ở bộ truyền này bánh răng làm việc với vận tốc nhỏ, chỉ giới hạn trong chuỗi tốc độ 50 315 (v/f), nhưng lại chịu tải trọng lớn do lực cắt dao sinh ra, do đó để đảm bảo độ bền lâu ta chọn vật liệu là thép 40X.
2.3.7.1 Ứng suất tiếp xúc Được xác định theo công thức: [tx] = []Notx.K’N
Trong đó: []Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ rắn của vật liệu Bảng 5-10 TKCTM, ta có: []Notx = 765 N/mm 2 Số chu kỳ cơ sở No.10 7
K’N: Hệ số chu kỳ ứng xuất tiếp xúc:
Ntđ - là số chu kỳ tương đương:
Ntđ = N = 60.n.T.u 4.107. n: Số vòng quay của bánh răng trong 1 phút = 50(v/f) u: Số lần ăn khớp của răng khi bánh răng quay 1(v) =1
T: Tổng số giờ làm việc = 48000h
2.3.7.2 Ứng suất uốn cho phép
-1: Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng
-1 = (0,40,45)bk, với thép 40X bk = 900 N/mm 2
-1 = 0,45.900 = 405 N/mm 2 n: Hệ số an toàn bền, n =1,5
K: Hệ số tập trung ứng suất cắt chân răng : K = 1,8
K’’N: Hệ số chu kỳ ứng suất uốn:
Ntđ: Số chu kỳ tương đương Đối với tải trọng thay đổi ta có
No: Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, No = 5.10 6 m: Số bậc đường cong mỏi, m = 6
2.3.7.2 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K
2.3.7.3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
2.3.7.4 Xác định khoảng cách trục A
2.3.7.5 Xác định vận tốc vòng của bánh răng
Tra bảng 5-12 [2], ta chọn cấp chính xác bánh răng là 9.
2.3.7.6 Định hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Tính chính xác khoảng cách trục A:
K Ở phần động lực học ta đã tính được modul bộ truyền Z17/Z68 là mn = 4. Các thông số hình học của bộ truyền:
Chiều rộng bánh răng: b = A A = 4 196 = 78,4 (mm).
Bộ truyền trục vít
Các thông số đã biết:
Bộ truyền làm việc một chiều tải trọng tương đối ổn định ổn định, thời gian làm việc T = 14400 h.
Giả thiết vận tốc trượt của bộ truyền là Vtr= (2 ÷ 3) m/s, ta chọn đồng thanh thiếc làm bánh vít và thép 45 tôi đạt độ cứng 45÷50 HRC làm trục vít.
2.3.8.2 Xác định ứng suất cho phép
Số chu kỳ thực tế:
[3] ta có: [tx]= 170 N/mm 2 , bảng (11-6) [3] có: [u] 5 N/mm 2
Vì N = 3,6.10 6 >10 6 nên ta tính K’’N theo công thức:
2.3.8.3 Sơ bộ định hiệu suất và các hệ số tải trọng
Ta sơ bộ định hiệu suất bộ truyền là: = 0,75
Tải trọng ổn định nên Ktt = 1
Giả thiết V2 < 3 (m/s), ta có : Kđ =1,1
2.3.8.4 Xác định modul m và hệ số đường kính q
Tính modul theo sức bền tiếp xúc:
2.3.8.5 Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng
Vận tốc trượt Vt < 2 (m/s) đúng như giả thiết ở trên nên vật liệu đã chọn là đúng. Để tính hiệu suất ta lấy f = 0,04 Vật liệu bánh vít là đồng thanh có thiếc nên ta lấy = 2 o 17’ Theo công thức :
Gần bằng hiệu suất ta đã chọn.
Vận tốc vòng báng vít:
Vì V2 = 0,12 < 2 (m/s) nên không phải điều chỉnh Kđ.
