Tính công suất, momen xoắn lớn nhất, số vòng quay nhỏ nhất trên các trục của hộp tốc độ.... Tính toán công suất, momen xoắn lớn nhất, số vòng quay nhỏ nhất trên các trục của hộp chạy dao
Tính năng kỹ thuật của các máy cùng cỡ
Bảng thống kê các tính năng kỹ thuật chính của các máy cùng cỡ (máy
Hình 1 1 Sơ đồ động máy phay 6H82
Phân tích máy tham khảo (6H82)
Xích tốc độ
1.2.1.1 Phương trình xích tốc độ
Trục chính của dao phay quay tròn được kết nối với động cơ chính có công suất 7 kW và tốc độ 1440 vòng/phút Sự truyền động diễn ra qua cặp bánh răng 54-26 từ trục I sang trục II, và từ trục II sang trục III thông qua khối bánh răng di trượt 3 bậc.
(36 19 ; 16 39 ; 22 33), từ trục III-IV qua khối bánh răng di trượt 3 bậc (18 47 ; 28 37 ; 39 26), từ trục IV-
Hệ thống truyền động sử dụng khối bánh răng di trượt 2 bậc (19 71; 82 38) với bánh răng chung Z= 39, giúp truyền động từ trục II sang trục III và từ trục III sang trục IV Thiết kế này không chỉ giảm số lượng bánh răng mà còn tạo ra kết cấu gọn nhẹ hơn Phương trình xích tốc độ được xác định là n đc (1440 vg/ph) (I)26.
54(II)[ 36 16 19 39 22 33 ] ( III ) [ 18 47 28 37 39 26 ] ( IV ) [ 19 71 82 38 ] (V )=n tc ( vg/ ph )
Trục chính có 18 cấp tốc độ khác nhau: ntc= (30 ÷ 1500) (vg/ph).
1.2.1.2 Chuỗi số vòng quay, sai số và đồ thị sai số vòng quay
Lập bảng chuỗi số vòng quay thực tế và tiêu chuẩn, sai số vòng quay:
Sai số vòng quay cho phép:
Bảng 1 2 Sai số vòng quay hộp tốc độ (6H82) n Phương trình xích ntt (vg/ph) ntc (vg/ph) n (%) n1
⇒ Ta có đồ thị sai số vòng quay:
Hình 1 4 Đồ thị sai số vòng quay hộp tốc độ máy phay 6H82
Sai số Δn phản ánh sai số thực tế giới hạn vòng quay so với tiêu chuẩn, nằm trong khoảng cho phép từ -2,6% đến 2,6% Tuy nhiên, một số giá trị như n1 = 2,827%, n4 = 3,993%, n7 = 3,239%, n9 = -3,078% và n16 = 3,084% đã vượt quá giới hạn cho phép Các tốc độ n1 = 30 vg/ph, n4 = 60 vg/ph, n7 = 118 vg/ph, n9 = 230 vg/ph và n16 = 950 vg/ph, mặc dù ít sử dụng trong quá trình gia công chi tiết, vẫn không ảnh hưởng đến chất lượng sản phẩm hay gây hỏng máy khi vận hành, do đó có thể chấp nhận được.
1.2.1.3 Thiết kế truyền dẫn hộp tốc độ ngược
Hình 1 5 Sơ đồ động hộp tốc độ máy phay 6H82 Đồ thị vòng quay và lưới kết cấu:
Tính các giá trị φ X theo tỉ số truyền cụ thể:
Từ động cơ đến trục I ta có tỷ số truyền: i 0 &
Nhóm truyền I: Từ trục II qua trục III qua 3 cặp bánh răng Ta có 3 tỷ số truyền i 1 ,i 2 ,i 3 i 1
Nhóm truyền II: Từ trục III qua trục IV qua 3 cặp bánh răng Ta có 3 tỷ số truyền i 4 ,i 5 ,i 6 i 4
Nhóm truyền III: Từ trục IV qua trục V qua 2 cặp bánh răng Ta có 2 tỷ số truyền i 7 ,i 8 i 7
Ta có bảng tổng hợp lượng mở của các nhóm truyền:
Ta có: n0= ndc i0= 1440 26 54i3,33(vg/ph)
Bảng 1 1 Đặc tính nhóm truyền trong hộp tốc độ
Nhóm truyền Tỷ số truyền Cặp bánh răng ăn khớp φ X X
Căn cứ vào số mũ X ta xác định được độ nghiêng của các tia tỷ số truyền:
Nhóm I: i3=1/ φ 2 => tia i3 lệch trái 1 khoảng 2log φ i2=1/ φ 3 => tia i2 lệch trái 1 khoảng 3log φ i1=1/ φ 4 => tia i1 lệch trái 1 khoảng 4log φ
Nhóm II: i4 = 1/ φ 4 => tia i4 lệch trái 1 khoảng 4log φ i5 = 1/ φ => tia i5 lệch trái 1 khoảng 1log φ hi i6 = φ 2 => tia i6 lệch phải 1 khoảng 2log φ
Nhóm III: i7 = 1/ φ 6 => tia i7 lệch trái 1 khoảng 6log φ i8= φ 3 => tia i8 lệch phải 1 khoảng 3log φ
Từ những tính toán trên ta vẽ được đồ thị vòng quay và lưới kết cấu của hộp tốc độ máy phay 6H82 như sau:
Hình 1 2 Đồ thị vòng quay của hộp tốc độ
Tuy rằng lượng mở nhóm 3 là 9 nhưng vẫn thỏa mãn điều kiện về tỉ số truyền giới hạn (chứng minh ở nhận xét trên)
Các tỉ số truyền giảm từ từ
Lưới kết cấu không cung cấp giá trị thực tế về số vòng quay và tỷ số truyền, khác với đồ thị vòng quay.
Hình 1 3 Lưới kết cấu của hộp tốc độ
Trong một nhóm truyền động, lượng mở tối đa thường được sử dụng là 8 để đảm bảo kích thước các bánh răng không chênh lệch quá lớn Tuy nhiên, khi xem xét tỉ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất trong nhóm máy phay 6H82, điều này vẫn đáp ứng được tiêu chuẩn cần thiết.
Kiểm tra tỉ số truyền: i min =i 7 = 1 φ 5 ,7 = 1
=> Thỏa mãn yêu cầu cho phép của tỉ số truyền 1 4 ≤ i ≤ 2.
Phương án thứ tự này hợp lý do lượng mở của các nhóm truyền động thay đổi dần dần từ trên xuống dưới, với cấu trúc lưới kết cấu hình rẻ quạt.
Lưới kết cấu hợp lý.
Phương án không gian (PAKG), phương án thứ tự (PATT), đặc trưng nhóm (ĐTN):
Qua đồ thị vòng quay và lưới kết cấu ta đưa ra được phương án không gian của hộp tốc độ như sau:
PAKG=3×3×2 Mặt khác dựa công bội:
Nhóm I, được gọi là nhóm cơ sở với công bội φ, là nhóm ưu tiên thay đổi đầu tiên trong hệ thống Trong khi đó, Nhóm II, là nhóm khuếch đại thứ nhất với công bội φ 3, sẽ được ưu tiên thay đổi thứ hai sau Nhóm I Lượng mở của Nhóm II được xác định bằng cách nhân lượng mở của Nhóm cơ sở với số tỷ số truyền của Nhóm cơ sở.
+ Nhóm III là nhóm khuếch đại thứ hai, công bội φ 9 , ( có lượng mở = lượng mở nhóm KĐ1 x số tỷ số truyền nhóm KĐ1 )
Từ đó ta đưa được ra phương án thứ tự và đặc trưng nhóm như sau:
Đồ thị vòng quay hộp tốc độ có hình rẻ quạt, với lượng mở và tỷ số truyền các nhóm thay đổi một cách từ từ và đều đặn, giúp thiết kế hộp trở nên nhỏ gọn và bố trí cơ cấu truyền động bên trong một cách chặt chẽ.
Cặp bánh răng di trượt 3 bậc được chia thành hai phần: một khối 1 bậc và một khối 2 bậc, giúp giảm kích thước tổng thể Việc tách rời này không chỉ làm giảm kích thước của toàn bộ khối mà còn ngăn chặn sự gia tăng kích thước trục.
+ Khối bánh răng trên trục chính: chênh lệch lớn của cặp bánh răng 71-19 trục chính
Xích chạy dao
Hình 1 5 Sơ đồ động hộp chạy dao máy phay 6H82 1.2.2.1 Cấu tạo hộp chạy dao
Ph n dùng chung ( h p ch y dao ): đ u vào là đ ng c và tr c ra là tr c ầ ộ ạ ầ ộ ơ ụ ụ VII.
Ph n riêng: xích ch y dao d c, ngang và đ ng.ầ ạ ọ ứ
1.2.2.2 Phương trình xích chạy dao
Chuyển động chạy dao bao gồm nhiều dạng như chạy dao công tác (bao gồm chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng) và chạy dao nhanh với 9 tốc độ trực tiếp, với tốc độ cao nhất lên đến 190.
1180 mm/ph và 9 tốc độ gián tiếp ( thấp ) từ 23,5 – 150 mm/ph. a) Xích chạy dao công tác
Xích chạy dao dọc: n đc2 ( 1420 vg / ph )( I ) 26 44 ( II ) 24 64 ( III )[ 18 36 27 27 36 18 ] ( IV ) [ 18 40 21 37 24 34 ] ( V ) [ LH M LH M 1 ( 1 trái ( phải ) 13 45 ) 40 40 18 40 M ( M 3 ( 1 trái ) 40 40 ) M ( M 4 2 ) ] ( VI )
Xích chạy dao ngang: n đc2 ( 1420 vg / ph )( I ) 26 44 ( II ) 24 64 ( III )[ 18 36 27 27 36 18 ] ( IV ) [ 18 40 21 37 24 34 ] ( V ) [ LH M LH M 1 ( 1 trái ( phải ) 13 45 ) 40 40 18 40 M ( M 3 ( 1 trái ) 40 40 ) M ( M 4 2 ) ] ( VI )
33( M 5 ) t x2 ( 6 × 1 )→ S ngang ( mm / ph ) Xích chạy dao đứng: n đc 2 (1420vg/ph) (I)26
64(III)[ 18 36 27 27 36 18 ] ( IV ) [ 34 18 40 21 37 24 ] ( V ) [ LH M LH M 1 ( 1 trái ( phải ) 13 45 ) 40 40 18 40 M ( M 3 ( 1 trái ) 40 40 ) M ( M 4 2 ) ] ( VI )
44t x3 (6×1)→ s đứng (mm/ph) b) Xích chạy dao nhanh
Thực hiện truyền động cnhanh từ động cơ 2 đến các trục vít me dọc, ngang và đứng theo phương trình xích động sau: n đc (1420vg/ph) (I)26
[ 33 37 33 37 22 33 18 16 37 33 22 44 18 18 t t x x t 2 3 ( ( x1 6 6 × ( × 6 1 1 × ) ) =s = 1 ) s = ngnhanh dnhanh s đnhanh #00 mm / ph
Cơ cấu chấp hành: vít me, đai ốc, có tx ( ngang, dọc đứng ) = 6 ( mm )
Smin = S1 = nđc io1.io2.i1.i4 i5 i6 i9.i10.i11.i12 i13.tx = 8
Smin = S1 = nđc io1.io2.i1.i4 i5 i6 i9.i10.i11.i12 i13.tx = 24,1
Smin = S1 = nđc io1.io2.i1.i6 i5 i4 i9.i10.i11.i12 i13.i14.tx = 24,169
Ta có ni = , ns1 = , ns2,….
Từ đó ta có bảng kết quả sai số lượng chạy dao như sau:
Bảng 1 2 Sai số lượng chạy dao
Bài viết trình bày 4 đồ thị sai số lượng chạy dao của máy phay 6H82, với các số liệu chi tiết về sai số (∆nsi%) ở từng mức độ chạy dao Các giá trị sai số được ghi nhận từ ns1 đến ns18, cho thấy sự biến đổi từ -1,70% đến 2,76% Cụ thể, sai số lớn nhất xuất hiện ở ns11 (2,25%) và ns12 (2,76%), trong khi ns5 ghi nhận sai số -1,70% Những thông tin này giúp đánh giá hiệu suất và độ chính xác của máy phay trong quá trình vận hành.
Theo đồ thị, hầu hết sai số nằm trong khoảng cho phép ±2,6%, ngoại trừ n14 với sai số 2,71% vượt quá giới hạn Sai số này xuất phát từ quá trình tính toán và làm tròn số theo tiêu chuẩn Trong gia công, n14 tương ứng với s14 có lượng chạy dao rất ít, thường chỉ dùng cho gia công thô với độ chính xác thấp, do đó sai số vượt giới hạn ±2,6% vẫn được chấp nhận.
1.2.2.2 Lưới kết cấu, đồ thị vòng quay, phương án không gian và phương án thứ tự n0 =nđc2 i01.i02 = 1420.26 44 24 64= 314,66 [vg/ph].
Với đường chạy dao nhanh n0 = nđc2 i01 = 1420.26 44 = 839,1 [vg/ph].
Ta có đồ thị vòng quay.
Hình 1 5 Đồ thị vòng quay hộp chạy dao Đồ thị lưới kết cấu máy phay 6H82:
Hình 1 6 Lưới kết cấu của HCD máy phay 6H82
Phương án không gian (PAKG) và phương án thứ tự (PATT)
Từ đồ thị vòng quay ta xác định được phương án không gian của hộp chạy dao: PAKG: 3 x 3 x 2
Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi được tách làm hai:
PATT: II x I Đặc tính nhóm: [3] [1]
+ Z 2=2[9] gồm hai đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh.
Từ trục III đến trục V, các bánh răng di trượt tạo ra nhiều tỷ số truyền khác nhau Do đó, chúng ta có thể vẽ đồ thị lưới kết cấu của máy giữa các trục này.
Nhận xét từ đồ thị vòng quay cho thấy chuỗi lượng chạy dao thực tế Hộp chạy dao máy phay có ưu điểm là thiết kế theo cấp số nhân, với lưới kết cấu và đồ thị vòng quay không tuân theo hình dẻ quạt, giúp tối ưu hóa kết cấu Cơ cấu phản hồi đảm bảo tỷ số truyền đồng đều giữa các nhóm, trong khi hộp chạy dao được đặt ngang dưới máy giúp giảm kích thước và tiết kiệm kim loại, tạo nên kiểu dáng hài hòa và không cồng kềnh.
Một trong những nhược điểm chính của sản phẩm là kết cấu chưa hoàn toàn hợp lý, dẫn đến tốc độ vòng quay có sai số vượt quá giá trị cho phép Điều này ảnh hưởng đến khả năng đảm bảo công suất khi sản phẩm được sử dụng.
Để thiết kế hiệu quả, cần xác định chuỗi số vòng quay của hộp chạy dao, tìm PAKG và PATT, lập lưới kết cấu và đồ thị vòng quay Đồng thời, tính toán sai số vòng quay của máy để đảm bảo giá trị nằm trong phạm vi cho phép.
Do có cơ cấu phản hồi nên có biến hình dẫn đến phương án thứ tự của hộp chạy dao thay đổi với Z = 3 x 3 x 2 được tách ra làm 2:
Còn Z2 = 2[9] gồm 2 đường truyền trực tiếp và phản hồi ngoài ra còn có đường chạy dao nhanh
Nhận xét: Sử dụng cơ cấu phản hồi để làm kích thước bộ truyền nhỏ gọn hơn.