2.3.8.6 Kiểm nghiệm theo sức bền uốn
2.3.8.7 Xác định kích thước chủ yếu của bộ truyền
Khoảng cách trục: A = 0,5.m.(q + Z2)= 0,5 4,5.(11 + 96) = 240,75 (mm)Kích thước trục vít: dc1 = d1 = m.q = 4,5.11 = 49,5 (mm)
Vì trục vít được mài khi chế tạo nên lấy tăng chiều dài 1 đoạn 25(mm), vậy L
Kích thước bánh vít: dc2 = d2 = m.Z2 = 4,5.96 = 432 (mm)
2.3.8.8 Lực tác dụng lên trục
Các thành phần lực tác dụng lên trục được thể hiện như hình vẽ:
Tính bộ truyền vít me đứng
2.3.9.1 Chọn vật liệu và kết cấu
Chọn vật liệu vít me là thép 50 Đai ốc là đồng thanh Bp010 - 0,5 Vít me phải đạt độ chính xác cấp 3.
Dạng ren vít là ren thang có góc prophin = 30 o ,đảm bảo dễ đóng mở đai ốc và độ chính xác đủ dùng tvm = 10mm.
Lực kéo P cần để khắc phục trở lực có ích và tổn thất ma sát được xác định:
Thay vào công thức ta có: 6
Theo tiêu chuẩn ta lấy: de = 44 ; di = 31 ; dtb = 37,5 ; F = 7,55 (cm 2 ).
- Hiệu suất của bộ truyền:
Trong đó: = 68 o - Là góc ma sát trong ren Ta lấy = 7 o
2.3.9.4 Tính sức bền Ứng suất tương đương:
Sai số do bước ren biến dạng đàn hồi là:
P = 23737,2 (N) ; E = 19,6.104 (N/mm 2 ) ; F = 755(mm 2 ) Theo bảng 16 [TKMCKL]: với t = 10 thì [t] = 0,006 (mm) Kết quả:
2.3.9.6 Tính theo độ ổn định
Theo vít me đã chọn thì mômen quán tính bé nhất tại tiết diện ngang
- Hệ số thu gọn chiều dài, tuỳ thuộc vào đặc tính kẹp chặt của đầu vít me: = 0,7.
Ta có lực kẹp tới hạn:
Độ dự trữ ổn định: [ ] 2,5 4 th y y n P n
Trục vít me đảm bảo ổn định.
BẢNG 2.6 BẢNG KÊ BÁNH RĂNG
Loại ổ Kich thước Số lượng Loại ổ Kich thước Số lượng Ổ bi đỡ Ổ bi chặn
1 Ổ đũa chặn Ổ bi đỡ chặn
Loại ổ Kich thước Số lượng
BÔI TRƠN – LÀM MÁT MÁY
Hệ thống bôi trơn
Hệ thống bôi trơn là không thể thiếu được đối với máy cắt kim loại Giải quyết tốt vấn đề bôi trơn cho máy sẽ giảm được ma sát, giảm tổn thất năng lượng, đảm bảo máy làm việc chính xác lâu dài.
Yêu cầu đối với bôi trơn là phải làm việc tin cậy, có thể điều chỉnh lưu lượng tới các điểm bôi trơn, làm việc tự động, phải có bộ phận để kiểm tra sự làm việc của toàn hệ thống bôi trơn. Đặc điểm của máy phay lăn răng là làm việc trong một phạm vi tốc độ rộng nên khó áp dụng biện pháp bôi vung té và nhúng.
Do đó bôi trơn các bộ truyền bánh răng, ổ bi ly hợp ta dùng phương pháp bôi trơn lưu thông Còn ở các bộ phận khó bôi trơn lưu thông như sống trượt, vít me thì bôi trơn tự chảy.