Các cơ cấu đặc biệt trên máy phay 6H82
1.2.3.1 Cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me
Trên máy phay ngang vạn năng, có hai phương pháp phay chính là phay thuận và phay nghịch Hình 1 minh họa hai phương pháp này, trong đó trục vít me (1) nhận truyền động từ hộp chạy dao và điều khiển bàn máy (2) để di chuyển chi tiết gia công.
Quay trục vít me trong đai ốc được cố định trên bàn trượt ngang sẽ di chuyển bàn máy về bên phải khi trục quay theo chiều mũi tên Trong phương pháp phay nghịch, dao phay và phôi di chuyển ngược chiều nhau, giúp duy trì sự ổn định ở mặt bên trái của ren vít me với đai ốc Lực cắt sẽ đẩy vít me về bên trái, loại bỏ khe hở giữa hai bề mặt, làm cho phương pháp phay này trở thành phương pháp thường được sử dụng nhất.
Hình 1 7 Sơ đồ phay thuận và phay nghịch
Phương pháp phay thuận (Hình 1.8) là quá trình mà dao và phôi di chuyển cùng chiều, với dao quay theo hướng cũ nhưng bàn máy đảo chiều Khi không có lực cắt tác dụng, mặt phải của ren vít me tiếp xúc với bề mặt đai ốc, đưa bàn máy sang phải Tuy nhiên, khi lực cắt xuất hiện, vít me bị đẩy sang trái, tạo ra khe hở giữa ren vít me và đai ốc Bàn máy sẽ dừng lại cho đến khi khe hở này được triệt tiêu, dẫn đến chuyển động không êm và giật cục Khe hở càng lớn thì độ rung động của bàn máy càng tăng Để khắc phục tình trạng này, máy phay vạn năng sử dụng nhiều loại cơ cấu hiệu chỉnh khe hở vít me khác nhau.
1.2.3.2 Cơ cấu chọn trước tốc độ quay
Hình 1 8 Nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay của máy phay 6H82
Máy phay vạn năng có khả năng gia công với nhiều tốc độ cắt và lượng chạy dao khác nhau Thiết bị này sử dụng cơ cấu chọn tốc độ quay kiểu đĩa lỗ để dễ dàng thay đổi tốc độ cho trục chính, nhằm tối ưu hóa quy trình gia công Mục tiêu của việc sử dụng cơ cấu kiểu đĩa lỗ là giảm thiểu thời gian phụ, nâng cao hiệu suất làm việc của máy.
Sơ đồ nguyên lý cơ cấu chọn trước tốc độ quay hoặc lượng chạy dao ( cơ cấu đĩa lỗ) của máy phay 6H82 được trình bày trên hình I.10.
Cơ cấu chọn tốc độ quay hoặc lượng chạy dao bằng đĩa lỗ được sử dụng để điều chỉnh vị trí của các khối bánh răng di trượt ở các vị trí I, II, III Càng gạt khối bánh răng di trượt sẽ di chuyển sang phải hoặc trái tùy thuộc vào việc chốt 1 và 2 có xuyên qua đĩa lỗ hay không, như minh họa trong hình I.10 Hình I.11 trình bày dạng tổng quát của cơ cấu điều khiển lượng chạy dao.
Hình 1 9 Dạng tổng quát của cơ cấu đĩa lỗ trên máy phay 6H82
Núm vặn (2) cho phép người dùng chọn tốc độ hoặc lượng chạy dao, trong khi tốc độ quay của các trục bị động được điều chỉnh thông qua các vị trí di trượt khác nhau của các khối bánh răng.
A, B, C như trên hình I.10 Núm vặn (2) tác động rút đĩa chốt ra khỏi các chốt sao đó quay các đĩa này tới vị trí chọn trước rồi đẩy trở về vị trí cũ, các đĩa lỗ sẽ tác động tới các chốt điều khiển các ngàm gạt các khối bánh răng A, B, C đóng mở các khối bánh răng di trượt Các đĩa lỗ duy trì được vị trí xác định nhờ vị trí cơ cấu định vị bi 3. Trên hình I.11 trình bày kết cấu của cụm ly hợp bi an toàn M2, ly hợp vấu M3 và ly hợp ma sát M4 của cơ cấu chạy dao máy phay 6H82.
Hình 1 10 Kết cấu của cụm ly hợp an toàn, ly hợp vấu và ly hợp ma sát của cơ cấu chạy dao
Vị trí: + Trục VI hộp chạy dao
+ Bên trái gắn cố định với ly hợp M2, bên phải lắp di trượt
Nguyên lý làm việc, nhiệm vụ:
+ M3 đóng (bên trái) nối liên đường chạy dao công tác
+ M3 mở (bên phải) , đuôi ly hợp M3 di chuyển sang phải tỳ ép chặt vào ly hợp M4 thực hiện đường chạy dao nhanh.
Hình 1 12 Ly hợp ma sát
+ Trục VI hộp chạy dao
Nguyên lý làm việc, nhiệm vụ:
+ Truyền momen xoắn nhờ lực ma sát sinh ra trên bề mặt tiếp xúc giữa các nữa ly hợp.
Vị trí: + Lắp lồng không trên trục VI
+ Để bảo vệ máy hoặc các bộ phận của máy không bị phá hỏng khi xảy ra quá tải.
1.2.3.3 Cơ cấu gồm 3 ổ đỡ trên trục chính của Hộp tốc độ
Cấu tạo: Gồm 2 ổ đủa côn, và ổ bi đỡ
Trục chính được trang bị khối bánh răng với số răng Z8 và Zq, tạo ra momen xoắn lớn và gây ra biến dạng cũng như rung lắc khi gia công Để đảm bảo độ chính xác trong quá trình gia công, người ta lắp thêm một ổ bi đỡ ở vị trí xa nhất, hoạt động như một gối đỡ phụ mà không có tác dụng định vị, cùng với hai ổ đỡ côn cố định gần cặp răng.
THIẾT KẾ TRUYỀN DẪN MÁY THIẾT KẾ MỚI
Thiết kế sơ đồ kết cấu động học
Với Rn= ❑ z−1 = 1 , 26 18−1 = 1 , 26 17 = 50,85 nmin = 33,5 (vg/ph) nmax = nmin.Rn = 33,5.50,85 = 1703,475 (vg/ph) -> Chọn Nmax 1704 (vg/ph) Phạm vi điều chỉnh tốc độ: nmin= 33,5 (vg/ph), nmax04 (vg/ph)
Phạm vi điều chỉnh số vòng quay: Rn= n n max min
+Hộp tốc độ: ZTC = 18 φTC =1,26 nmin = 33,5 (vg/ph)
+Hộp chạy dao: Zcd = 18 φcd = 1,26
Sdmin = Sngmin = 3Sđmin = 23,6 [mm/ph]
Snhanh = 2300 [mm/ph] Động cơ chính: Nc = 7 (kW); n = 1440 (vg/ph) Động cơ chạy dao: Ncd = 1,7 (kW); n = 1420 (vg/ph)
Máy thiết kế có sơ đồ kết cấu động học như hình 2.1
- Từ động cơ M1 qua tỉ số truyền cố định i1, i2 đến hộp tốc độ iv sau đó là tỉ số truyền i3,i4 ta được tốc vòng quay của trục chính
- Từ động cơ M2 qua các tỉ số truyền cố định i5, i6 đến hộp chạy dao is sau đó qua tỉ số truyền cố định i7
Tỉ số truyền cố định i8 dẫn đến trục vít me ngang, trong khi tỉ số truyền cố định i9 kết nối với trục vít me dọc Cuối cùng, tỉ số truyền cố định i10 liên quan đến trục vít me đứng.