Sơ đồ hệ thống bôi trơn gồm: bơm, phin lọc dầu, ống dẫn, buồng phân phối, bể thu hồi, bể chứa Để bơm dầu cho hệ thống ta dùng bơm cánh gạt Dầu để bôi trơn là dầu công nghiệp Để tính toán năng suất bơm ta dùng phương pháp cân bằng nhiệt giữa nhiệt lượng phát sinh do ma sát và nhiệt lượng hấp thụ do dầu Nhiệt lượng toả ra ở các cặp ma sát được xác định theo công thức sau:
Khi cho dầu chảy với lưu lượng (Q = lít/phút ) thì nhiệt lượng mà nó hấp thụ là:
- C: Nhiệt dung riêng của dầu, C = 0,4 Kcal/KgC
- : Khối lượng riêng của dầu, = 0,9 Kg / dm3
- t: Nhiệt độ nung nóng của dầu khi chảy qua bề mặt làm việc Lấy bằng 5 ÷ 8 o C Đối với ổ trượt lấy bằng 30 ÷ 40 o C.
Cân bằng hai phương trình (1) và (2) ta có: Q = K.N (1 - ) lít/phút
- K: Hệ số phụ thuộc vào sự hấp thụ của dầu thực tế nằm trong giới hạn từ 1 đến 3 ta chọn K = 3.
Kích thước của thùng dầu trong hệ thống bôi trơn phải đảm bảo sao cho dầu phải được chứa đầy và được làm sạch
Thể tích bể chứa lấy bằng năng suất của bơm sau 4 – 6 phút. Vậy ta chọn:
Việc dùng chất lỏng trơn nguội tưới vào vùng cắt làm tăng độ bền của dụng cụ cắt, tăng chất lượng bề mặt của chi tiết gia công, tăng năng suất cắt gọt vì nếu có hệ thộng làm mát có thể nâng cao tốc độ cắt Dung dịch trơn nguội có tác dụng tốt với quá trình cắt vì nó tách phoi và làm sạch chi tiết Hệ thống làm mát chi tiết đã được tiêu chuẩn hóa.
Hình 3.1 Hệ thống bôi trơn Để làm mát (nguội) vùng cắt ta dùng bơm ly tâm, với động cơ điện cung cấp lưu lượng tới 200l/ph và áp lực 2 at Lưu lượng bơm có thể được xác định tương tự như lưu lượng của bơm trong hệ thống bôi trơn Nếu giả thiết toàn bộ công suất khi cắt được biến thành nhiệt, nhiệt này do nước làm sạch hấp thụ, ta có phương trình cân bằng nhiệt sau:
- Chọn dung dịch trơn nguội là Emuxi = 1 Kg / l ; C = 1 (Kcal/Kg o C).
- T: Độ tăng nhiệt độ nước làm sạch phụ thuộc vào quá trình cắt, phương pháp dẫn nước làm sạch, sự nguội lạnh của nó trong hệ thống Thường lấy bằng 15 đến 25 o C, chọn
Để cho dung dịch trơn nguội đảm bảo cho cả việc tách phoi ta cần tăng lưu lượng bơm Theo kinh nghiệm ta lấy: Q = Q1 + k.N
- Q1: Lượng chất lỏng cần thiết để tách phoi, thường Q1 (10 ÷ 30) lít/ph.
- k: Hệ số tính đến sự dẫn nhiệt, k = 2 ÷ 6 Chọn k = 3
Kich thước thùng lọc dầu: Để lắng cặn cho dung dịch làm nguội ta dùng thùng lọc dầu riêng bằng tôn hàn Muốn tăng khả năng lắng cặn để làm sạch dung dịch thì thùng phải có kích thước sao cho toàn bộ bụi bẩn chìm xuống đáy.
Kích thước của thùng được chọn theo mắy cắt kim loại: b: Chiều rộng thùng h: Chiều cao thùng l: Chiều dài thùng
V: Vận tốc chất lỏng chẩy qua thùng.
K: Hệ số phụ thuộc vào kết cấu thùng K < 1
W: Vận tốc lắng của bụi bẩn.