Hình 2 1 Sơ đồ kết cấu động học máy thiết kế
Từ động cơ M1 qua các tỉ số truyền cố định 1, 2 đến hộp tốc độ iv và đến các tỉ số truyền cố định 3, 4 và đến nT.
Thiết kế hộp truyền dẫn tốc độ
2.2.1 Tính toán chuỗi số vòng quay cần thiết kế theo cấp số nhân
Các thông số cho trước:
ZTC = 18 φTC = 1,26 =1,0 6 4 ⇒E=4 nmin = 33,5 (vg/ph)
Vậy n18= nmax= 1704 (vg/ph), R n = nmax/nmin= 50,85.
Ta có φ đã được chuẩn hóa ta được dãy tốc độ tiêu chuẩn như bảng 2.1:
Bảng 2 1 Trị số vòng quay nmin= n1= 33,50 (vg/ph) n10= 265 n2= 42,5 n11= 335 n3= 53 n12= 420 n4= 67 n13= 530 n5= 85 n14= 670 n6= 105 n15= 850 n7= 132 n16= 1050 n80 n17= 1320 n9!0 n18= nmax= 1700
2.2.2 Xác định PAKG, lập bảng so sánh và chọn PAKG
Cách bố trí phương án không gian.
Để chọn được PAKG, ta đi tính số nhóm truyền tối thiểu: i min =1
4 i =¿i min lg ( n n min đc ) lg4 lg ( 1440 33 ,5 ) lg4 =2,71
Vậy nhóm truyền tối thiểu: i ≥ 3.
Bảng 2 2 Bảng so sánh các phương án không gian còn lại
Tổng số bánh răng trên trục chính 2 3 3
Tổng số bánh răng Sz 16 16 16
Số bánh răng chịu Mx max 2 3 3
Hộp tốc độ thường được thiết kế để giảm tốc độ đầu ra, với tốc độ nhỏ (n min) và momen lớn (M), dẫn đến bánh răng có module lớn và chiều rộng tăng lên, làm kích thước bánh răng lớn hơn Tuy nhiên, do đây là bánh răng chịu lực, kích thước cần được tối ưu hóa Ngược lại, khi trục đầu vào có tốc độ lớn và momen nhỏ, kích thước bánh răng sẽ giảm, do đó, nên ưu tiên sắp xếp nhóm bánh răng có số lượng nhiều lên trước.
Như vậy hộp tốc độ có 3 nhóm truyền tương ứng với 3!=6 PATT.
Bảng so sánh các PATT:
Bảng 2 3 Bảng so sánh các phương án thự tự
PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II Đặc tính nhóm [1] [3][9] [3] [1][9] [6] [2] [1] [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3]
Kết quả Đạt Đạt Không đạt Không đạt Không đạt Không đạt
Theo điều kiện φ (p -1)X max ≤ 8 ⇒Lựa chọn PATT, PAKG
PATT I II III II I III Đặc tính nhóm [1] [3] [9] [3] [1] [9]
Hình 2 2 Lưới kết cấu PATT (1)
Hình 2 3 Lưới kết cấu PATT (2)
PATT (1) được đánh giá là tối ưu hơn PATT (2) do lượng mở và tỉ số truyền thay đổi một cách từ từ và đều đặn, nhờ vào thiết kế hình rẻ quạt Sự thay đổi tỉ số truyền không đột ngột giúp truyền động hoạt động êm ái hơn Thêm vào đó, cấu trúc rẻ quạt đều đặn góp phần làm cho hộp tốc độ trở nên nhỏ gọn hơn, đồng thời sắp xếp các cơ cấu truyền động trong hộp tốc độ một cách chặt chẽ Vì những lý do này, PATT (1) là sự lựa chọn hợp lý.
2.2.3 Vẽ đồ thị vòng quay
Xác định giá trị n 0(vg/ph).
- Động cơ chính : N c =7(kW), n40(vg/ph).
- Trị số : : n 0(vg/ph) phải đảm bảo 1 4 ≤ i o ≤2.
Chọn n0 = n15 = 851,59 (vg/ph) để đảm bảo bánh răng đầu vào của hộp tốc độ chịu momen xoắn nhỏ và kích thước hộp gọn nhẹ Điều này cho phép n0 trùng với một tốc độ cụ thể của trục cuối cùng, với i0 = n0 ndc = 1440/850 ≈ 18,31.
• Dựa trên đồ thị vòng quay của máy tham khảo 6H82 đưa ra tỷ số truyền các nhóm như sau:
Hình 2 4 Đồ thì vòng quay hộp tốc độ 2.2.4 Tính số răng của các bánh răng
Sử dụng phương pháp BSCNN
Bảng thống kế số răng từng nhóm truyền
Nhóm truyền Tỷ số truyền Máy thiết kế
Tính sai số vòng quay
Bảng 2.2 Sai số vòng quay
Tốc độ n i n TC (vg/ ph) n tt( vg/ ph) Δ n i %=n TC −n tt n TC ×100 % n 1 33,5 33,05 1,34% n 2 42,5 41,81 1,62% n 3 53 51,98 1,92% n 4 67 65,69 1,96% n 5 85 83,07 2,27% n 6 105 103,28 1,63% n 7 132 134,61 -1,98% n 8 170 166,45 2,09% n 9 210 206,94 1,45% n 10 265 267,45 -0,92% n 11 335 337,45 -0,73% n 12 420 415,80 1,0% n 13 530 535,51 -0,45% n 14 670 664,62 0,80% n 15 850 858,94 -1,05% n 16 1050 1052,90 -0,28% n 17 1320 1331,61 -0,88% n 18 1700 1666,52 1,97%
Đồ thị sai số vòng quay:
Hình 2 5 Đồ thị sai số vòng quay hộp tốc độ
2.2.5 Vẽ sơ đồ động n (vg/ph)
Hình 2 6 Sơ đồ động Hộp tốc độ
Máy mới được trang bị hộp tốc độ thiết kế theo sơ đồ động hình 2.6, đáp ứng đầy đủ các yêu cầu ban đầu Đặc biệt, trục 3 sử dụng bánh răng chung ZC, kế thừa kinh nghiệm từ máy mẫu 6h82, giúp giảm kích thước chiều trục nhờ vào việc giảm số lượng bánh răng trên trục.
Thiết kế truyền dẫn hộp chạy dao
2.3.1 Tính toán chuổi số vòng quay cần thiết theo cấp số nhân
- Sdmin= Sngmin= 3Sđmin= 23,6 (mm/ph).
Dựa vào các thông số và tham khảo máy 6H82, chúng ta nhận thấy cơ cấu tạo ra chuyển động chạy dao dọc, chạy dao ngang và chạy dao đứng là cơ cấu vít me với bước vít tv=6 mm Vì vậy, bước vít cho máy mới được chọn là tv=6 mm.