W = 9.d2 / 18.v = 9,81.103.0,1/18.5 = 1,09 mm/s v : Hệ số nhớt động học của dung dịch v = 5mm/s ; g = 9,81 m/s 2
Xác định vận tốc chất lỏng chảy qua thùng.
F - Diện tích tiết diện thùng F = b h = 12,5 104 mm 2 Vậy V = 106 30 / 60 12,5 104 = 4 mm/s
Nên h = 250 mm ; b = 2 h = 500 mm ; l = 800 mm Thể tích thùng:
Hình 3.2 Hệ thống làm mát
Hệ thống làm mát
Điều chỉnh máy để gia công bánh răng trụ răng thẳng bằng phương pháp phay thuận, trong chu kỳ bán tự động với chạy dao đường chéo gồm các việc sau:
- Gá dặt dụng cụ cắt
- Xác định chạy dao dọc và chạy dao hướng kính
- Điều chỉnh chạc phân độ
- Điều chỉnh chạc vi sai
- Điều chỉnh cữ chặn để đảm bảo chiều sâu, chiều dài cắt răng và cũng đảm bảo chu kỳ làm việc của máy.
- Điều chỉnh các bộ phận chuyển mạch của bảng điện.
- Điều chỉnh các cữ chặn an toàn di chuyển dọc trục dao phay
- Kep chặt trục gá dao phay
4.1 Gá đặt và kẹp chặt phôi Độ chính xác chế tạo và gá đặt phôi là những điều kiện đầu tiên của độ chính xác bánh răng được cắt Phôi cần được kẹp chặt và không rung động khi gia công.
Khi kẹp chặt phôi có đường kính ngoài lớn hơn 400mm thì kẹp chặt trên các đế chuyên dùng bằng các bu lông.
Việc kẹp chặt các bánh răng liên tục với modul nhỏ hơn 5mm Khi gia công chúng hoàn toàn được đảm bảo bằng cơ cấu thuỷ lực của giá đỡ ụ tâm trên, khi đó công việc truyền dẫn có thể là đòn kẹp đơn giản.
Khi gia công với bánh răng liên tục với modul m 6 cần thay đổi đòn kẹp đơn giản bằng ống kẹp Sanga Đảm bảo được việc kẹp chặt như trên sẽ nâng cao độ bóng và độ chính xác của bánh răng gia công.
ĐIỀU CHỈNH VẬN HÀNH MÁY
Gá đặt và kẹp chặt phôi
Độ chính xác chế tạo và gá đặt phôi là những điều kiện đầu tiên của độ chính xác bánh răng được cắt Phôi cần được kẹp chặt và không rung động khi gia công.
Khi kẹp chặt phôi có đường kính ngoài lớn hơn 400mm thì kẹp chặt trên các đế chuyên dùng bằng các bu lông.
Việc kẹp chặt các bánh răng liên tục với modul nhỏ hơn 5mm Khi gia công chúng hoàn toàn được đảm bảo bằng cơ cấu thuỷ lực của giá đỡ ụ tâm trên, khi đó công việc truyền dẫn có thể là đòn kẹp đơn giản.
Khi gia công với bánh răng liên tục với modul m 6 cần thay đổi đòn kẹp đơn giản bằng ống kẹp Sanga Đảm bảo được việc kẹp chặt như trên sẽ nâng cao độ bóng và độ chính xác của bánh răng gia công.
Giá đặt dụng cụ cắt
Để tránh sai số trong các răng được gia công cần định tâm chính xác dao phay khi gá đặt nó Muốn vậy phải tránh bụi bẩn hoặc dầu mỡ thừa bám vào dầu dao phay hoặc các vòng đệm trung gian Cũng cần phải làm sạch phần đuôi của trục gá dao. Tuỳ theo quan hệ với sản phẩm gia công mà dao được gá đặt vào dưới một góc độ nào đó.
Khi cắt bánh răng trụ răng thẳng cần quay trục gá dao đi một góc .