Với đường truyền chạy dao dọc:
- Tính số vòng quay trục vít me :
Bảng 2 4 Chuỗi số vòng quay tiêu chuẩn của xích chạy dao dọc
Tốc độ ntv[vg/ph] Tốc độ ntv[vg/ph] ns1 3,93 => 4 ns10 31,5 ns2 5 ns11 40 ns3 6,3 ns12 50 ns4 8 ns13 63 ns5 10 ns14 80 ns6 12,5 ns15 100 ns7 16 ns16 125 ns8 20 ns17 160 ns9 25 ns18 200
Từ phương trình xích chạy dao máy tham khảo , ta có : n đc ( 1420 vg/ ph ) ( I ) i 01( II ) i 02( III ) [ i i i 1 2 3 ] ( IV ) [ i i i 4 5 6 ] ( V ) [ M M 1 ( trái 1 ( phải ) i 9 i ) i 8 9 i 7 ] M 2 M 3 ( VI )
i 10 (VII).i 11 (VIII) [ i 12 ( IX i 12 ) ( M i IX 13 6 i i ) 16 i 14 15 i M M 17 6 7 5 6= = ( XI S đứng S ) 6= ngang ( mm S ( mm dọc / ( ph mm / ph ) / ) ph )
Phương trình xích chạy dao nhanh: n đc (1420vg/ph) (I).i 01 (II).i 18 (V).i 19 M 3 (phải) M 4 (VI).i 10 (VII).i 11 (VIII)
[ i 12 ( IX i 12 ) ( M i IX 13 6 i i ) i 16 14 15 i M M 17 6= 7 5 6 ( XI =S S đứng ) 6 ngang ( = mm S ( dọc mm/ / ( ph mm ph ) / ) ph )
Vì ưu tiên giảm tốc nên ta sẽ chọn số vòng quay của trục trung tâm (trục VI) là:
[ n n n itrục itrục itrục =n =n = n ivmng ivmđ ivmd i i i ngang đứng dọc
Chọn: 1/i dọc =(VI).i 10 (VII).i 11 (VIII).i 12 (IX)i 13 i 14 M 7 (XI)=1/2;
1/i ngang =(VI).i 10 (VII).i 11 (VIII).i 12 (IX)i 15 M 5 =1/2
→ [ n itrục = n ivít me dọc 2 n itrục =n ivít me ngang 2 n itrục = n ivít me đứng 6
Do yêu cầu Sdmin = Snmin = 3Sđmin, chúng ta chỉ cần thực hiện tính toán cho một đường truyền, trong khi các đường truyền khác sẽ được tính tương tự Giả sử chúng ta tiến hành tính toán với đường chạy dao dọc.
2.3.2 Xác định PAKG, lập bảng so sánh và chọn PAKG
Bảng so sánh các PAKG :
Bảng 2 5 Bảng so sánh các PAKG
Tổng số bánh răng trên trục chính 9 2 6 3 2 3 3
Cá PAKG 9x2 và 6x3 có số răng dày đặc trên trục I, dẫn đến việc trục I phải chịu tải trọng lớn Điều này không đảm bảo độ bền của trục, gây ra tình trạng võng và gãy trục, rất nguy hiểm Do đó, chúng ta cần loại bỏ các PAKG này để đảm bảo an toàn.
Khi tốc độ đầu ra thấp (n min) và momen M lớn, bánh răng có module m lớn và chiều rộng tăng, dẫn đến kích thước bánh răng lớn hơn Ngược lại, khi trục đầu vào có tốc độ cao và momen M nhỏ, kích thước bánh răng sẽ nhỏ hơn Do đó, cần ưu tiên sắp xếp nhóm bánh răng có số lượng nhiều lên trước để tối ưu hóa hiệu suất.
- Như vậy hộp tốc độ có 3 nhóm truyền tương ứng với 3!=6 PATT.
Bảng so sánh các PATT:
Bảng 2 6 Bảng so sánh các phương án thứ tự
PATT I II III II I III III II I I III II II III I III I II Đặc tính nhóm [1] [3] [9] [3] [1] [9] [6] [2] [1] [1] [6] [3] [2] [6] [1] [6] [1] [3]
Kết quả Đạt Đạt Không đạt Không đạt Không đạt Không đạt
Theo điều kiện φ (p -1)X max ≤ 8 ⇒Lựa chọn PATT, PAKG
PATT I II III II I III Đặc tính nhóm [1] [3] [9] [3] [1] [9]
Hình 2 7 Lưới kết cấu PATT (1)
Hình 2 8 Lưới kết cấu PATT (2)
Khác với hộp tốc độ, hộp chạy dao có khả năng thực hiện ba hướng chạy dao: dọc, ngang và đứng Mỗi hướng sử dụng ly hợp vấu đảo chiều trái-phải, cùng với các cơ cấu hỗ trợ như vít me, eku và ly hợp ma sát Hơn nữa, hệ thống xích truyền động cho phép cơ cấu chạy dao hoạt động nhanh chóng Do đó, phương án xếp hình rẻ quạt-sít đặc không thể được áp dụng, mà cần sử dụng phương án thứ hai để đảm bảo không gian lắp đặt cho các cơ cấu phụ.
Mặc dù đã chọn phương án lưới kết cấu thứ hai, nhưng không gian lắp đặt các cơ cấu phụ trợ vẫn không đủ, dẫn đến việc bỏ bớt trục số 4 Thay vào đó, chúng ta đã vẽ thêm cơ cấu phản hồi từ trục 3 về trục 2 Nhờ vào cơ cấu phản hồi và bánh răng dùng chung, việc giảm bớt trục và bánh răng giúp thu gọn kích thước hộp, đồng thời vẫn duy trì đủ 18 tỉ số truyền theo yêu cầu.
Chọn PATT có lượng mở là [3] [1] [9]
- Do cơ cấu phản hồi nên lưới kết cấu có sự biến hình dẫn đến phương án thự tự của hộp chạy dao thay đổi Z = 3 x 3 x 2 được tách làm 2 phần:
Với Z1 = 3 x 3 và Z2 = 2 ( có đường truyền phản hồi)
- Ngoài ra lưới còn có thêm đường chạy dao nhanh.
Lưới kết cấu phản hồi như sau:
Hình 2 9 Lưới kết cấu phản hồi của Hộp chạy dao 2.3.3 Đồ thị vòng quay
- Lấy nguyên mặt bằng lưới kết cấu phản hồi để sử dụng, đặt vào vị trí III, IV, V.
- Dựa vào máy tham khảo (6H82) vẽ các trục còn lại I, II, VI, VII, VIII, IX, X,
Để xác định vị trí đặt động cơ trên đồ thị vòng quay, cần vẽ các trục dọc thể hiện giá trị từ n1 đến n18 Do nđc20 [vg/ph] là yếu tố quan trọng, việc tính toán các giá trị n tiếp theo là cần thiết.
Tham khảo máy tương tự (6H82): i 01 &
- Để tiện cho việc tính toán và biểu diễn trên đồ thị vòng quay ta lấy n02 = 400 [vg/ph]( trùng với điểm n21 trên đồ thị).
Thỏa mãn phạm vi điều chỉnh tỷ số truyền động 1 5 ≤ i s ≤2,8
Ta có đồ thị vòng quay hộp chạy dao của máy thiết kế như sau:
Hình 2 10 Đồ thị vòng quay máy thiết kế sơ bộ Tính số bánh răng của bánh răng theo từng nhóm
Nhóm V: Đây là cơ cấu phản hồi từ trục V về trục IV nên phải đảm bảo khoảng cách trục a đã được xác định như sau: a=1
2[ Z IV +Z ' IV ] m1 ,5 m (m là môđun của bánh răng)
- Vậy ta được hệ phương trình:
Bảng thống kê số răng trong mỗi nhóm truyền:
Bảng 2 7 Bảng thống kê số răng trong mỗi nhóm truyền
Nhóm truyền Tỷ số truyền Máy thiết kế 6H82
Bảng 2 8 Sai số vòng quay lượng chạy dao n Phương trình xích nt.chuẩn nt.toán Δn(%) n1 1420.26
Đồ thị sai số vòng quay :
Hình 2 11 Đồ thị sai số vòng quay hộp chạy dao (đường truyền chạy dao dọc)
Sai số vòng quay được ghi nhận dao động trong khoảng ±2,6%, nằm trong giới hạn cho phép Tuy nhiên, một số kết quả vẫn có chứa sai số do quá trình làm tròn trong tính toán.
2.3.5 Thiết kế các truyền dẫn còn lại
Tham khảo thiết kế máy tương tự ta có các cặp bánh răng ăn khớp như sau: a Đường chạy dao ngang:
- Các cặp bánh răng ăn khớp từ trục
IX –X –vít me ngang là 44/44 b Đường chạy dao đứng:
- Ta chọn các cặp bánh răng ăn khớp như đường chạy dao ngang
VII – VIII: 22/35 sau đó đến cặp 22/33 và truyền trới trục vít me thông qua cặp bánh răng côn 22/44.
Với đường chạy dao nhanh ( chạy dao dọc):
60cho nhóm truyền từ trục II đến trục V ;i 16 =¿ 60
38 cho nhóm truyền từ trục V đến trục VI Và các tỷ số truyền còn lại: n (vg/ph) i 10 (
- Sai số lượng chạy dao nhanh:
Vậy đường chạy dao nhanh đã đạt yêu cầu.
2.3.6 Đồ thị vòng quay máy
Hình 2 12 Đồ thị vòng quay máy
Hình 2 13 Sơ đồ động hộp tốc độ máy thiết kế
Hình 2 14 Sơ đồ động hộp chạy dao máy thiết kế
Hộp tốc độ và hộp chạy dao của máy thiết kế mới được cải tiến từ máy tham khảo 6H82, sở hữu kết cấu thu gọn nhờ các cơ cấu phản hồi và bánh răng dùng chung Thiết kế mới còn tích hợp các cơ cấu đặc biệt như li hợp ma sát, ly hợp vấu và ly hợp an toàn Đặc biệt, tỉ số truyền đã được tính toán lại, giúp giảm sai số trong quá trình hoạt động và nâng cao hiệu suất truyền động.
TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TÍNH BỀN CHO MỘT CƠ CẤU CHÍNH
Yêu cầu và lý luận chung
Tính toán sức bền và độ cứng vững của chi tiết máy là bước quan trọng để kiểm tra xem chúng có đạt yêu cầu hay không Nếu không đạt, cần áp dụng các biện pháp để đảm bảo độ bền và độ cứng vững Trước khi thực hiện tính toán cụ thể cho các chi tiết điển hình, cần xác định chế độ làm việc giới hạn của máy, lực tác dụng trong truyền dẫn và công suất động cơ điện Dựa trên những thông tin này, có thể tiến hành thiết kế kết cấu, chọn vật liệu phù hợp và thực hiện tính toán sức bền.
3.1.1 Xác định các thông số làm việc của máy
Chế độ làm việc của máy bao gồm các yếu tố như cắt gọt, bôi trơn làm lạnh và an toàn Trước khi đưa vào sản xuất, máy mới cần quy định rõ ràng về chế độ làm việc Mục này tập trung vào việc xác định chế độ cắt gọt giới hạn, từ đó làm cơ sở cho tính toán động lực học của máy cắt kim loại Hiện nay, có nhiều phương pháp xác định chế độ cắt gọt giới hạn, bao gồm chế độ cắt gọt cực đại, chế độ cắt gọt tính toán và chế độ cắt gọt để thử máy.
Tính an toàn của động cơ
Tham kh o ch đ c t th c a máy phay 6H82, ta ch n v i máy thi t k :ả ế ộ ắ ử ủ ọ ớ ế ế
Chế độ cắt thử mạnh:
- Chi tiết gia công : Gang có HB = 180
- Chế độ gia công : Tốc độ vòng quay trục chính n = 53 vg/ph.
Chế độ cắt thử nhanh:
- Chi tiết gia công : C45 có HB = 195
- Chế độ gia công : n = 670 v/ph , B = 50 mm, t = 3 mm
Thử li hợp an toàn:
- Chế độ cắt : B = 100mm, t = 10mm , n = 53 vg/ph , S = 96 mm/ph, Mx 20000(N.cm).
- Chạy nhanh 1000v/ph, kiểm tra sự trượt n(,5v/ph.
Tính công suất động cơ điện:
- Trong quá trình gia công thì quá trình phay nghịch tạo ra lực cắt lớn nhất,vì vậy ta tính công suất cắt theo quá trình phay nghịch.
Hình 3 1 Sơ đồ phay nghịch 3.2.1 Công suất động cơ chính
Công suất động cơ chính được tính theo công thức:
- NC : là công suất cắt.
- NO : là công suất chạy không.
- NP : là công suất phụ tiêu hao do hiệu suất và các nguyên nhân ngẫu nhiên ảnh hưởng đến sự làm việc của máy.
Tra bảng II,1[1], trang 90, ta được:
Với chế độ cắt thử mạnh: c = 682 ; y = 0,72 ; k = 0,86.
Thông thường N c chiếm 70÷80% Nđc nên có thể tính gần đúng :
Với : η là hiệu suất của bộ truyền.
Với chế độ cắt thử nhanh:
Do công suất cắt chiếm 7080% công suất động cơ nên ta tính gần đúng công suất động cơ theo công suất cắt : N dc =N c η (kW)
Chọn động cơ điện có thông số:
Vs: Vận tốc chạy dao.
cd = 0,15: Hiệu suất của cơ cấu chạy dao.
Bàn máy phay có s ng trố ượt đuôi én:
Q= k Px + f(PZ + 2PY + G) k = 1,4. f: Hệ số ma sát thu gọn trên sống trượt f = 0,2.
G: Trọng lượng phần dịch chuyển Lấy G = 15000 N.
Vậy ta chọn động cơ có thông số:
3.2.3 Tính công suất, momen xoắn lớn nhất, số vòng quay nhỏ nhất trên các trục của hộp tốc độ
Để lập bảng tính toán động học ta cần biết:
- Tốc độ lớn nhất và nhỏ nhất trên từng trục, từ đó ta có thể tính ra tốc độ trục tính toán theo công thức: n t = n min √ 4 n n max min (v/ph).
- Công suất trên từng trục: Ntrục = Nđc. (kW).
Với là hiệu suất của các bộ truyền, chi tiết từ động cơ tới trục. = i với i là hiệu suất của các bộ truyền đai, bánh răng, ổ lăn ta có:
Công suất: Nđc =7 kW ; nđc 40vg/ph.
- Trục I NI = Nđc ol br = 7.0,97.0,995 6,76 KW.
- Trục II NII = NI ol br = 6,76.0,995.0,97 6,52 KW.
- Trục III NIII = NII br ol = 6,52.0,97.0,995 6,29 KW.
- Trục IV NIV = NIII br ol = 6,29 0,97 0,995 6,07 KW.
- Trục V NV = NIV br ol = 6,07 0,97 0,995 5,86 kW.
Khi máy hoạt động ở các cấp tốc độ thấp, trục quay có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, dẫn đến việc máy làm việc ở mômen xoắn giới hạn mà không đạt công suất tối đa N Để tính toán hiệu quả, người ta sử dụng chế độ cắt gọt và xác định số vòng quay tính toán cho từng trục theo công thức n tính = n min √ 4 n n max min.
+ Trục I: nI = 1440 v/ph + Trục II: nII = nđc.i0 40.18 31 = 835,2 vg/ph + Trục III: nIIImin = nII i 1= 835,2 17 43 = 330,12 vg/ph. nIIImax = nII i 3= 835,2 23 37 = 518,05 vg/ph.
ntính3 = nmin √ 4 n n max min = 330,12 √ 4 518 330 , , 05 12 = 369,5 vg/ph =nIII.
+ Trục IV: nIVmin = nIIImin i 4= 330,12 20 50 = 132,05 vg/ph nIVmax = nIIImax i 6= 518,05 43 27 = 825,04 vg/ph.
ntính4 = nmin √ 4 n n max min = 132,05 √ 4 825 132 , , 04 05 = 288,77 vg/ph = nIV.
+ Trục V: nVmin = nIVmin i 7= 132,05 18 72 = 33,01 vg/ph nVmin = nIVmin i 8= 825,04 60 30 = 1650,08 vg/ph
n tính5= n min 4 √ n n max min = 33,01 √ 4 1650 33 , 01 ,08 = 87,77 vg/ ph = nv.