Khi cắt bánh răng trụ răng nghiêng với góc nghiêng với góc nghiêng đường xoắn là , ta phải quay dao đi một góc = . Dấu (-) khi dao và phôi cùng hướng xoắn
Dấu (+) khi dao và phôi ngược hướng xoắn.
Ta có sơ đồ gá đặt như sau:
Hướng xoắn của phôi là hướng xoắn phải:
Hướng xoắn của phôi là hướng xoắn trái:
Thông thường góc nâng của dao được tỳ lên mặt mút của dao phay Việc điều chỉnh dao đi một góc chỉnh thô ban đầu theo đĩa chia độ, chỉnh tinh cuối cùng theo du xích.
Nếu ký hiệu chiều dài phần vào của dao phay là be (hình dưới), và chiều dài phần ra là ba (tính từ răng trọn vẹn ngoài cùng A) Thì chiều dài của phần ăn khớp với bánh răng bị cắt tạo nên hình dáng của răng sẽ bằng : bw = be + ba
Nếu ta ký hiệu chiều dài hữu ích của dao phay là bn (Tính từ răng trọn vẹn đầu tiên đến răng cuối cùng), thì giá trị bv (hình vẽ) mà trên đó dao có thể dịch chuyển theo hướng chiều trục được xác định theo công thức: bv = bn - bw
Như vậy nhiệm vụ điều chỉnh ở đây sẽ là xác định lượng dịch chuyển do trục của dao trên đại lượng L sao cho L bv.
Chiều dài phần vào be và phần ra ba của dao trong các bước được xác định rất nhanh chóng và thuận lợi theo đồ thị phân bố theo chiều dài làm việc của dao phay trong bước, phụ thuộc vào số răng Z và góc nghiêng của bánh răng được cắt.
Hình 4.1 Gá đặt và dụng cụ cắt
Những giá trị be và ba nhận được từ đồ thị để chuyển thành (mm) cần nhân với bước của bánh răng được cắt (t) Trong đó : m - là modul dọc trục.
Chỗ bắt đầu của một răng trọn vẹn là chỗ tính từ mặt bên của dao phay (ta lấy bằng 1/4 bước), như vậy về cả 2 phía là nửa bước Do đó cần cộng thêm nửa bước vào giá trị bw
Sau khi đã xác định xong tất cả các giá trị tính toán ban đấu thì trục chính cần đặt ở vị trí chính giữa Nhờ có thang đo 4 (với giá trị vạch chia là mm) và vạch chỉ 6 Sau đó các vấu tỳ 5 được xác định và bắt chặt, chúng dùng để điều khiển đường dịch chuyển của dao phay
Dao 3 phay được gá trên trục chính ở vị trí giữa nhờ có thước chuyên dùng 1 và dụng cụ định tâm.Sau đó dao phay và trục chính từ vị trí này được dịch chuyển sát với ổ chính hoặc cách ổ một khoảng tuỳ theo cụ thể
Lựa chọn tốc độ cắt
Tốc độ cắt được lựa chọn theo vật liệu gia công, vật liệu dao,cắt thô cắt tinh độ bóng độ chính xác.Từ đó xác định số vòng quay của dao chọn bánh răng thay thế.
Điều chỉnh xích chạy dao
Sau khi chọn lượng chạy dao Sd ta sẽ chọn được cặp bánh răng thay thế theo bảng sau: a/ b
4.4.2 Xích chạy dao hướng kính
Tương ứng với các cặp bánh răng thay thế của bảng trên ta có lượng chạy dao hướng kính là : 0,27 ; 0,33 ; 0,43 ; 0,56 ; 0,67
Sau khi đã xác định lượng chạy dao Sk dựa vào bảng trên ta chọn được cặp bánh răng thay thế.