Xác định momen xoắn trên động cơ lớn nhất :
- Momen xoắn trên các trục:
1440D831,9 N.mm+ TII = 9,55 10 6 = 9,55.10 6 6 835 , 52 = 74913,17 N.mm+ TIII = 9,55 10 6 =9,55.10 6 369 6 , 29 ,5 = 163345,06 N.mm
Bảng 3 1 Công suất, momen xoắn, tốc độ vòng quay tính toán trên các trục hộp tốc độ
Đường kính của trục được tính sơ bộ theo công thức: d=√ 3 0 , T 2 I [ τ ]
- Trong đó: T – là mômen xoắn trên trục cần tính.
[τ] – là ứng suất cho phép phụ thuộc vào loại vật liệu làm trục.
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất cho phép là [τ] = 20 Vậy đường kính các trục lần lượt là:
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 1 sơ bộ là : d 1 = 25 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 2 sơ bộ là : d 2 = 30 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 3 sơ bộ là : d 3 = 35 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 4 sơ bộ là : d 4 = 40 mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 5 sơ bộ là : d 5 = 50 mm.
Vậy chọn sơ bộ đường kính như sau: d1= 25 (mm); d2= 30 (mm); d3= 35(mm); d4= 40 (mm); d5= 50 (mm).
3.2.4 Tính toán công suất, momen xoắn lớn nhất, số vòng quay nhỏ nhất trên các trục của hộp chạy dao
Công suất: Nđc = 1,7 kW ; nđc 20vg/ph; ol = 0.97; br = 0,995.
- Trục I : NI = Nđc br = 1,7 0,97 1,65 [kW].
- Trục II: NII = NI br ol = 1,65 0,995 0,97 1,59 [kW].
- Trục III: NIII = NII ol br = 1,59 0,995 0,97 1,53 [kW].
- Trục IV: NIV = NIII br ol = 1,53 0,97 0,995 1,48 [kW].
- Trục V: NV = NIV br ol = 1,48 0,97 0,995 1,43 [kW].
- Trục VI: NVI = NV br ol = 1,43 0,97 0,995 1,38 [kW].
Do các trục quay có số vòng quay thay đổi từ nmin đến nmax, khi làm việc ở tốc độ thấp, máy thường chỉ đạt đến momen xoắn giới hạn mà không sử dụng hết công suất N Thực tế cho thấy, yêu cầu về công nghệ, chất lượng, trình độ nghề nghiệp và các yếu tố khác đã hạn chế khả năng khai thác tối đa công suất của máy Để tính toán hợp lý, người ta áp dụng chế độ cắt gọt tính toán, với số vòng quay tính toán trên từng trục được xác định là: n tinh = n min √(4 n n max min).
Trục II: nII = nđc.i01 = 1420.26 44=¿839,09 [vg/ph];
Trục III: nIII = nđc.i01.i02 = 1420.26 44 29 61=¿398,91 [vg/ph];
Trục IV: nIVmin = nIII i1= 398,91.18 36=¿199,45 [vg/ph]; nIVmax = nIII i 3= 398,91.36 18=¿ 797,82 [vg/ph];
n tinh =n min √ 4 n n max min = 199 , 45 √ 4 797 199 , ,82 45 = 282 ,06 [ vg / ph ]
Trục V: nVmin = nIVmin i 4= 199,45.18 45=¿ 79,78 [vg/ph]; nVmax = nIVmax i 6= 797,82.24 39=¿ 490,97 [vg/ph];
n tinh =n min √ 4 n n max min = 79 ,78 4 √ 490 79 ,78 , 97 = 125 ,66 [ vg / ph ]
48=¿ 9,97 [ vg/ph]; nVImax = nVmax.i 9 = 490,97.45 45=¿490,97 [vg/ph];
n tinh =n min √ 4 n n max min = 9 , 97 √ 4 490 9 , 97 , 97 & , 41[ vg / ph]
Bảng 3 2 Công suất, momen xoắn, tốc độ vòng quay tính toán trên các trục hộp chạy dao
Trục I II III IV V VI
Tính đường kính sơ bộ:
- Từ mômen trên các trục đã tính ở trên ta tính được đường kính sơ bộ của các trục theo công thức : d ≥ √ 3 0 , 2 T [ τ ]
Trong đó: T – là mômen xoắn trên trục cần tính.
[τ] – là ứng suất cho phép phụ thuộc vào loại vật liệu là trục
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất cho phép là [τ] = 20 Vậy đường kính các trục lần lượt là:
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 1 sơ bộ là : d 1 = 15 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 2 sơ bộ là : d 2 = 20 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 3 sơ bộ là : d 3 = 25 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 4 sơ bộ là : d 4 = 25 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 5 sơ bộ là : d 5 = 35 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn đường kính trục 6 sơ bộ là : d 6 = 55 mm.
Vậy chọn sơ bộ đường kính như sau: d1= 15 (mm); d2= 20 (mm); d3= 25(mm); d4 25 (mm); d5= 35 (mm); d6= 55(mm).
Tính bánh răng
Trong thiết kế máy cắt kim loại, việc xác định động lực bánh răng Z không cần thiết vì đã được biết từ phần tính toán động học Do đó, trọng tâm là tính toán modul của bánh răng, chủ yếu dựa trên sức bền uốn và sức bền tiếp xúc, trong đó sức bền tiếp xúc là yếu tố chính Đối với trường hợp chạy dao, thường sử dụng một loại modul cho một cặp bánh răng, trong khi các bánh răng khác sẽ có cặp tương tự.
Để thuận tiện cho việc tính toán trục chính liên quan đến các chi tiết trên trục, chúng ta chọn cặp bánh răng 18/72 Bánh răng 72 được lắp trên trục chính và có sự chênh lệch số răng lớn nhất, cho thấy nó sẽ chịu tải lớn nhất Do đó, việc tính toán cặp bánh răng 18/72 là cần thiết.
Để thuận tiện cho việc tính toán tiếp theo liên quan đến trục chính và các chi tiết trên trục còn lại, chúng ta sẽ tiến hành tính toán cặp bánh răng 31/39.
3.3.1 Xác định các thông số cho bánh răng
3.3.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế chế tạo máy thì ta chọn vật liệu như sau:
- Bánh nhỏ : thép 40X thấm nitơ , độ cứng sau nhiệt luyện là 60 HRC, độ bền uốn σ b = 1000 MPa; độ bền chảy σ ch = 800 Mpa
- Bánh răng lớn : thép C45 thường hóa đạt độ cứng 35 HRC(325 HB), độ bền uốn σ b = 600 MPa; độ bền chảy σ ch = 340 Mpa
Tính toán modun bánh răng: m=(0,01:0,02)aw α w =K α (i+1) √ 3 [ σH K ] Hβ 2 i ω T ba
Ka : h sệ ố ph thu c vào v t li u làm răng và răng th ng tra b ng 6.5 ụ ộ ậ ệ ẳ ả (TKHDĐCK), ta có: KaI,5 MPa 1/3
T1 – Moment trên tr c xo n ch đ ngụ ắ ủ ộ Nmm
[ H] - ng su t ti p xúc cho phép:σ Ứ ấ ế
Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
[σH] = (σHlim/ SH) ZR ZV KL KXH
Sơ bộ lấy ZR ZV KL KXH = 1.