4.4.3 Xích chạy dao tiếp tuyến
Từ phương trình cân bằng ta có công thức điều chỉnh xích chạy dao tiếp tuyến. tt
Trong đó: io - Là tỷ số truyền hộp chạy dao thay thế, từ iTST ta xác định được itt và chọn được các cặp bánh răng thay thế.
4.4.4 Xích chạy dao đường chéo
Chạy dao dường chéo có thể dùng gia công tất cả bánh răng trụ răng thẳng và một phần nào đó của bánh răng nghiêng Bởi vì nếu góc nghiêng của bánh răng lớn thì tất cả các phần của dao đều tham gia vào cắt gọt và trong một số trường hợp chiều dài của dao không đủ để tạo nên hình dạng răng một cách chính xác Việc dùng xích chạy dao đường chéo sẽ đạt hiệu quả cao khi dùng dao phay đã được kéo dài thêm chiều dài cắt để cắt những bánh răng có số răng nhỏ.
4.4.5 Điều chỉnh chạc phân độ
Công thức điều chỉnh: Khi cắt bánh răng có số răng Z từ 12 đến 160, thì e/f = 54/54 nên:
Khi cắt bánh răng có số răng Z > 160:
X b d Z Để tránh cho cặp bánh vít, trục vít của trạc phân độ không bị mòn trước kỳ hạn, khi điều chỉnh trạc phân độ cần chú ý sao cho vòng quay của trục vít không vượt quá 1200 vòng /phút:
Trong đó: n - Số vòng quay của dao trong 1 phút
K - Số đầu mối của dao phay
4.4.6 Điều chỉnh chạc vi sai
Khi cắt bánh răng không có chạy dao đường chéo thì ta có công thức điều chỉnh chạc vi sai là :
: Góc nghiêng răng mn: Modul pháp tuyến của bánh răng dược gia công
K: Là số đầu mối của dao phay lăn răng
Cũng có thể cắt bánh răng nghiêng bằng cách điều chỉnh xích bao hình không vi sai theo lượng di động tính toán:
1 (vòng bàn máy) Z/K + Z.Sd/K.T Vòng dao
Với Cx = 24 khi Z < 160 và cặp bánh răng e/f =1
Cx = 48 khi Z > 160 và cặp bánh răng e/f =1/2
Khi cắt bánh răng trụ răng thẳng có số răng là số nguyên tố lớn hơn 100 vì trong bộ bánh răng thay thế đi kèm theo máy không có số răng nguyên tố Z > 100 Do đó khi cắt bánh răng nguyên tố Z > 100 thì phải dùng phương pháp điều chỉnh sử dụng xích vi sai.
Công thức điều chỉnh xích phân độ: x 24. i K
Để bù vào lượng Z ở xích phân độ ta phải điều chỉnh xích vi sai: y 25 d i Z
Trong trường hợp này cần lắp bánh răng thay thế trên các trục vào và ra, trục trung gian của hộp chạy dao Công việc được tiến hành với lượng chạy dao Sd = 2,88283 mm/v Các bánh răng thay thế Z = 48 răng.
Cắt bánh răng với số răng nguyên tố chỉ được thực hiện như trong chế độ cắt điều chỉnh máy Còn việc đưa bàn dao ngược trở lại vị trí ban đầu chỉ được tiến hành khi bánh răng đã được tháo khỏi trục trung gian của hộp chạy dao.