Tra sách TTTKHDĐCK, lấy hệ số an toàn là SH1= 1,2; SH2= 1,1
[σH] = min{[σH1] ; [σH2] } = 609,09[ MPa]. ω ba, ω bd– h s chi u r ng vành răng;ệ ố ề ộ
Tra b ng 6.6 (TKHDĐCK) b truy n đ i x ng HB < 350 ta ch n ả ộ ề ố ứ ọ ω ba = 0,2 ( v i các bánh răng trong h p t c đ ,ớ ộ ố ộ ω ba = (0,1; … ; 0,2 ) ta có i = 18 72 = 4 ω bd = 0,5 ω ba.( i + 1) = 0,5 0,2 5 = 0,25
KHβ, KFβ – H s k đ n s phân b không đ u t i tr ng trên chi u r ng ệ ố ể ế ự ố ề ả ọ ề ộ vành răng khi tính v ng su t ti p xúc và u n: Tra b ng 6.7 (TKHDĐCK)ề ứ ấ ế ố ả ta được: KHβ= 1,05
Tra b ng tiêu chu n 6.8 (TKHDĐCK), ta có modun m = 3.ả ẩ
Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc:
Để kiểm tra độ bền của các cặp bánh răng, quy trình thực hiện tương tự như đối với các chi tiết máy khác, sử dụng các công thức tính toán từ giáo trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Theo công thức 6.33, trang 105[1] ta có : σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u d H ( w 2 u ± 1 1 )
T1 : Momen xoắn trên trục III, T1 = 201734 , 95(N.mm)
ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp Theo bảng (6.5 tr 96), vật liệu của hai bánh răng đều là thép => ZM = 274 (MPa).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc.
Ta có : Trong đó:Z H =√ 2 cos sin 2 α β tw b
+ βb: Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở, do bộ phận dùng bánh răng thẳng, nên có βb = 0°.
+ Dùng bánh răng không dịch chỉnh, ta có: α tw =α t =arctg ( cos tg α β ) =arctg ( tg cos 0 20 ° ° ) ° , với α = 20°.
Z H =√ 2 cos sin 2 α β tw b = √ sin 2 cos 0 ( 2.20) = 1 ,76
bw: chiều rộng vành răng, có bw = 30 mm (ψ: hệ số chiều rộng vành răng, mm).
Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp ta dùng công thức (6.36a [1]) để tính:
Z ε = √ ( d 4 − 3 ε α ) = √ 4 −1 3 ,65 = 0 , 86 w1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ Ta có:
Khoảng cách trục chia: a = 0 , 5 m ( Z 1 + Z 2 ) cosβ =0,5.3.(18+72) cos 0 5(mm). Khoảng cách trục: a w =a cosα t cosα tw =a5(mm). Đường kính vòng lăn: d w 1=2.a w u+1=2.135
KH: Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc.
+ KHβ: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng (6.7[1], trang 98).
+ KHV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có:
+ v là vận tốc vòng của vành răng, ta có: v=π d w 1 n
Theo chbảng 6.13[1], trang 106, chọn cấp chính xác động học là cấp 6.
Theo bảng 6.15 và 6.16[1], trang107, ta có : δH = 0,006; g0 = 42.
Trong đó v Hmax là giá trị có được khi tra bảng 6.17[1], trang 108 + Tra bảng 6.14[1], trang 107, ta được KHα = 1,04.
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng là: σ H =Z M Z H Z ε √ 2.T b 1 K w u d H ( w 2 u ± 1 1 ) = 274.1 , 76.0 , 86 √ 2.201734 30.4 , 95.1 54 , 16 2 ( 4−1)
Vậy m = 3 không thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
Chọn lại trong khoảng m=(0,01 : 0,02)aw = (2,21 : 4,42), ta ch n m = 4ọ
Khoảng cách trục chia: a = 0 ,5 m ( Z 1 + Z 2 ) cosβ =0,5.4.(18+72) cos 0 0(mm). Khoảng cách trục: a w =a cosα t cosα tw =a0(mm). Đường kính vòng lăn: d w 1=2.a w u+1=2.180
KH: Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc.
+ KHβ: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo bảng (6.7[1], trang 98).
+ KHV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp, ta có:
+ v là vận tốc vòng của vành răng, ta có: v=π d w 1 n
Theo chbảng 6.13[1], trang 106, chọn cấp chính xác động học là cấp 6.
Theo bảng 6.15 và 6.16[1], trang107, ta có : δH = 0,006; g0 = 42.
Trong đó v Hmax là giá trị có được khi tra bảng 6.17[1], trang 108 + Tra bảng 6.14[1], trang 107, ta được KHα = 1,04.
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng là: σ H =Z M Z H Z ε √ 2.T b 1 K w u d H ( w 2 u ± 1 1 ) = 274.1 ,76.0 , 86 √ 2.201734 30.4 ,95.1 72 ,16 2 ( 4 − 1 )
Vậy m = 4 thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn:
Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ, theo công thức 6.43 và 6.44[1], trang
bw: chiều rộng vành răng, bw = 30 mm.
Chọn m = 4 từ kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức 6.45[1], trang 109, ta có: K F =K Fβ K Fα K FV
Với :+ KFβ: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7[1], trang 98 ta có: KFβ = 1,13.
Hệ số KFα được sử dụng để xem xét sự phân bố tải trọng không đều trên một đôi răng đồng thời ăn khớp trong tính toán uốn Theo bảng 6.14, KFα có giá trị là 1,13.
+ KFV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46[1], trang 109 ta có:
Tra bảng 6.15 và 6.16[1], trang 107 ta có : δF = 0,016; g0 = 42.
Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, ta có:
Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ta có:
YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2.
Z v2 = Z 2 cos 3 β= 72 cos 3 0r Tra bảng 6.18[1], trang 109, ta được: YF1 = 4,2 ; YF2 = 3,614.
Nhận thấy σ F1 Kx= 1.06ế ế ệ ẫ ộ ơ ậ
Ky - H s tăng b n tra b ng B10.9 được tính toán theo phương pháp thiết kế h đàn động khí Do không sử dụng phương pháp tăng b n b m t, Ky được xác định là 1.ề ề ặ εσ ετ, trong đó h s kích thệ ố ước k đ n nh hể ế ả ưởng c a kích thủ ước ti t di n tr c gi iế ệ ụ ớ h n m i tra b ng B10.10.
K ,K là h s t p trung ng su t th c t khi u n và khi xo n ph thu c vàolo iσ τ ệ ố ậ ứ ấ ự ế ố ắ ụ ộ ạ y u t gây t p trung ng su t.ế ố ậ ứ ấ
Theo b ng B10.12 v i tr c then hoa, răng hình ch nh t có ả ớ ụ ữ ậ σB = 600 MPa,
[Tính toán thi t k h d n đ ng c khí t p 1]-199, ta đế ế ệ ẫ ộ ơ ậ ược: (đ i v i ti t di n B ố ớ ế ệ và
Kσ = 1.55,Kτ = 2.36Tra b ng B10.11 [Tính toán thi t k h d n đ ng c khí t p 1]-198 khi ch nả ế ế ệ ẫ ộ ơ ậ ọ s b ki u l m K6.(đ i v i ti t di n A và D).ơ ộ ể ắ ố ớ ế ệ
Ti t di nế ệ σ-1 ψσ σaj σmj Kσ dj sσ j
Ti t di nế ệ τ-1 ψτ τaj τmj Kτ dj sτ j
Nh n xét: sậ j > [s] = 1.5 ÷ 2.5→ Tr c th a mãn đi u ki n đ b n m i.ụ ỏ ề ệ ộ ề ỏ
❖ Ki m nghi m tr c II theo đ b n tĩnhể ệ ụ ộ ề Đ đ phòng kh năng b bi n d ng d o quá l n ho c phá h ng do quá t iể ề ả ị ế ạ ẻ ớ ặ ỏ ả đ t ng t (ch ng h n khi m máy) c n ti n hành ki m nghi m tr c v đ b ộ ộ ẳ ạ ở ầ ề ể ệ ụ ề ộ ề tĩnh.
Công th c ki m nghi m có d ng CT10.27 [Tính toán thi t k h d n đ ng c ứ ệ ệ ạ ế ế ệ ẫ ộ ơ khí t p 1]-200ậ
V y ậ σtd < [ ]→ Tr c th a mãn đ b n tĩnh.σ ụ ỏ ộ ề