4.4.7 Cắt bánh vít bằng chạy dao tiếp tuyến
Các xích tốc độ, xích bao hình vẫn sử dụng như phần trên. Xích chạy dao tiếp tuyến theo công thức:
Trên xích vi sai ta thấy rằng khi dao phay dịch 1 lượng .md thì phôi (bánh vít) cũng quay một lượng .mS bánh vít (ngiã là quay đi 1/Z vòng) Hoặc trục vít có bước t = 12 mm quay đi
.md/12 vòng thì phôi quay đi 1/Zbv vòng, từ sơ đồ động ta có phương trình cân bằng:
- Góc nâng đường xoắn dao phay
Trục dao phay quay lồng không ở trong trục vít me, khi phay tiếp tuyến thì trục dao mang cả bánh răng Z68 di chuyển dọc trục, khi di chuyển dọc trục bánh răng Z68 có sự quay phụ thêm do sự ăn khớp của bánh răng nghiêng Bước xoắn của bánh răng nghiêng Z68 là:
Khi dịch chuyển St thì nó quay thêm một lượng là:
T Để không bị phá vỡ quan hệ bao hình thì phôi phải quay thêm một lượng là:
Như vậy phương trình điều chỉnh phụ thuộc vào xích vi sai là:
Từ đó iy = 0,003701.io Vậy ta có phương trình điều chỉnh xích vi sai trong trường hợp cắt bánh vít bằng phương pháp chạy dao tiếp tuyến là:
Dấu (+) ứng với khi dao xoắn phải Dấu (-) ứng với khi dao xoắn trái
4.4.8 Cắt bánh răng nghiêng bằng phương pháp chạy dao đường chéo
Khi gia công bánh răng nghiêng bằng phương pháp chạy dao đường chéo tỉ số truyền của xích vi sai phải thay đổi một lượng là:
Vì nó đã được bù với chạy dao đường chéo sở dĩ có góc là khi gá dao nghiêng đi một góc ( +) thì lượng chạy dao tiếp tuyến sẽ là: Stc = St.Cos.
Vậy công thức điều chỉnh chạc vi sai sẽ là: iy = 7,95775.Sin/mn.K [ (2,705634.Cos/mn.K)] 0,00307).io
Việc thay đổi của số hạng [ (2,705634.Cos/mn.K)]0,00307).io Sẽ dẫn đến phải thay đổi hướng chuyển động chạy dao tiếp tuyến.
Sử dụng và bảo quản máy
Máy phay lăn răng là loại máy chuyên dùng trong bước chuẩn bị gia công có nhiều công việc quyết định đến công việc gia công năng suất máy Vì vậy bước chuẩn bị gia công gồm có:
- Thay đổi bánh răng thay thế xích tốc độ theo tốc độ đã chọn
- Chọn bánh răng thay thế xích bao hình và xích vi sai
- Chọn bánh răng thay thế cho hộp chạy dao
Các tín hiệu cần kiểm tra là các đèn tín hiệu các đèn tín hiệu nằy hướng dẫn cho công nhân sử dụng các cơ cấu điều khiển máy.
Ví dụ: Khi cắt bánh răng trụ, ngoài việc tính toán điều chỉnh xích ta cần chuyển mạch ăn dao hướng kính hay tiếp tuyến.Nếu đèn tín hiệu báo sáng có nghĩa là điều chỉnh chạy dao dừng lúc cắt hết chiều dài răng nhưng chưa đảm bảo chiếu sâu răng. Răng cắt cần chuyển mạch ăn dao và tiếp tục chạy dao hướng kính, đèn tín hiệu chạy dao hương kính sẽ bật sáng vì thế việc tuân thủ các quá trình khởi động máy là một quá trình khắt khe không thể sai phạm.
Vấn đề bôi trơn làm nguội máy càng cần thiết để đảm bảo tuổi thọ cho máy Việc cho dầu mỡ vào các ổ để kiểm tra các mắt báo dầu phải được thường xuyên.
Làm nguội là biện pháp tăng năng xuất máy tăng chất lượng sản phẩm, tuổi bền dao, vì vậy phải đảm bảo dung dịch trơn nguội đúng thành phần hoá học, lưu lượng và đặc biệt lưu ý các tạp chất gây hư hỏng máy.
Việc bảo quản máy là một vấn đề rất quan trọng nếu thực hiện tốt một số qui định về việc bảo quản máy thì đảm bảo cho máy nâng cao tuổi bền sử dụng được lâu dài, độ chính xác của máy được đảm bảo.
